КОНСТРУИРОВАНИЕ
И РАСЧЕТ ВАГОНОВ
Под редакцией П.С. Анисимова
Издание второе,
переработанное и дополненное
Допущено
Федеральным агентством железнодорожного транспорта
в качестве учебника для студентов вузов
железнодорожного транспорта

Москва
2011
1

УДК 629.45/.46(075)
ББК 39.24
К65
Р е ц е н з е н т ы: начальник отдела модернизации грузовых вагонов ПКБ ЦВ —
филиала ОАО «РЖД» В.А. Пронин; др техн. наук, проф. кафедры «Вагоны» Ураль
ского государственного университета путей сообщения (УрГУПС) А.В. Смольянинов
А в т о р ы: заслуженный работник транспорта РФ, акад. РАТ, др техн. наук,
проф. В.В. Лукин — введение, гл. 1 (кроме п. 1.6), гл. 4 (кроме пп. 4.3, 4.5), гл. 5
(кроме пп. 5.3, 5.5, 5.9), гл. 6 (кроме пп. 6.2, 6.4.1, 6.4.5), гл. 7 (кроме пп. 7.3, 7.5),
гл. 8, 9 (кроме пп. 9.2, 9.3, 9.5, 9.6); заслуженный работник транспорта РФ, акад.
РАТ, др техн. наук, проф. П.С. Анисимов — от авторов, гл. 1 п. 1.6 , гл. 4 пп. 4.3,
4.5, гл. 5 пп. 5.3, 5.5, гл. 6 пп. 6.2, 6.4.1, 6.4.5, гл. 7 пп. 7.2, 7.3, 7.5, гл. 8 пп. 8.7, 8.12,
гл. 9 пп. 9.2, 9.3, 9.5, 9.6, гл. 10 (кроме п. 10.5), гл. 12; заслуженный деятель
науки и техники РФ, акад. РАТ, др техн. наук, проф. В.Н. Котуранов — гл. 2,
гл. 10 п. 10.5, гл. 11 п. 11.5.2; акад. РАТ, др техн. наук, проф. А.А. Хохлов — гл. 3;
акад. РАТ, др техн. наук, проф. В.В. Кобищанов — гл. 2 п. 2.2.2, гл. 9 п. 9.7, гл. 11
(кроме п. 11.5.2)

К65

Конструирование и расчет вагонов: учебник / В.В. Лукин,
П.С. Анисимов, В.Н. Котуранов и др.; под ред. П.С. Анисимо
ва. — 2е изд., перераб. и доп. — М.: ФГОУ «Учебнометодичес
кий центр по образованию на железнодорожном транспорте»,
2011. — 688 с.
ISBN 9785999400604
Рассмотрены устройство грузовых и пассажирских вагонов, основы проек
тирования и методы расчета на прочность ходовых частей, автосцепного устрой
ства и кузовов подвижного состава, а также критерии безопасности движения
поездов. Приведены методы выбора техникоэкономических параметров, тре
бования норм проектирования и расчета вагонов в условиях их интенсивной экс
плуатации.
Учебник предназначен для студентов вузов железнодорожного транспорта и
может быть полезен для работников вагонного хозяйства, научноисследователь
ских организаций и предприятий, связанных с конструированием, эксплуатаци
ей и ремонтом вагонов.
УДК 629.45/.46(075)
ББК 39.24

ISBN 9785999400604

2

© Коллектив авторов, 2011
© ФГОУ «Учебнометодический центр по образованию
на железнодорожном транспорте», 2011
© Оформление. ООО «ПиарПресс», 2009

От авторов
Конструирование и расчет производительных и высокоэффективных
грузовых и пассажирских вагонов во многом зависит от квалификации
специалистов вагоностроительных заводов и вагонного хозяйства. В со
временных условиях необходимо применять новейшие технологии с ши
роким использованием средств механизации и автоматизации проектиро
вания и строительства вагонов. Поэтому необходимо постоянно повышать
требования к качеству подготовки специалистов для вагоностроительной
промышленности и научноисследовательских организаций, занимающих
ся проектированием, расчетом и испытаниями вагонов.
Для грамотного решения вопросов, связанных с созданием и вне
дрением в эксплуатацию эффективных конструкций грузовых и пасса
жирских вагонов, современный специалист в области вагоностроения
должен знать и умело использовать в своей трудовой деятельности уст
ройство, характеристики оборудования вагонов, современные высокоэф
фективные методы проектирования и расчета узлов и деталей вагонов с
применением компьютерных программ и технологий; методы разработ
ки систем и технологических решений по созданию вагонов различных
типов. Он должен владеть методами оценки и расчета показателей на
дежности и эффективности вагонов еще на стадии проектирования и при
их строительстве, а также методами оценки и экспертизы проектных ре
шений и ситуаций, связанных с безопасностью движения вагонов, жиз
недеятельностью и экологической безопасностью пассажиров и обслу
живающего персонала пассажирских вагонов, а также персонала, зани
мающегося ремонтом и техническим обслуживанием вагонов.
В учебнике рассмотрены вопросы, включенные в федеральный Го
сударственный образовательный стандарт высшего профессионально
го образования по специальности «Подвижной состав железных дорог».
К таким вопросам относятся: структура вагонного парка и особенности
конструкций грузовых и пассажирских вагонов; предпроектные иссле
дования и этапы проектирования; оптимизация техникоэкономичес
ких параметров вагонов; габариты подвижного состава и вписывание
его в заданный габарит; действующие в эксплуатации на вагон стати
ческие и динамические нагрузки и их определение и нормирование по
3

условиям прочности и безопасности движения вагонов; конструкции,
проектирование и расчет колесных пар с роликовыми буксовыми узла
ми, рессорного подвешивания, тележек, ударнотяговых приборов, ку
зова; решение экологических проблем, учитываемых при проектирова
нии вагонов; виды и методы прочностных испытаний вагонов и их уз
лов в лабораторных и реальных условиях с использованием современной
измерительной и регистрирующей аппаратуры и автоматизированных
компьютерных систем для обработки результатов испытаний и состав
ления научнотехнических отчетов. Указанные вопросы изучаются на
лекциях, на лабораторных и практических занятиях, при выполнении
курсовых проектов и работ и на производственной практике на пред
приятиях вагоностроительной промышленности и вагонного хозяйства.
Учебная дисциплина «Конструирование и расчет вагонов» является
базовой для овладения другими специальными дисциплинами и служит
основой для получения глубоких и всесторонних знаний по специали
зации «Вагоны». В соответствии с учебным планом, разработанным на
основе Федерального государственного образовательного стандарта выс
шего профессионального образования, изучаются следующие учебные
дисциплины: «Вагонное хозяйство», «Тормозные системы вагонов»,
«Системы автоматизации производства и ремонта вагонов», «Автома
тизированные технологии моделирования вагонов и производственных
систем», «Технология производства и ремонта вагонов».
Содержание учебника построено на базе знаний математики, физи
ки, теоретической механики, сопротивления материалов и строитель
ной механики, электротехники и электроники, экологии и безопаснос
ти жизнедеятельности и др. Освоение приведенного в учебнике мате
риала по конструированию и расчету вагонов позволит получить
выпускникам железнодорожных вузов квалификацию специалиста в
области вагоностроения и вагонного хозяйства.
После окончания вуза специалист будет связан на производстве или
в научноисследовательских организациях с разработкой технических
решений, систем и средств изготовления, эксплуатации, технического
содержания и ремонта вагонов. Объектами его профессиональной дея
тельности являются вагонные конструкции различных типов и назначе
ния. Профессиональная деятельность выпускника вуза вагонной специ
ализации заключается в решении инженерных задач и проблем в соот
ветствии с его фундаментальной и специальной подготовкой. Он может
выполнять следующие виды профессиональной деятельности: производ
ственноуправленческую, организационнотехнологическую, проектно

4

конструкторскую, экспериментальноисследовательскую в области ва
гоностроения и вагонного хозяйства, торговопредставительскую.
Содержание данного учебника позволяет специалисту быть способ
ным к проектной деятельности в профессиональной сфере на основе
системного подхода, строить и использовать типовые математические
модели для описания и прогнозирования различных процессов и явле
ний, качественно и количественно их анализировать; позволяет ставить
цель и формулировать задачи, связанные с реализацией профессиональ
ных функций, применять фундаментальные основы теории и методы
экспертизы прочностных и динамических характеристик вагонов.
Авторы выражают глубокую благодарность рецензентам за ценные
замечания и предложения, внесенные в процессе подготовки учебника
к изданию.
Замечания и пожелания по содержанию и оформлению учебника
авторы просят направлять по адресу: 105082, г. Москва, ул. Бакунин
ская, д. 71, ФГОУ «Учебнометодический центр по образованию на же
лезнодорожном транспорте».

5

Введение
Вагонный парк, являясь массовым и одним из важнейших техничес'
ких средств, выполняет основное назначение железнодорожного транс'
порта — перевозку грузов и пассажиров. Характерной его особеннос'
тью является то, что вагонный парк взаимодействует со всеми подраз'
делениями и техническими средствами железных дорог, а также со
многими предприятиями народного хозяйства страны. Кроме того,
сложность оборудования вагонов и их работа в экстремально тяжелых
эксплуатационных условиях придает особую важность процессу проек'
тирования и предъявляет высокие требования к специалистам, прини'
мающим участие в создании новых типов подвижного состава.
Проектирование вагонов является сложной инженерной задачей, от
решения которой зависит безопасность движения поездов и технико'
экономические показатели подразделений железных дорог, многих от'
раслей народного хозяйства и качество обслуживания потребителей.
Вагон представляет собой сложную систему, включающую в себя
механические, электрические (в пассажирских и рефрижераторных ва'
гонах), теплотехнические и другие подсистемы (рис. 1).
Поэтому в создании нового типа вагона принимают участие научно'
исследовательские и проектно'конструкторские организации, заводы
вагоностроительной, металлургической, электротехнической и других
отраслей промышленности.
Создание новых типов и конструкций вагонов включает в себя эта'
пы проектирования, производства, экспериментальных исследований
опытных образцов, освоения серийного выпуска, корректировку рабо'
чей документации по результатам испытаний и опытной эксплуатации.
На всех этапах проектирования и изготовления учитывают требования,
предъявляемые к подвижному составу Государственными стандартами
и другими законодательными и нормативными документами. Механи'
ческое оборудование серийно выпускаемых вагонов должно удовлетво'
рять отраслевым требованиям надежности, долговечности, ремонтопри'
годности. Нормами [25] установлены расчетные схемы и методы расче'
тов, допускаемые нагрузки, действующие на элементы вагонов, условия
механизированной погрузки и выгрузки грузов, прохода криволиней'
6

Рис. 1. Обобщенная схема вагона

ных участков пути минимального радиуса и сортировочных горок. В
«Нормах» также даны рекомендации по использованию основных ма'
териалов для изготовления вагонов, характеристики ходовых частей,
автосцепного устройства, тормозного оборудования и другие данные,
обеспечивающие требуемую надежность и качество работы оборудова'
ния. При этом проектируемые и поставляемые железнодорожному
транспорту вагоны должны быть удобными при техническом обслужи'
вании и ремонте, удовлетворять требованиям техники безопасности,
противопожарным требованиям, санитарно'гигиеническим нормам для
пассажиров и обслуживающего персонала, экологическим требовани'
ям при изготовлении и в эксплуатации.
Грузовые вагоны проектируют для эксплуатации в обычных и тяжело'
весных грузовых поездах, движущихся со скоростями до 120 км/ч и в спе'
циальных маршрутных грузовых поездах, например «Восток—Запад» — до
7

140 км/ч. Рефрижераторные вагоны для перевозки скоропортящихся
грузов и платформы для перевозки крупнотоннажных контейнеров дол'
жны эксплуатироваться с повышенными скоростями (до 140 км/ч), а
пассажирские обычные — до 160 км/ч, скоростные до 200 км/ч и высо'
коскоростные до 250—300 км/ч, а иногда и выше. Рефрижераторные ва'
гоны в данном учебнике не рассматриваются, так как по ним имеется
отдельный учебник. Регламентированы климатические условия эксп'
луатации вагонов, их агрегатов и узлов, габаритные размеры и основ'
ные технико'экономические параметры вагонов. Грузовые и пассажир'
ские вагоны проектируют и изготавливают для эксплуатации при тем'
пературе окружающей среды в диапазоне от –55 до +55 °С, в котором
все их системы должны надежно работать, средняя температура воздуха
при этом в пассажирских помещениях должна находиться в пределах
–26...+18 °С. Объем воздуха, подаваемого вентиляционной установкой,
должен составлять в расчете на одного человека 25 м3/ч летом и 20 м3/ч
зимой; скорость движения воздуха не должна превышать 0,25 и 0,20 м/с
соответственно; коэффициент очистки воздуха — не менее 0,95. Кроме
общих требований, к изотермическим вагонам предъявляется ряд спе'
циальных: коэффициент теплопередачи ограждения кузова грузовых по'
мещений должен быть не более 0,325 Вт/(м2⋅К); вагоны должны быть
оборудованы надежными приборами охлаждения, отопления, а также
автоматизированными системами и приборами контроля температуры
воздуха в грузовых помещениях на соответствие оптимальной для нахо'
дящегося в вагоне груза с допустимыми отклонениями +1,5 °С.
Долговечность и надежность вагонных конструкций зависят от кор'
розионной стойкости элементов кузова и других частей вагона. Поэтому
при проектировании вагонов особое внимание уделяется выбору мате'
риала, для их изготовления применяют низколегированные и нержавею'
щие стали, алюминиевые сплавы, пластмассы и другие новые материа'
лы, а также более стойкие защитные покрытия. Учитывают также повы'
шенные требования к технологии изготовления вагонов, отдельных
узлов и деталей и используют прогрессивные экологически чистые тех'
нологии.
Проектирование вагонов включает в себя разработку проектной, кон'
структорской, технологической и других видов документации. Методы
проектирования, а также основные требования к конструкциям ваго'
нов и их системам вырабатывались десятилетиями при участии боль'
шого количества исследователей и изобретателей. В результате выдели'
лась самостоятельная наука о вагоне, включающая результаты теоретичес'
ких и экспериментальных исследований, направленных на повышение
8

прочности и надежности вагонных конструкций, динамических качеств
ходовых частей, безопасности движения поездов, технико'экономичес'
кой эффективности новых типов подвижного состава в современных и
перспективных условиях эксплуатации.
Настоящий учебник, предназначенный для студентов вузов желез'
нодорожного транспорта, в плане стоящих перед железнодорожным
транспортом задач предусматривает изучение конструкции вагонов раз'
личных типов и их узлов (колесные пары, буксы, рессорное подвешива'
ние, тележки, ударно'тяговые устройства, кузов), а также теоретичес'
ких основ и современных методов расчета и испытания отдельных уз'
лов и деталей вагонов на прочность и долговечность с учетом статических
и динамических сил, действующих на вагоны в современных условиях
их эксплуатации. Большое внимание уделено конструкциям грузовых
и пассажирских вагонов нового поколения различных типов в свете
российской программы разработки и производства грузового и пасса'
жирского подвижного состава, а также комплексной программы ре'
организации и развития отечественного локомотиво'вагоностроения,
организации ремонта и эксплуатации пассажирского и грузового под'
вижного состава на перспективу до 2020 г.

9

Глава 1. ЗАРОЖДЕНИЕ И РАЗВИТИЕ
ВАГОННОГО ПАРКА РОССИИ
Вагонный парк является одним из важнейших технических средств
железных дорог, выполняющих основное назначение железнодорожного
транспорта — перевозку грузов и пассажиров. Невозможно представить
железную дорогу без вагонного парка, представляющего собой совокуп!
ность грузовых и пассажирских вагонов различных типов и моделей.

1.1. Первые товарные вагоны отечественной постройки
Первые товарные вагоны отечественной постройки появились на Пе!
тербургско!Московской желез!
ной дороге [1, 2, 4, 34]. Их на!
чали строить на Александров!
ском заводе в 1846 г. (рис.1.1).
Эти вагоны были четырех!
осными, с деревянными ку!
зовами, центральной сцепкой,
без боковых буферов и имели
тормозные устройства с руч!
Рис. 1.1. Первый отечественный товар!
ным приводом. Грузоподъем!
ный вагон, 1846 г.
ность крытого вагона (рис. 1.2)
при таре 7,8 т составляла 8,2 т.
Для насыпных и длинномерных
грузов строились также четы!
рехосные платформы (рис. 1.3)
с массой тары 6 т и грузоподъ!
емностью 10 т. Их осевая на!
грузка составляла 4 т, в то вре!
мя как рельсовый путь был рас!
считан на 10 т.
Тип, основные параметры и
Рис. 1.2. Первый четырехосный крытый
устройство отдельных частей
вагон Петербургско!Московской
вагонов были определены Тех!
железной дороги
10

нической комиссией при де'
партаменте железных дорог в
1843—1844 гг. Ходовые их час'
ти состояли из двухосных теле'
жек, диаметр колес по кругу ка'
тания которых составлял 914 мм,
диаметр средней части оси —
82,5 мм, шеек — 63,5 мм. Коле'
Рис. 1.3. Первая четырехосная платфор'
са выполнялись из термообра'
ма
Петербургско'Московской железной
ботанного чугуна повышенной
дороги
твердости. Из каждой партии
2—3 % осей и колес подвергались испытанию на прочность.
Вагоны строились из деревянных деталей, поэтому были пожароопас'
ными и не обладали высокой прочностью. Использовались такие породы
дерева, как сосна, дуб, вяз. Улучшить их технико'экономические пока'
затели представлялось возможным путем изготовления основных несу'
щих элементов кузова и рамы из металла. Однако его в то время вып'
лавлялось недостаточно, что явилось одной из причин перехода на вы'
пуск преимущественно двухосных вагонов. Для перевозки грузов, не
требующих защиты от атмосферных осадков, стали выпускать двухосные
вагоны без крыши (полувагоны), а также платформы. Они имели боко'
вые буфера и центральные тягово'сцепные устройства. Многие части
крытого вагона и платформы были взаимозаменяемыми.
Кузова первых вагонов опирались на двухосные тележки. Вагоны
оснащались объединенными ударно'тяговыми приборами, расположен'
ными по центру на концевых брусьях рамы. Приборы скреплялись друг
с другом двумя боковыми стяжками, проходившими по всей длине ва'
гона. В боковых буферах необходимости не было.
Первые четырехосные крытые вагоны и платформы оборудовались
тормозными приборами с ручным приводом, колодки изготавливались
из осины. Для кондуктора'тормозильщика была предусмотрена тормоз'
ная площадка с сидением.
В отличие от крытого вагона первые четырехосные платформы обо'
рудовались шпренгельными устройствами, подкреплявшими боковые
продольные балки рамы, а также оснащались стойками, служащими для
размещения и крепления длинномерных грузов. Строились также плат'
формы с постоянными или откидными бортами.
В 1859—1860 гг. Александровский завод строил платформы для пе'
ревозки карет, экипажей, военных санитарных фургонов, походных ку'
хонь, артиллерийских двуколок, а также специальные вагоны для пере'
11

возки лошадей, крупного рогатого скота, пороха и других взрывчатых
веществ, обшитых изнутри войлоком и цинковыми листами, укреплен'
ными медными гвоздями.
Недостатками строившихся в то время четырехосных вагонов явля'
лись: высокое значение коэффициента тары (отношение тары к грузоподъ'
емности), достигающее для крытого вагона 0,95, для платформы — 0,6;
малая нагрузка от колесной пары на рельс, составляющая всего 4 т, в то
время как рельсовый путь был рассчитан на 10 т, что снижало эффек'
тивность вагонов при эксплуатации.
Благодаря меньшему коэффициенту тары двухосных вагонов и в свя'
зи с нехваткой в стране металла на производство четырехосных конст'
рукций Александровский завод перешел на постройку двухосных ваго'
нов. Четырехосные вагоны, находящиеся в эксплуатации, с 1863 г. ста'
ли переделывать в двухосные (рис. 1.4).
К 1862 г. в России имелось семь тупиковых железных дорог, эксплу'
атация вагонов на которых осуществлялась с перегрузкой на стыках, пос'
ле чего грузы перевозились гужевым транспортом на другую станцию.
Это было крайне неэффективно. Поэтому в 1869 г. было введено беспе'
регрузочное сообщение грузовых, а с 1913 г. и пассажирских вагонов. В
связи с этим еще 18 марта 1860 г. в России, впервые в мире, были введе'
ны единые габариты приближения строений и подвижного состава.
Вводились единообразные устройства для запирания дверей, чугун'
ные колеса заменялись железными, крыши изготавливались из кро'
вельного железа. Была регламентирована наружная окраска стенок в
красный цвет.
Бесперегрузочное сообщение, кроме того, привело к необходимости
нормализовать парк грузовых вагонов по типу, конструкции и размерам,
так как на каждой дороге ваго'
ны строились по независимым
проектам, а более половины ва'
гонного парка приходилось на
вагоны немецких, французских,
английских и австрийских заво'
дов. Это разнообразие значи'
тельно усложняло их ремонт, так
как было необходимо иметь
очень обширную номенклатуру
Рис. 1.4. Двухосный вагон Петербургско' запасных частей. Поэтому было
Московской дороги, переделанный из че' принято решение с 1875 г. стро'
тырехосного
ить и восстанавливать повреж'
12

денные кузова только с типовы'
ми внутренними размерами:
длиной 6400 и шириной 2743 мм.
Вагоны с такими размерами ку'
зовов стали именовать нор'
мальными (рис. 1.5).
Нормальные вагоны всех
типов использовались в тече'
ние длительного времени на
российских и советских желез' Рис. 1.5. Нормальный двухосный крытый
ных дорогах для перевозки раз'
тормозной вагон
нообразных грузов. В крытых
грузовых вагонах, кроме того, перевозили солдат, используя настенное
и съемное специальное оборудование, хранящееся на складах.
С 1892 г. крытые вагоны и платформы нормального типа были введе'
ны в законодательном порядке для всех государственных и частных же'
лезных дорог. Впоследствии их грузоподъемность постепенно возраста'
ла с 12,5 т (1891 г.) до 15 т в 1909 г., до 16,5 т в 1911 г., до 18 т в 1933 г.
Центральные мастерские (г. Ковров) Московско'Нижегородской
железной дороги внесли большой вклад в создание рациональной кон'
струкции нормального вагона. В 1872 г. в этих мастерских был изготов'
лен первый грузовой вагон со стальными балками рамы вместо дере'
вянных брусьев.
В 1881 г. была построена первая трехосная платформа, средняя ко'
лесная пара которой могла перемещаться в поперечном направлении
при движении по кривым участкам пути. Ее грузоподъемность состав'
ляла 15 т, тара 7,2 т.
Первые полувагоны с 1861 г. строились без верхних обвязок боковых
стен. Двери, устроенные в боковых стенах, откидывались вниз для удоб'
ства загрузки полувагонов с помощью тачек. Затем полувагоны начали
строить с верхними обвязочными брусьями кузова для погрузки в них
сыпучих грузов, в частности угля, сверху.
В 1863 г. впервые на железных дорогах России появились цистерны
заграничной постройки. В 1872 г. к строительству отечественных цис'
терн приступили железнодорожные мастерские Грязе'Царицынской и
Московско'Нижегородской железных дорог.
Первые изотермические вагоны с ледяным охлаждением — вагоны'
ледники появились в России в 1862 г. (рис. 1.6). Они предназначались для
перевозки мороженой рыбы. Кузов имел двойную обшивку, между кото'
рыми располагался изоляционный материал в виде войлока, картона и др.
13

Летом в кузов загружали металли'
ческие короба со льдом и наружный
термометр показывал температуру
внутри помещения. Изотермические
вагоны для перевозки фруктов имели
интенсивную вентиляцию.
Кроме того, в вагонном парке име'
лись универсальные и специализиро'
ванные вагоны, в том числе изотер'
Рис. 1.6. Нормальный вагон'
ледник
мические вагоны для перевозки ско'
ропортящихся грузов широкой
номенклатуры, имелись также специализированные вагоны для пере'
возки молока, масла, минеральных вод и вагоны других типов, снаб'
женные различными системами охлаждения, вентиляции, отопления.
В 1870 г. Ковровскими мастерскими были изготовлены вагоны для пе'
ревозки живой рыбы с размещенными внутри кузова в один или в два
этажа баками с водой. Баки заливались водой через воронки в крыше.
Зимой в кузове устанавливали печи.
Конструкция вагонов для своего времени была рациональной и дол'
гое время оставалась без изменений, усиливались лишь оси колесных
пар и рессорное подвешивание.
Развитие нефтяной промышленности обусловило появление цис'
терн, сначала зарубежных, а затем отечественных (1872 г. ). Первые изо'
термические вагоны с ледяным охлаждением для перевозки скоро'
портящихся грузов появились в России в 1862 г., вагон с опрокидываю'
щимся кузовом (думпкар) для высыпания груза построили в 1868 г.,
задолго до появления таких вагонов в других странах.
Увеличение грузооборота железных дорог выдвинуло задачу дальней'
шего повышения грузоподъемности подвижного состава. С этой целью
в конце 90'х годов XIX в. разработали и внедрили несколько типов боль'
шегрузных вагонов.

1.2. Первые отечественные пассажирские вагоны
Для Петербургско'Московской железной дороги решением Техни'
ческой комиссии были установлены три класса пассажирских вагонов с
одинаковыми размерами кузова. Вагон I класса имел два отделения, одно
из которых было оборудовано креслами, а другое — диванами. Кресла и
диваны были поворачивающимися, что позволяло пассажирам всегда
садиться лицом по направлению движения поезда. В вагоне I класса 14
14

двухместных мягких диванов длиной 1944 мм располагались вдоль од'
ной из стен вагона, перпендикулярно к ней, а вдоль другой стены имелся
продольный проход. Диваны не разделялись подлокотниками, поэтому
могли использоваться для лежания. Вагон II класса был оборудован ди'
ванами на двух пассажиров каждый. Диван разделялся подлокотниками
и имел подпружиненные сидения и спинки, обитые сукном. Число мест
вагона II класса рассчитано для сидения 52 пассажиров. Вагон III
класса на 90 посадочных мест оснащался деревянными парными ска'
мьями без подушек, расположенными вдоль стен вагона с проходом
посередине салона. К открытию Петербургско'Московской желез'
ной дороги (1851 г.) Александровский завод построил 239 пассажирс'
ких вагонов.
Первые пассажирские вагоны III класса, построенные на Александ'
ровском заводе (рис. 1.7) для Петербургско'Московской железной до'
роги, имели деревянную раму, усиленную шпренгелями. Кузов с дере'
вянной обрешеткой иногда изолировался войлоком, проложенным меж'
ду внутренней деревянной и наружной листовой стальной обшивками.
Первые пассажирские вагоны не имели полок для вещей и багажа, в
них отсутствовали умывальники и туалеты, не было устройств отопле'
ния, в ночное время салоны освещались свечами, вентиляция осуще'
ствлялась через одинарные окна,
нижняя половина которых поднима'
лась вверх.
Тележки пассажирских вагонов
отличались от тележек грузовых рес'
сорами увеличенной длины, подве'
шенными на серьгах, что обеспечива'
ло лучшие ходовые качества вагона.
Рис. 1.7. Первый пассажирский
Тормозное устройство с односторон'
вагон Петербургско'Московской
ней рычажной передачей оборудова'
железной дороги
но цепным приводом. Тара первых
пассажирских вагонов всех трех клас'
сов составляла около 22 т, и, таким
образом, на каждую ось приходилось
по 5,5 т. На крыше вагонов некоторых
типов устанавливались световые фо'
нари (рис. 1.8).
Кроме вагонов для перевозки пас'
Рис. 1.8. Пассажирский вагон
сажиров в 1850—1854 гг. Александров'
III класса со световыми фонаря'
ми на крыше
ский завод строил служебные вагоны
15

с усовершенствованными ходовыми частями, почтовые, багажные, для
перевозки заключенных (арестантские) с зарешеченными окнами. Пер'
вый четырехосный багажный вагон был построен на этом заводе в 1857 г.
В связи с тем, что Александровский завод не мог полностью удов'
летворить растущие потребности в вагонах, в 1857—1862 гг. часть их за'
купалась за границей, преимущественно в Германии и Франции. Им'
портные вагоны были малопригодными для российских условий эксп'
луатации, поэтому в 1868—1884 гг. они подверглись переделке в
соответствии с отечественными нормами (или условиями).
С 1863 г. пассажирские вагоны стали оборудовать туалетами. Умываль'
ники сначала устанавливали в вагонах I и II классов: в вагонах III класса
они появились лишь после 1900 г. В первых вагонах I и II классов для обо'
грева ног пассажиров использовались сильно нагретые кирпичи, уложен'
ные в металлические ящики, заменяемые через каждые три—четыре часа
на остановках поезда. Вагоны III класса такого обогрева не имели. С 1863 г.
пассажирские вагоны Петербургско'Московской железной дороги нача'
ли оборудовать печами сухого отопления, с 1866 г. — печами более совер'
шенного парового отопления, а с 1877 г. — водяного. Принцип водяного
отопления пассажирских вагонов сохранился до настоящего времени.
Вентиляция первых пассажирских вагонов осуществлялось через окна
и двери, затем стали использовать надоконные и подоконные задвижные
вентиляторы, а в дополнение к ним устанавливать потолочные вытяжные
дефлекторы с различной формой флюгарок. Для освещения применя'
ли свечи, устанавливаемые в фонари, которые часто задувались ветром.
С 1877 г. на Петербургско'Московской железной дороге начали приме'
нять освещение газом, а на других дорогах, кроме того, минеральными мас'
лами. Вследствие возгорания масляных ламп их применение в 1890 г. было
запрещено. С 1887 г. было введено электрическое освещение. С начала 1879 г.
пассажирские вагоны снаружи начали окрашивать в разные цвета: I класс —
синий, II класс — в желто'золотистый, III класс — в зеленый, почтовые ва'
гоны — в коричневый, багажные — в зеленый снаружи и серый внутри.
После 1870 г. потребность в пассажирских вагонах в России возрос'
ла. Для их производства включились многие вагоностроительные заво'
ды и промышленные предприятия, среди которых Коломенский, Рус'
ско'Балтийский, Сормовский, Путиловский и другие заводы. В значитель'
ных количествах пассажирские вагоны выпускали Ковровские
железнодорожные мастерские. С 1867 по 1881 гг. ими создано 40 типов пас'
сажирских вагонов, в результате чего был внесен существенный вклад в
развитие отечественного вагоностроения. В 1871 г. для Петербургско'
Московской железной дороги в Ковровских мастерских был построен
16

один трехосный вагон I класса с 14
креслами'кроватями, затем такие ва'
гоны строились несколькими заводами
для многих железных дорог; на неко'
торых дорогах они эксплуатировались
до 1930 г. В 1872 г. в этих же мастерских
был построен вагон III класса с возду' Рис. 1.9. Трехосный пассажирский
ходувным отоплением, а с 1877 г. — ва' вагон II класса Екатерининской
железной дороги 1884 г.
гон II класса (рис. 1.9) с водяным ото'
плением, туалетом и умывальником.
В 1891—1899 гг. строились пассажирс'
кие вагоны IV класса для местного и
пригородного сообщения: двухосные —
на 40 посадочных мест и четырехос'
ные — на 80 мест.
С увеличением пассажирских пере'
возок соответственно возросла потреб'
ность в перевозках багажа, поэтому в
1906—1908 гг. заводы строили четыре' Рис. 1.10. Двухэтажный пассажир'
хосные багажные вагоны. Было пост'
ский вагон
роено небольшое количество двухэтаж'
ных пассажирских вагонов оригинальной конструкции (рис. 1.10). При
длине кузова в 20 м в таком вагоне удалось разместить 106 мест для си'
дения, что существенно увеличило вместимость пассажиров по сравне'
нию с обычными вагонами. Вход на верхний этаж обеспечивался по'
средством наружных двухсторонних лестниц, размещенных по концам
кузова. Для пассажиров нижнего этажа были предусмотрены двери, рас'
положенные посередине боковых стен кузова.
Таким образом, на основе эволюции колеса, развития безрельсового, а
затем железнодорожного транспорта в конце XIX — начале XX в. в России
были созданы основные типы грузовых и пассажирских вагонов. Их конст'
рукции затем совершенствовались, улучшались параметры, повышалась
грузоподъемность грузовых вагонов и комфортабельность пассажирских.

1.3. Дальнейшее развитие вагоностроения
В послереволюционный период 1918—1922 гг. усилия были направ'
лены на ремонт и восстановление имевшегося вагонного парка, а также
на перераспределение его в соответствии с потребностями дорог. В свя'
зи с возросшими объемами перевозок нефтепродуктов в промышлен'
17

ные центры были выделены средства для закупки в Англии, Германии и
Канаде 1500 четырехосных цистерн.
Принимались меры к возрождению собственной вагоностроитель'
ной промышленности. Так, в 1923 г. было налажено производство дву'
хосных крытых вагонов грузоподъемностью 20 т, каркасы стенок и рамы
кузова которых изготавливались из стальных конструкций.
С 1925 г. Сормовский, Коломенский, Брянский, Мытищинский,
Тверской, Ленинградский, Усть'Катавский и Николаевский заводы при'
ступили к выпуску четырехосных вагонов грузоподъемностью 50 т. При
массовом строительстве подвижного состава стало целесообразно уни'
фицировать узлы и детали. Кроме того, предусматривалось дальнейшее
повышение грузоподъемности, совершенствование ходовых частей и
тормозных устройств, внедрение автосцепки вместо ручной винтовой
упряжи. В связи с этим началась реконструкция вагоностроительных
предприятий и их специализация по видам выпускаемой продукции.
В 1926—1928 гг. одиннадцать восстановленных и реконструирован'
ных заводов уже выпускали в год более 10 тыс. грузовых вагонов раз'
личного назначения. С 1935 г. при производстве четырехосных крытых
вагонов широкое распространение получили сварные конструкции,
которые отличались от клепаных большей прочностью и надежностью
при меньшей затрате металла. Одновременно снижалась себестоимость
их изготовления и существенно возрастала производительность труда.
В 1926 г. Брянский машиностроительный завод начал строить
четырехосные изотермические вагоны с льдосоляным охлаждением,
рассчитанные на размещение 24,75 т груза и 3,75 т льда. Рама этих ваго'
нов изготавливалась из стальных штампованных элементов, а кузов —
из дерева. В процессе эксплуатации выявилось недостаточно жесткое
соединение деревянных частей кузова с рамой и малая эффективность
устройств охлаждения. С 1937 г. завод строил изотермические вагоны с
металлическим каркасом стен и крыши, только обшивка каркаса оста'
валась деревянной. Увеличенный объем устройств охлаждения — при'
стенных металлических решетчатых карманов — позволял загружать в
них 6,4 т льда; грузоподъемность вагона увеличилась до 30 т.
В 1927 г. Николаевский судостроительный завод начал выпускать
четырехосные цистерны — вначале с клепаными, а с 1928 г. — сварными
котлами. Грузоподъемность одной цистерны составляла 50 т, что соот'
ветствовало потребностям транспорта. Затем массовый выпуск четыре'
хосных цистерн организовал Брянский машиностроительный завод.
Кроме нефтеналивных он выпускал цистерны для перевозки кислот,
сжиженных газов, пищевых продуктов, пылевидных и других грузов.
18

В 1934 г. была разработана техническая документация на четырехос'
ные платформы грузоподъемностью 50 т и весом тары 18,4 т. Боковые и
хребтовая балки платформы сваривались из листовой стали. С 1936 г. в
качестве балок рамы начали применять прокатные двутавры. Борта вы'
полнялись деревянными. Грузоподъемность новых платформ возросла
до 60 т, коэффициент тары остался без изменения.
В годы первых пятилеток началось строительство многоосных
транспортеров для перевозки тяжелых негабаритных грузов весом до
150 т, бункерных полувагонов для битума; думпкаров, хопперов для сы'
пучих грузов и торфа.

1.4. Вагоны повышенной грузоподъемности
Грузоподъемность, являясь основным параметром вагона, принад'
лежит одновременно к важнейшим параметрам железнодорожного
транспорта в целом. Чем больше грузоподъемность вагона, тем больше
производительность вагона, т.е. количество перевозок, выполняемых в
единицу времени. Известно, что производительность вагона одновре'
менно служит косвенным показателем производительности труда на
железнодорожном транспорте. Всемерное повышение производитель'
ности труда является важной задачей.
Исследования показывают, что увеличение грузоподъемности обыч'
но сопровождается уменьшением приведенных затрат, хотя в отдельных
случаях возможно создание большегрузных конструкций, для которых
эти затраты больше, чем для вагона меньшей грузоподъемности. По'
этому необходимо создавать вагоны с оптимальной грузоподъемностью,
которая должна удовлетворять определенному фактору — минимуму
затрат на производство и эксплуатацию вагонов.
За годы Советской власти осуществлено резкое повышение грузо'
подъемности вагонов и связанной с ней осности вагонного парка:
Годы

1913

1940

1958

1963

1970

1976

1985

Средняя грузоподъемность, т

15

27

45

51

59,2

61,3

67

Доля четырех-, шести- и
восьмиосных вагонов, %

1,5

30

70

81

98,3

100

100

В 1962 г. в СССР началось строительство восьмиосных полувагонов
грузоподъемностью 125 т (рис. 1.11).
19

В 1964 г. были построены первые
восьмиосные цистерны грузоподъем
ностью 120 т (рис. 1.12).
В разработке конструкций этих
большегрузных вагонов совместно с
вагоностроительными заводами при
нимали участие кафедры «Вагоны и ва
гонное хозяйство» Московского инсти
Рис. 1.11. Первый восьмиосный
тута инженеров транспорта (МИИТ)
полувагон грузоподъемностью 125 т
и Омского института инженеров транс
порта (ОМИИТ) под руководством
проф. Л.А. Шадура, В.Н. Котуранова
и В.В. Лукина [3].
По величине и темпам роста грузо
подъемности вагонов железнодорож
ный транспорт СССР выгодно отли
чался от железнодорожного транспор
та зарубежных стран. Если раньше
Рис. 1.12. Восьмиосная цистерна
грузоподъемностью 120 т
страна по средней грузоподъемности
вагона значительно отставала от
США, то в 1963 г. был достигнут американский уровень.
В западноевропейских странах средняя грузоподъемность в 2—3 раза
меньше, чем в России. Вагоны в Росии более интенсивно используют
ся, чем в зарубежных странах. Наблюдаемая во всем мире тенденция
роста грузоподъемности вагонов обусловлена важными достоинствами
большегрузных конструкций.
Преимуществами вагонов большой грузоподъемности являются:
– снижение коэффициентов тары, поскольку при увеличении грузо
подъемности вагонов масса автосцепного устройства, автотормозного
оборудования, торцовых стен кузова, ходовых частей и некоторых дру
гих элементов конструкции либо не изменяется, либо возрастает в мень
шей степени, чем грузоподъемность;
– уменьшение удельного сопротивления движению, в результате чего
сокращается расход электроэнергии и топлива, потребляемых локомо
тивами, или повышается пропускная способность железных дорог за счет
возрастания скорости движения, или провозная способность за счет
увеличения массы поезда;
– рациональное использование автосцепки, автотормозов, ролико
вых подшипников, прогрессивных видов тяги и мощных локомотивов.
В связи с этим повышается масса поезда и скорость его движения;
20

– увеличение (в большинстве случаев) погонной нагрузки и за счет
этого возрастание массы поезда при неизменной длине станционных
путей и сокращение капитальных вложений в развитие пропускной спо'
собности железных дорог;
– уменьшение капитальных вложений в вагонный парк или повы'
шение его суммарной грузоподъемности при неизменных затратах; со'
кращение расхода металла на единицу грузоподъемности;
– снижение затрат на маневровую работу, взвешивание вагонов и
документальное оформление грузов;
– сокращение расходов по ремонту и содержанию вагонов, отнесен'
ных на единицу грузоподъемности.
Учитывая перечисленные преимущества, в нашей стране повыша'
лась грузоподъемность вагонов, включая строительство восьмиосных
полувагонов и цистерн грузоподъемностью 125 т.
Увеличение объема перевозок и грузооборота потребовало повыше'
ния грузоподъемности вагонов. Поскольку вагоностроительная про'
мышленность России была занята выполнением военных заказов, то
народный комиссариат путей сообщения (НКПС) был вынужден заку'
пить в США и Канаде 20 тысяч грузовых вагонов. Крытый четырехос'
ный вагон по имени выпускавшей его фирмы «Пульман стандарт» час'
то называли «пульманом». Его грузоподъемность равнялась 40 т, впос'
ледствии она была увеличена до 50 т.

1.5. Дальнейшее развитие пассажирских вагонов
Производство пассажирских вагонов отечественная промышлен'
ность возобновила с середины 20'х годов ХХ века. В 1924 г. Сормовский
завод выпустил первые три 14'метровых двухосных вагона для пригород'
ных поездов. Отопление их в зимнее
время производилось централизован'
но от прицепленного к поезду ваго'
на'котельной. В 1925—1926 гг. желез'
ные дороги получили 305 пассажир'
ских вагонов (рис. 1.13).
Вагоны, предназначенные для
включения в поезда дальнего следо'
вания, отличались от пригородных
только внутренней планировкой и
Рис. 1.13. Пассажирский четырехос'
системой отопления. В каждом из
ный вагон 1928 г.

21

двух отделений вагона устанавливались жесткие диваны с подъемными
полками. Поднятые и закрепленные в горизонтальном положении пол
ки обеспечивали 30 спальных мест, а на диванах сидя могло разместиться
40 пассажиров. В каждом вагоне дальнего следования предусматривал
ся отсек для установки котла водяного отопления.
С 1928 г. отечественные заводы начали строить по новому типовому
проекту четырехосные пассажирские вагоны дальнего следования: жест
кие плацкартные и купейные, а также мягкие. По этому же проекту стро
ились вагонырестораны, почтовые и багажные вагоны.
В 30х гг. ХХ века Тверской завод стал выпускать спальные вагоны
прямого сообщения. Под них ставились тележки особого типа с трой
ным рессорным подвешиванием. Снаружи до подоконного бруса ваго
ны обшивались вертикальными планками из дерева ценных пород, а
над брусом — филенками из такого же материала.
По специальным заказам строились служебные вагоны, предназна
ченные для инспекционных поездов начальников дорог, руководства
НКПС, членов правительства. Особое внимание было уделено устрой
ству персонального вагона для И.В. Сталина. Этот вагон хранится в г.
Гори как музейный экспонат. Одетый в толстую броню, стальной монстр
весил 83 тонны. Шесть пар колес держали его на рельсах. Первое купе —
кухня. Рядом помещение для охраны. В третьем — спальня. Два следу
ющих купе — кабинет. Во второй половине вагона (шесть купе) — зал
заседаний. Интерьеры были отделаны дубовыми и ореховыми панеля
ми с инкрустациями в старокупеческом стиле. Зеркальное стекло, ни
кель, бронза, позолота. В зале висели три хрустальные люстры. Вождь
пользовался своим чудовагоном не чаще одного раза в три года.
Однако на конец рассматриваемого периода около 40 % пассажирс
кого парка составляли вагоны, построенные до 1919 г.
После Великой Отечественной войны вагоностроение перешло к
массовому производству цельнометаллических пассажирских вагонов с
длиной кузова 23,6 м, выгодно отличавшихся от прежних конструкций
с деревянными кузовами. За разработку проектов и технологии пост
ройки этих вагонов группе специалистов в 1951 г. была присуждена Го
сударственная премия СССР.
В дальнейшем осуществлялось их усовершенствование: замена угле
родистых сталей низколегированными, лучше сопротивляющихся кор
розии; применение алюминиевых сплавов для изготовления кузовов с
целью снижения тары вагона; широкое применение пластмасс и других
синтетических материалов; постройка опытных партий вагона для ско
ростного движения («Русская тройка»); применение устройств для кон
22

диционирования воздуха; совершенствование ходовых частей, погло'
щающих аппаратов автосцепки и т.п.
Проводились исследования с целью создания вагонов для высоко'
скоростных магистралей. Планировалось создание двухэтажных пасса'
жирских вагонов, позволяющих существенно увеличить провозную спо'
собность железных дорог.
Кроме этого, продолжались также работы по дальнейшему совершен'
ствованию существующих и созданию новых конструкций вагонов.
В 1918 г. был создан экспериментальный институт путей сообщения,
положивший начало Всесоюзному научно'исследовательскому инсти'
туту железнодорожного транспорта (ВНИИЖТ), ныне ОАО «НИИ же'
лезнодорожного транспорта» (ОАО «ВНИИЖТ»). Сотрудники этого
института проводили исследования, направленные на совершенствова'
ние вагонного парка, разрабатывали перечень технических требований
и норм, которым должны удовлетворять новые типы грузовых и пасса'
жирских вагонов.
В 1933 г. был создан Вагонный научно'исследовательский институт
НКПС, который положил начало систематической научно'исследова'
тельской работе по совершенствованию вагонного парка, проведению
испытаний прочности и ходовых качеств вагонов. В 1935 г. институт
преобразовали в Отделение вагонного хозяйства НИИЖТа. Результаты
исследований и обобщение опыта эксплуатации подвижного состава
послужили основой для проектирования новых типов вагонов.
В 1933 г. было организовано научно'исследовательское бюро (НИБ)
вагоностроения, работа которого протекала по трем направлениям: но'
вые конструкции и их элементы; новый вид материалов для вагонострое'
ния; непосредственная помощь вагоностроительным заводам по расшив'
ке узких мест и разрешению отдельных конкретных задач. В дальнейшем
НИБ было реорганизовано во Всесоюзный научно'исследовательский
институт вагоностроения (ВНИИВ), ныне — ОАО «НИИ вагонострое'
ния», который проводит исследования, связанные с созданием новых
прогрессивных типов вагонов; по совершенствованию и унификации
выпускаемых вагоностроительными заводами вагонов; по созданию но'
вых и совершенствованию действующих нормативных документов по
расчетам вагонов и их элементов с учетом накопленного опыта проекти'
рования и постройки вагонов, развития смежных отраслей промышлен'
ности, прогрессивных методов строительной механики и возможностей
современной вычислительной электронной техники и математического
моделирования с использованием компьютерных программ.

23

Важную роль в создании новых типов вагонов сыграло организован'
ное в начале 30'х годов ХХ века Центральное вагонное конструкторское
бюро (ЦВКБ), в которое вошли инженеры из НКПС и Народного ко'
миссариата тяжелой промышленности. ЦВКБ впервые разработало нор'
мативы для проектирования вагонов, создало новые конструкции и вне'
дрило в производство основные типы большегрузных (четырехосных)
грузовых вагонов, а также прогрессивные по тому времени пассажир'
ские вагоны. В проектах новых типов вагонов предусматривалось ши'
рокое внедрение сварки и поточного производства вагонов.
При создании новых и совершенствовании конструкций существую'
щих вагонов большое значение имеют исследования в области динамики,
взаимодействия вагонов и железнодорожного пути, прочности и надежно'
сти вагонов, сварных конструкций вагонов, вагонной теплотехники. Уси'
лиями отечественных ученых получили значительное развитие исследова'
ния в области колебаний вагонов и их устойчивости на железнодорожном
пути, продольной динамике вагонов, прочности вагонов, сварных конст'
рукций вагонов, выбора типа и параметров грузовых вагонов.

1.6. Наука о вагоне. Вклад отечественных ученых
и специалистов
Развитие вагоностроения и вагонного хозяйства вызвало появление
науки о вагоне. Во многих вопросах этой науки отечественные ученые
имеют приоритет, и в целом она получила в нашей стране большее раз'
витие, чем в других странах. Уже в 1835 г., т.е. за 8 лет до начала строи'
тельства первой в нашей стране магистральной железной дороги Моск'
ва—Петербург, проф. П.П. Мельников исследовал сопротивление дви'
жению рельсовых экипажей, конструкцию кузовов и их рам, устройство
колесных пар и буксовых узлов, устройство ручного тормоза. Одним из
основоположников науки о подвижном составе является проф. Н.П. Пет'
ров, который исследовал проблемы смазки (гидродинамическая теория
смазки), сопротивления движению поезда, взаимодействия подвижно'
го состава и железнодорожного пути, тормозов. Им была разработана
теория сил инерции необрессоренных масс подвижного состава с ис'
пользованием метода конечных разностей, получившая всемирное при'
знание. Ценный вклад в исследования рессорного подвешивания ваго'
нов внес проф. Е.Е. Нольтейн, который вывел формулу для определе'
ния численного значения коэффициента относительной силы трения
листовых рессор, а также впервые установил понятие поперечной ус'
тойчивости вагона и предложил метод для ее оценки.
24

Рассмотренные выше исследования основывались в основном на
инициативе отдельных ученых и выполнялись небольшим континген'
том специалистов. В дальнейшем теоретические и экспериментальные
исследования в области подвижного состава на более высоком уровне
были продолжены другими крупными и известными учеными в различ'
ных областях подвижного состава.

1.6.1. Исследования в области продольной динамики
Продольная динамика изучает взаимодействие локомотива и ваго'
нов в движущемся поезде и при его формировании. Основополагающие
исследования в этой области были выполнены проф. Н.Е. Жуковским,
который рассмотрел усилия, возникающие в сквозной (неразрезной) и
разрезной упряжи с натянутыми и провисшими винтовыми стяжками.
Было установлено, что при трогании с места поезда с натянутыми стяж'
ками наибольшее продольное усилие в приборах неразрезной упряжи
достигает удвоенной касательной силы тяги локомотива. При провис'
ших стяжках продольные силы в поезде дополнительно возрастают. Еще
большие силы возникают при сжатии только головной части и растяну'
той хвостовой части поезда. Для исследования процессов трогания с
места однородного поезда с разрезной упряжью им были предложены
две схемы: поезд считается упругим стержнем с грузом на одном конце
(локомотив); поезд считается системой твердых тел, соединенных уп'
ругими связями.
Дальнейшее развитие теория продольной динамики получила в тру'
дах акад. АН УССР, заслуженного деятеля науки УССР, проф. В.А. Лаза'
ряна и его последователей (проф. Е.П. Блохина и Л.А. Манашкина, доц.
И.Г. Барбоса). Основное внимание было уделено исследованиям пере'
ходных режимов движения поезда (трогание с места, торможение, дви'
жение через переломные участки продольного профиля железнодорож'
ного пути) с использованием электрического моделирования, аналого'
вых электронных вычислительных для решения систем нелинейных
дифференциальных уравнений, ЭВМ для численного интегрирования
систем нелинейных дифференциальных уравнений. Разработанные ма'
тематические модели процессов в поезде и вычислительные приемы
решения задач позволяют достаточно точно находить значения продоль'
ных сил, действующих на вагон при переходных режимах. Основным
вкладом В.А. Лазаряна и созданной им школы механиков в науку и тех'
нику вагоностроения является разработка и внедрение научно обосно'
ванных методов исследования динамики поезда и подвижного состава,
25

а также разработка и широкое использование экспериментальных ме'
тодов для исследования динамических качеств вагонов с применением
современной электронной аппаратуры. Фундаментальные исследования
переходных режимов движения поезда позволили решить важные для
железнодорожного транспорта задачи (снятие буферов с грузовых ваго'
нов, разработка рекомендаций для создания новых типов поглощаю'
щих аппаратов автосцепки, доработка новых типов автотормозов, на'
учное обоснование выбора условий сопряжения продольного профиля
железнодорожного пути).
Заслуженный деятель науки и техники РСФСР, проф. С.В. Вершин'
ский наряду с теоретическими исследованиями провел обширные ис'
пытания натурных поездов большой массы с целью установления зако'
номерностей возникновения продольных сил в поезде и их повторяе'
мости при различных режимах его движения, установления величины
расчетных продольных сил для проектирования новых вагонов и мо'
дернизации существующих вагонов. Им были установлены основные
связи продольных сил с характеристиками поезда, локомотивов, ваго'
нов и режимами эксплуатации; введено понятие и установлены значе'
ния коэффициента продольной динамики; выполнены теоретические
исследования продольной динамики грузового поезда при торможении
на крутом спуске со сложным профилем и планом; рассмотрен состав
из вагонов с автосцепками как многозвенный шарнирно'стержневой
механизм, звенья которого под действием продольных сил получают
взаимные перекосы с деформированием упругих поперечных связей
(пружин рессорного подвешивания вагона). Предложена также форму'
ла для определения коэффициента устойчивости вагона от схода с рель'
сов; изучена устойчивость вагона под действием продольных растяги'
вающих сил в кривых; уточнена формула для оценки устойчивости ва'
гона от опрокидывания в кривых; дана оценка устойчивости вагона при
его ударном входе в кривую; установлена рациональная величина ко'
эффициента относительной силы трения рессорного подвешивания с
фрикционными клиновыми гасителями колебаний. Под руководством
С.В. Вершинского разработаны «Нормы» для расчета и проектирова'
ния вагонов железных дорог МПС колеи 1520 мм (несамоходных).
Проф. А.У. Галеев разработал метод расчета ударных нагрузок, дей'
ствующих на вагон при трогании грузового поезда с зазорами в авто'
сцепках, а также метод определения продольных сил, действующих на
грузовые вагоны без зазоров в автосцепках при торможении с учетом
действительных кривых наполнения тормозных цилиндров сжатым воз'
духом и изменения коэффициента трения тормозных колодок в зависи'
26

мости от силы их нажатия. Проф. Ю.И. Першиц разработал аналити'
ческий метод расчета продольных сил, действующих на вагон при тор'
можении грузового поезда; исследовал переходной режим при зазорах в
автосцепках; описал закономерности формирования в поезде волны
ударов при случайном распределении ударов и масс вагонов по длине
состава. Результаты этих исследований используются для выбора пара'
метров поглощающих аппаратов автосцепки и определения по уровню
продольных сил весовых норм грузового поезда.
Проф. Н.А. Панькин провел теоретические и экспериментальные
исследования неустановившихся движений поезда, вагоны которого
имеют поглощающие аппараты автосцепки с нелинейными силовыми
характеристиками. Им были установлены особенности распростране'
ния силовых возмущений в поезде при жестких и мягких силовых ха'
рактеристиках поглощающих аппаратов, а также общие условия для ра'
циональных силовых характеристик поглощающего аппарата, при вы'
полнении которых происходит формирование ударных волн и
продольных сил большой величины при любом режиме движения поез'
да по железнодорожному пути с любым профилем.
Значительный вклад в исследование поглощающих аппаратов автосцеп'
ки внес заслуженный деятель науки и техники РСФСР проф. Л.Н. Николь'
ский. На основании исследований фрикционных процессов при нестацио'
нарном трении он создал научные принципы расчета и проектирования
поглощающих аппаратов автосцепки, на основании которых были со'
зданы резино'металлические поглощающие аппараты типа Р'2П и пла'
стинчатые металлокерамические аппараты типа ПМК'110А. Им были
также получены статистические распределения величин продольной
силы, действующей на грузовые вагоны в поездах и на сортировочных
горках, разработаны спектры ударных нагрузок, детерминированные и
стохастические показатели работы поглощающих аппаратов, техничес'
кие требования на проектирование поглощающих аппаратов.
Проф. Б.Г. Кеглин исследовал стабильность и параметрическую на'
дежность новых композиционных материалов; разработал метод оп'
тимального проектирования междувагонных связей вагонов с учетом
стохастической природы условий эксплуатации вагонов и свойств по'
глощающих аппаратов; участвовал в создании поглощающего аппара'
та типа ПМК.
Проф. С.В. Дуваляном успешно решена очень сложная задача опре'
деления продольных сил в поезде, сформированного из большого числа
вагонов и нескольких локомотивов, при наличии свободных зазоров в
ударно'тяговых приборах и возможности изменения масс отдельных
27

вагонов. Им решена также сложная задача теории упругости — расчет
диска цельнокатаного колеса.

1.6.2. Исследования в области взаимодействия вагона
и железнодорожного пути
В этой важной области особенно ценные исследования были выпол'
нены отечественными учеными.
Заслуженный деятель науки и техники РСФСР, лауреат премии Со'
вета Министров СССР проф. М.Ф. Вериго впервые исследовал стохас'
тические процессы взаимодействия вагонов с железнодорожным путем
и теоретически обосновал вероятностные законы с использованием те'
ории Марковских случайных процессов и спектральных плотностей
неровностей верхнего строения железнодорожного пути. На этой осно'
ве были созданы действующие с 1954 г. до настоящего времени Правила
расчетов верхнего строения пути на прочность, которые учитываются
при проектировании вагонов. М.Ф. Вериго разработал также методы
расчета по определению условий, обеспечивающих невозможность вка'
тывания колеса гребнем на головку рельса (с учетом сил инерции нео'
брессоренных масс вагона) и невозможность поперечного сдвига рель'
со'шпальной решетки пути под воздействием рамных сил, создаваемых
вагоном при его взаимодействии с путем. На основании проведенных
исследований в 1962 г. МПС были утверждены основные требования к
проектируемому вагону по его воздействию на железнодорожный путь.
М.Ф. Вериго являлся автором и руководителем исследований по выбо'
ру рациональных осевых нагрузок вагонов, по комплексным испыта'
ниям четырех', шести' и восьмиосных грузовых вагонов и их тележек
различных типов. Им выполнены также исследования по выбору основ'
ных параметров скоростного пассажирского подвижного состава.
Проф. В.Н. Данилов исследовал взаимодействие колеса с волнооб'
разным и неравномерным прокатом и рельса; рассмотрел ударное взаи'
модействие колеса и рельса и предложил расчет сил взаимодействия с
использованием ЭВМ; исследовал движение грузового вагона в верти'
кальной плоскости, а также движение колеса с эксцентриситетом, не'
равномерным прокатом поверхности катания и с ползуном. Получены
расчетные уравнения, описывающие движение одиночной колесной
пары по прямому участку пути при наличии отклонений волнообразно'
го характера в горизонтальной плоскости. Выяснены возможности ре'
зонанса и биения при извилистом движении подвижного состава и на'
копления амплитуд извилистого движения вагона; получены расчетные
28

формулы для определения ударных поперечных горизонтальных сил,
возникающих при входе вагона в кривые и при его движении по стре'
лочным переводам. В.Н. Данилов выполнил исследования удара колеса
в горизонтальной плоскости при проходе крестовины, исследовал из'
вилистое движение вагона при неравенстве диаметров кругов катания
колес, изменении их вертикальной нагруженности, при неправильной
сборке тележки; предложил расчет вкатывания гребня колеса на голов'
ку рельса с учетом формы износа гребня и скорости движения вагона.
Вопросами взаимодействия железнодорожного пути и вагонов зани'
мались также проф. В.А. Лазарян и его последователи, которые рассмат'
ривали вагон и путь как единую динамическую систему с учетом инер'
ционных и диссипативных свойств всех ее элементов.
Проф. В.Д. Данович разработал объединенную нелинейную динами'
ческую модель, в которой вагон рассматривается как дискретная систе'
ма, а путь — континуум. Им разработана математическая модель про'
странственных колебаний вагонов как многомассовых нелинейных ме'
ханических систем при движении по прямым и кривым участкам
железнодорожного пути на упруговязком основании, которая легла в
основу исследований по взаимодействию вагонов и пути. Он занимался
также моделированием подрельсового основания в пространственной
постановке для исследования динами вагонов и их взаимодействия с
железнодорожным путем.
Проф., лауреат премии Совета Министров СССР А.Я. Коган разра'
ботал уникальные методы расчета единой механической системы с об'
ратной связью «вагон—путь», в которой путь принят в виде бесконеч'
ной инерционной балки на модифицированном (имеющем присоеди'
ненную распределенную массу и распределенное демпфирование)
упругом основании, а вагон — в виде механической системы со многи'
ми степенями свободы. Им разработаны также прямые статистические
методы расчета взаимодействия вагонов и пути при колебаниях виля'
ния, поперечного относа и боковой качки вагонов при устойчивом и
неустойчивом их движении. Эти исследования позволяют быстро и с
большой точностью оценивать статистические показатели воздействия
вагонов с различными конструктивными показателями на путь различ'
ного состояния в профиле, плане и по уровню, что позволяет выбирать
рациональные параметры вагонов по условиям воздействия их на путь.
Кроме того, им были выполнены фундаментальные исследования ус'
тойчивости колеса от вкатывания гребнем на поверхность качения рель'
са, а также продольных перемещений рельса и действующих на него сил
при нелинейной упругости основания.
29

Д'р техн. наук Н.Н. Кудрявцев предложил классификацию неровно'
стей пути на основе исследований вертикальных траекторий букс ваго'
нов, широко примененяемую при теоретических исследованиях дина'
мики вагонов. Им разработаны также различные расчетные схемы с со'
средоточенными массами для изучения взаимодействия колеса и
рельсового пути; предложены методики экспериментального исследо'
вания динамики и прочности необрессоренных частей вагонов, на ос'
нове которых испытаны оси колесных пар, диски колес, роликовые под'
шипники, редукторно'карданные приводы генераторов пассажирских
вагонов. Н.Н. Кудрявцев является одним из авторов новой, более со'
вершенной методики расчета оси колесной пары.

1.6.3. Исследования в области колебаний вагонов
Фундаментальные исследования по теории колебаний вагонов были
выполнены проф. А.А. Поповым, который рассмотрел основы теории
свободных и вынужденных колебаний вагонов с учетом трения в рес'
сорном подвешивании; колебания вагонов в поезде, движущемся по
упругому рельсовому пути; явление резонанса при колебаниях вагонов
при движении по пути с периодическими неровностями.
Чл'корр. АН УССР, проф. М.А. Короткевич занимался исследова'
ниями вопросов колебаний, сопротивления движению, устойчивости,
расчета на прочность вагонов, а также разработкой методов проектиро'
вания и экспериментальных исследований вагонов.
Проф. М.В. Винокуров подробно исследовал собственные и вынуж'
денные колебания грузового и пассажирского вагонов; на основе ана'
лиза дифференциальных уравнений рекомендовал целесообразные со'
отношения жесткостей ступеней рессорного подвешивания, степени
демпфирования колебаний силами трения; установил соотношение меж'
ду базой вагона и радиуса инерции кузова; определил положение мета'
центра вагона, при котором обеспечивается устойчивость вагона; реко'
мендовал рациональные параметры люлечного устройства; оценил вли'
яние нелинейности рессорного подвешивания на плавность хода вагона;
определил длину волны извилистого движения колесной пары по рель'
сам и значение критической скорости движения при колебаниях виля'
ния вагона. Им было высказано предположение о целесообразности
опирания кузова вагона на боковые скользуны тележек для гашения
колебаний виляния вагона. М.В. Винокуров разработал методы расчета
отопления, вентиляции и кондиционирования воздуха в пассажирских
вагонах.

30

Значительный вклад в теорию колебаний вагона в горизонтальной
плоскости внес проф. Н.А. Ковалев, решивший задачу о движении ко'
лесной пары или группы колесных пар на прямых участках железнодо'
рожного пути, а также исследовавший процессы взаимодействия греб'
ня колеса и рельса в области упругого скольжения и при юзе колеса с
учетом боковых колебаний обрессоренной массы вагона. Также им были
разработаны математические модели боковых колебаний вагона; учте'
но влияние подуклонки рельсов на динамический процесс движения
вагона; предложены меры повышения устойчивости движения вагона.
Проф. В.А. Лазаряном и его учениками была разработана теория ус'
тойчивости невозмущенного движения рельсовых экипажей, которая
используется для определения рациональных жесткостей рессорного
подвешивания и характеристик гасителей колебаний вагонов. Постро'
ены математические модели для исследования устойчивости движения;
определены рациональные по условиям устойчивости параметры гру'
зовых и пассажирских вагонов различных типов.
Проф., лауреат премии Совета Министров СССР А.А. Львов иссле'
довал пространственные колебания четырех', шести' и восьмиосных
грузовых вагонов с тележками различных конструкций; разработал ме'
тод определения параметров рессорного подвешивания, при которых
движение вагона становится устойчивым; теоретически и эксперимен'
тально исследовал колебания грузовых вагонов при несимметричном
размещении в них тяжеловесных грузов; установил допустимые вели'
чины смещений центра массы тяжеловесного груза; исследовал попе'
речные колебания жидкости в котле цистерны в зависимости от высоты
ее налива; на основании теоретических и экспериментальных исследо'
ваний рекомендовал рациональные параметры вагонов скоростного
движения пассажирских вагонов с пневматическими рессорами», ис'
следовал динамику 32'осного транспортера грузоподъемностью 500 т и
установил возможность его безопасной эксплуатации со скоростью дви'
жения до 100 км/ч.
Д'р техн. наук, лауреат премии Совета Министров СССР Л.О. Граче'
ва провела теоретические исследования вынужденных колебаний гру'
зовых вагонов под воздействием случайных непрерывных неровностей
пути, а также выполнила комплекс исследований по динамике общесе'
тевых большегрузных вагонов с тележками колеи 1067 мм, эксплуати'
рующихся на южном Сахалине, и определила условия их обращения на
железнодорожных путях узкой колеи. Ею проведены эксперименталь'
ные исследования по оценке динамических качеств четырех', шести' и
восьмиосных грузовых вагонов с различными типами тележек, а также
31

по оценке влияния износов фрикционных клиновых гасителей колеба'
ний тележки модели 18'100 на динамические показатели грузового ва'
гона; разработана методика анализа расследований аварий и крушений
на железных дорогах России.
Чл'корр. АН УССР, проф. В.Ф. Ушкаловым решены задачи статисти'
ческой динамики с учетом конечной жесткости элементов обрессорен'
ной массы вагона; предложена методика прогнозирования динамичес'
ких напряжений в элементах конкретных типов вагонов. Он использовал
методы идентификации для исследования колебаний вагона, позволяю'
щие в окрестностях резонансных частот определить параметры линей'
ной модели вагона, а также разработал способы частичной идентифика'
ции моделей рельсовых экипажей и предложил рациональные парамет'
ры платформы для перевозки крупнотоннажных контейнеров.
Заслуженный деятель науки и техники, проф. И.И. Челноков развил
теорию расчета и проектирования рессорного подвешивания вагонов;
разработал новые конструкции фрикционных и гидравлических гаси'
телей колебаний вагонов. Под его руководством в Петербургском госу'
дарственном университете путей сообщения (ПГУПС) созданы уникаль'
ные стенды для исследования рессорного подвешивания и гасителей
колебаний вагонов, которые и в настоящее время используются для ис'
следования вновь создаваемых и модернизированных гидравлических
и фрикционных гасителей колебаний.
Проф. М.М. Соколов выполнил комплекс теоретических и экспери'
ментальных исследований динамических процессов грузовых вагонов с
жестким и гибким кузовом и с неподвижными и подвижными грузами в
них, в том числе с жидкими грузами в мягком резервуаре; разработал
обобщенные расчетные схемы грузовых вагонов с целью выбора рацио'
нальных параметров рессорного подвешивания. Им предложена мето'
дика расчета рессорного подвешивания грузовых вагонов, предусмат'
ривающая обеспечение минимума энергетического спектра колебаний
кузова вагона и груза в области эксплуатационных скоростей движения
грузовых поездов, а также разработаны методы и стенды для диагности'
ки ходовых частей грузовых вагонов.
Проф. Л.А. Кальницкий исследовал колебания грузовых вагонов с
нелинейными характеристиками рессорного подвешивания и устано'
вил влияние нелинейности упругих элементов на ходовые качества гру'
зовых вагонов.
Проф. В.Д. Хусидов применил численные методы интегрирования
дифференциальных уравнений при исследовании нелинейных колеба'
ний вагонов. Он теоретически исследовал динамические процессы, ко'
32

торые ранее изучались только экспериментальным методом (динамика
грузового вагона с тележками модели 18—100 при наличии зазоров в
скользунах, перевалка кузова вагона на пятниках, динамика восьмиос'
ных вагонов, параметрические колебания вагонов при движении их по
пути с неравноупругим основанием и др.).
Для исследования нелинейных колебаний восьмиосных вагонов им
впервые были разработаны математические модели, основанные на чис'
ленном интегрировании дифференциальных уравнений, описывающих
их пространственные колебания. Также разработал методы расчета виб'
рационных динамических напряжений в несущих элементах кузова и
тележки при различном характере внешних возмущений. Разработан'
ные им математические модели описывают волны упругих деформаций
в стержневых конструкциях, пластинах и оболочках при их динамичес'
ком нагружении. Формально такие модели представляют дифференци'
альные уравнения в частных производных с нестационарными гранич'
ными условиями. Он активно участвовал в создании системы автомати'
зированного проектирования вагонов. Под его руководством
разработана компьютерная система моделирования движения вагонов
по прямым, кривым участкам железнодорожного пути и стрелочным пе'
реводам для установления причин схода с рельсов и аварий поездов.
Предложенные им методы компьютерного моделирования колебаний
вагонов в настоящее время широко применяются при исследованиях
вопросов динамики вагонов различных типов и для анализа аварий и
крушений железнодорожного транспорта.
Активное участие в разработке этой системы принимал проф., заве'
дующий кафедрой «Вагоны и вагонное хозяйство» МИИТа Г.И. Петров.
Кроме того, он разработал математические модели и программно'вы'
числительный комплекс ДИОНИС, описывающие движение грузового
вагона на выбеге, в режиме торможения и тяги по прямым и кривым
участкам железнодорожного пути с отклонениями от норм содержания
ходовых частей вагона и пути, а также теоретически исследовал аварий'
ное падение на путь пассажирского вагона на магнитном подвешива'
нии и соударение грузовых вагонов на сортировочных горках.
Проф. А.А. Хохлов разработал аналитические методы оценки дина'
мической нагруженности грузовых вагонов на основе теории эквива'
лентного преобразования исходных математических моделей. На базе
разработанного им правила исключения переменных дифференциаль'
ных уравнений, описывающих колебания вагона в горизонтальной плос'
кости, осуществил расщепление фазовых пространств и нашел расчет'
ные зависимости для прогнозирования и выбора динамических качеств
33

вагонов; разработал математические модели сложных механических
систем, например восьмиосных вагонов. Он усовершенствовал методи'
ку установления основных рациональных параметров грузовых вагонов
с учетом их условий эксплуатации в рыночной экономике. По инициа'
тиве и при непосредственном участии А.А. Хохлова в МИИТе в 2003 г.
открыта новая специальность «Организация и безопасность движения»
и создана кафедра с таким же названием, заведующим которой он явля'
ется с этого же года. А.А. Хохлов является одним из основных соавторов
фундаментальной монографии «Технические средства обеспечения бе'
зопасности движения поездов».
Проф. В.Н. Филиппов разработал теоретические методы исследова'
ния вынужденных пространственных колебаний восьмиосных вагонов,
как существенно нелинейных систем с переменной структурой. Теоре'
тически и экспериментально обосновал рациональные параметры хо'
довых частей восьмиосных вагонов с раздельными схемами передачи
вертикальных и горизонтальных сил от кузова на четырехосные тележ'
ки путем опирания кузова непосредственно на боковые скользуны дву'
хосных тележек. Такая схема передачи сил не требует применения слож'
ных тяжелых соединительных балок тележек и позволяет тару вагона
уменьшить на 3 т. За эту работу он в 1980 г. был удостоен премии Минву'
за СССР. В 1983 г. лауреатом этой же премии он стал за создание специ'
ализированного транспортера для перевозки крупногабаритных плит из
алюминиевых сплавов. В.Н. Филиппов разработал также теоретичес'
кие и экспериментальные методы прогнозирования динамических воз'
действий на грузовой вагона при авариях и крушениях грузовых поез'
дов, сформированных из вагонов для перевозки опасных грузов. На
основании теоретических и практических разработок предложил ус'
тройства защиты котлов цистерн для перевозки опасных грузов при
аварийных ситуациях; совместно с вагоностроительными заводами
разработал длиннобазную платформу для перевозки крупнотоннажных
контейнеров и труб большого диаметра; участвовал в создании совмес'
тно с польскими специалистами эластомерного поглощающего аппа'
рата автосцепки типа 73ZW.
Заслуженный работник транспорта РФ, лауреат премии Совета Ми'
нистров СССР, проф. П.С. Анисимов выполнил теоретические и экспе'
риментальные исследования по обеспечению безопасной транспорти'
ровки на платформах, полувагонах и транспортерах тяжеловесных круп'
ногабаритных и негабаритных грузов со смещениями их центров массы
относительно осей симметрии вагонов. Им сформулированы основные
требования к оценке безопасности движения грузовых вагонов с таки'
34

ми грузами и даны научно обоснованные рекомендации по безопасной
и экономичной эксплуатации грузового подвижного состава. Эти реко'
мендации вошли в технические условия погрузки и крепления несим'
метрично расположенных в вагонах грузов и в инструкцию по перевоз'
ке тяжеловесных грузов на транспортерах, которые в настоящее время
действуют на всех железных дорогах стран СНГ и стран Балтии. Явля'
ется соавтором разработки и внедрения в эксплуатацию уникальной, не
имеющей аналогов в мире, комплексной технологии перевозки круп'
ногабаритных и тяжеловесных промышленных и энергетических изде'
лий, за которую ему была присуждена в 1988 г. премия Совета Мини'
стров СССР. Кроме этого, он активный участник разработки техничес'
ких требований и параметров двухосной грузовой тележки для вагонов
с конструкционной скоростью движения 140—150 км/ч; является соав'
тором разработки экспериментально'расчетного метода оценки воздей'
ствия грузовых вагонов различных типов на железнодорожный путь;
метода оценки устойчивости колеса от вкатывания гребнем на головку
рельса с использованием теории вероятностей; разработки и испыта'
ний конструкции восьмиосного транспортера для перевозки уникаль'
ных крупногабаритных изделий для атомных подводных лодок; разра'
ботки методов динамических испытаний грузовых вагонов различных
типов. Он также занимался динамическими (ходовыми) и по воздей'
ствию на железнодорожный путь испытаниями грузовых вагонов но'
вых типов и электропоездов постоянного и переменного тока.
Канд. техн. наук Ю.М. Черкашин исследовал влияние колеблющей'
ся жидкости в котле цистерны на динамические процессы при ее дви'
жении. Им разработана методика исследования динамической устой'
чивости движения цистерны с учетом многообразия форм колебания
жидкости различной плотности в котле цистерны, уровня его заполне'
ния жидкостью и типов цистерн при движении по железнодорожному
пути с различными видами детерминированных и случайных неровно'
стей, а также проанализированы статистические характеристики слу'
чайных возмущений и разработан способ их экспериментального опре'
деления.

1.6.4. Исследования в области прочности вагонов
На основе теории оболочек В.З. Власова применительно к вагонным
конструкциям были созданы специальные методы строительной меха'
ники вагонов на базе прикладных разделов теории упругости; разрабо'
таны конечно'элементные модели анализа напряженно'деформирован'
35

ного состояния кузовов грузовых и пассажирских вагонов; разработаны
современные методы прочностных расчетов; математические модели для
исследования прочности вагонов различных типов; оригинальные про'
граммы прочностных расчетов с использованием электронной вычис'
лительной техники; системы автоматизированного проектирования ва'
гонов.
Проф. А.А. Попов фундаментально исследовал задачи, связанные с
расчетом брусьев и оболочек большой кривизны; разработал графоана'
литический метод на основе созданной им теории ортогональных фо'
кусов. Под его руководством была написана монография «Расчет ваго'
нов на прочность», в которой изложен разработанный им в 1934 г. метод
расчета оси колесной пары. Дальнейшим развитием и углублением тео'
рии изгибного (стесненного) кручения применительно к толстостенным
стержням с учетом неравномерного распределения нормальных напря'
жений по толщине стенок были исследования прочности рамы тележки
грузового вагона и пути снижения ее веса.
Современные методы расчетов вагонов на прочность основаны на до'
стижениях отечественных ученых в области строительной механики. Осо'
бенно большое значение имеют труды выдающегося ученого, чл.'корр.
АН СССР, дважды лауреата Государственной премии СССР (1941 и 1950 гг.),
проф. В.З. Власова. Объектом его исследований были тонкостенные
конструкции, являющиеся наиболее современным и оптимальным ти'
пом конструкций, так как они имеют наименьшую массу и максималь'
ную жесткость. К таким конструкциям можно отнести котлы цистерн,
цельнонесущие кузова пассажирских и грузовых вагонов, рамы тележек
и ряд других элементов вагонов. На основе этих исследований могут вы'
полняться достоверные расчеты котлов цистерн, цельнонесущих кузо'
вов пассажирских и грузовых вагонов, рам тележек.
Чл.'корр. АН Украины, проф. Б.Н. Горбунов, используя теорию В.З. Вла'
сова, разработал новый метод расчета рам, выполненных из тонкостен'
ных стрежней, с учетом упругих деформаций (депланации) узлов их со'
единения. На основе этого метода, учитывающего пространственное
действие нагрузок, вызывающих изгиб и кручение стержней, сопровож'
дающееся значительными дополнительными напряжениями, были
объяснены причины возникновения трещин в рамах вагонов и предло'
жен метод для теоретической оценки вновь проектируемых вагонов.
Расчет напряженно'деформированного состояния кузова первых
цельнометаллических пассажирских вагонов был выполнен под руко'
водством проф. А.А. Уманского. При этом были использованы методы
расчета, применяемые в самолетостроении.
36

Заслуженный деятель науки и техники РСФСР, почетный доктор
Будапештского технического университета, проф. Е.Н. Никольский внес
значительный вклад в развитие методов расчета напряженного состоя'
ния кузовов вагонов. Им построен алгоритм расчета хребтовой балки
кузова цельнометаллического пассажирского вагона на основе теории
балок на сплошном упругом «винклеровском основании» найден спо'
соб учета дискретных упругих связей в раме кузова вагона и способ при'
ведения нагрузок, приложенных к кузову; предложен итерационный
метод расчета, позволяющий учитывать действие внутренних вертикаль'
ных сил взаимодействия хребтовой балки с поперечными балками рамы
кузова вагона. Для расчета вагонных конструкций типа оболочек им
разработан метод чередования основных систем и обобщенный метод
сил, которые позволяют рассчитывать сложные конструкции кузова ва'
гона на базе использования известных методов для более простых упру'
гих тел. Эти итерационные методы расширили возможности проведе'
ния уточненных расчетов кузовов вагонов. Для уточнения расчета кры'
ши пассажирского вагона разработал теорию цилиндрических оболочек
с неизгибаемым контуром поперечного сечения произвольной формы,
позволяющую учитывать поперечные деформации сдвига срединной
поверхности. Ценные исследования Е.Н. Никольский выполнил по раз'
витию метода конечных элементов (МКЭ) для прочностных расчетов
вагонных конструкций (сочетание простых традиционных для кузовов
схем с уточнением их в отдельных областях введением поля конечных
элементов, использование метода чередования основных систем в со'
четании с МКЭ).
Заслуженный деятель науки и техники РСФСР, проф. Л.А. Шадур
разработал научные принципы проектирования вагонов различных ти'
пов, усовершенствовал методы расчета боковой рамы и надрессорной
балки тележки грузовых вагонов, используя уточненную оценку напря'
женного состояния от стесненного кручения. Он является соавтором
конструкции сливного прибора цистерн, который позволил перевести
специализированные нефтебензиновые цистерны в раздел универсаль'
ных. По инициативе и под руководством Л.А. Шадура проведен широ'
кий комплекс теоретических и экспериментальных исследований по
созданию большегрузных восьмиосных вагонов совместно с Уральским
вагоностроительным заводом (полувагоны) и с Мариупольским заво'
дом «Азовмаш» (цистерны). Под его руководством были созданы вось'
миосный полувагон грузоподъемностью 125—130 т, восьмиосная цис'
терна грузоподъемностью 120 т, соединительная балка четырехосной
тележки литой и штампосварной конструкции. Совместно с вагоностро'
37

ительными заводами активно участвовал в организации серийного стро'
ительства восьмиосных вагонов и в их комплексных испытаниях.
Заслуженный деятель науки и техники РСФСР, проф. В.Н. Котура'
нов развил теорию оболочек В.З. Власова применительно к кузовам ва'
гонов и в первую очередь применительно к котлам восьмиосных цис'
терн. К наиболее оригинальным его научным работам относятся: реше'
ние задач по влиянию на прочность оболочки местных напряжений в
котле цистерны; матричные методы исследования напряжений в обо'
лочке цистерны и кузове полувагона, основанные на дискретизации
расчетных схем и использовании аппроксимации стержневых систем
ортотропными пластинами при расчете кузова полувагона; развитие
специализированных методов строительной механики вагонов на базе
прикладных разделов теории упругости. Им разработаны конечно'эле'
ментные модели анализа напряженно'деформированного состояния
оболочек котла цистерн, в частности, восьмиосных цистерн. Он разра'
ботал алгоритм расчета напряженно'деформированного состояния не'
сущих кузовов грузовых и пассажирских вагонов. Совместно с проф.
М.М. Болотиным им была разработана модель исследования взаимо'
действия оболочек котла цистерны с крестообразными опорами, кото'
рая позволила ускорить разработку изготовления и внедрение в произ'
водство нескольких видов новых конструкций цистерн, а также обосно'
ваны наиболее рациональные конфигурации оболочек котла цистерны
с меридианом выпуклой параболы или конической обечайкой и дока'
зана эффективность применения опор переменной жесткости с боль'
шим углом обхвата котла. Разработанные В.Н. Котурановым математи'
ческие модели вошли составной частью в созданный им метод оценки
напряженно'деформированного состояния кузовов вагонов различных
типов и представляют собою ядро автоматизированных систем проекти'
рования вагонов и экспертизы проектных решений, широко применяемых
на вагоностроительных заводах. Результаты исследований В.Н. Котурано'
ва реализованы при создании котлов большегрузных восьмиосных цис'
терн, усиленных кольцевыми элементами жесткости (шпангоутами),
особенно шпангоутами переменного сечения по окружности котла; это
было сделано впервые в мировой практике вагоностроения.
Проф. А.А. Львов выполнил уточненный расчет хребтовой балки
рамы кузова грузового вагона, экспериментально исследовал прочность
крышек люков полувагонов при различных схемах нагружения; иссле'
довал напряженное состояние кузовов четырех' и шестиосных полува'
гонов при нагружении их различными видами металлопродукции и ре'
комендовал целесообразные схемы ее размещения в полувагонах.
38

Напряженное состояние крышек люков полувагонов исследовал так'
же проф. П.В. Шевченко. Он также изучил причины образования тре'
щин в осях колесных пар вагонов и предложил меры по повышению их
прочности; проанализировал повреждения поверхности катания колес
и разработал мероприятия по повышению их прочности, долговечнос'
ти; исследовал напряжения в частях вагонов поляризационно'оптичес'
ким методом.
Проф. Л.Н. Никольский разработал метод оптимизации параметров
деталей и сборочных единиц вагонов по минимуму усталостной повреж'
даемости, позволяющий создавать рациональные по массе и размерам
конструкции вагонов при обеспечении высокой их надежности. Под его
руководством выполнены теоретические и экспериментальные иссле'
дования статистических распределений нагрузок, действующих на ва'
гон в эксплуатации; разработаны основные методы расчета деталей ва'
гонов на прочность при малоцикловых нагружениях и случайных на'
грузках.
Проф. Л.Н. Костенко был создан современный статистический ме'
тод расчета на прочность деталей грузовых вагонов, базирующийся на
уточненной формулировке предельных состояний с позиции механики
разрушения. Этот расчет, заканчивающийся получением критериев на'
дежности натурных деталей вагона, выполняется методом статистичес'
ких экспериментов с использованием современных ЭВМ; он широко
применяется в вагоностроении.
Проф. П.А. Устич разработал методику анализа надежности грузо'
вого вагона как ремонтируемого изделия, имеющего специфическую
форму эксплуатации. В ней рассмотрены математическая формулировка
по оптимизации параметров системы ремонта вагонов, а также предло'
жены критерий и технология оценки предельных размеров дефектов ли'
тья и сварки, использование которых в сочетании с современными тех'
ническими средствами электронного диагностирования позволяет отбра'
ковывать негодные для эксплуатации ответственные несущие части и узлы
вагона на стадии их изготовления. Это является важным средством по'
вышения надежности конструкций вагонов при их изготовлении.
Проф. А.И. Быков разработал математические модели и методики
оценки напряженно'деформированного состояния анизотропного мно'
гослойного фрагмента кузова вагона типа стеклопластиковой цилинд'
рической оболочки, подкрепленной продольными и поперечными эле'
ментами жесткости и имеющей ступенчато'переменную жесткость в
осевом и окружном направлениях.
39

Проф. С.В. Беспалько разработал специализированные конечноэле
ментные модели, позволяющие выполнять анализ напряженнодефор
мированного состояния котла цистерн для перевозки опасных грузов с
учетом возможных аварийных ситуаций. Это способствовало выработ
ке решений, предотвращающих возникновение экологических катаст
роф в экстремальных условиях. Им было исследовано напряженноде
формированное состояние оболочек вращения от действия статических,
динамических, ударных и термических нагрузок.
Проф. А.В. Смольянинов исследовал загруженность котлов цистерн
и разработал методы расчета для опасных грузов при аварийных ситуа
циях.
Проф. В.М. Бубнов усовершенствовал МКЭ для исследования на
пряженнодеформированного состояния дискретно подкрепленных
котлов цистерн, он принимал активное участие в создании и внедрении
цистерн нового поколения с улучшенными техникоэкономическими
показателями.
Доц. З.О. Каракашьяном совместно с проф. В.Д. Хусидовым и проф.
М.М. Болотиным, а также доц. В.Я. Першиным проведены обширные
теоретические и экспериментальные исследования по созданию конст
рукций гидрогазовых поглощающих аппаратов автосцепки с большой
энергоемкостью и рациональной силовой характеристикой. Аппараты
запатентованы в США, Канаде, Англии, Франции, Германии, Индии и
Японии.
Интересные исследования, направленные на создание прочных и на
дежных элементов конструкций вагонов, выполнили проф. В.Н. Махов
(влияние ударной вязкости металла на прочность осей колесных пар),
В.А. Кислик (влияние химического состава, термообработки и механичес
ких свойств металла на стойкость колес и колесных пар в эксплуатации),
Н.П. Зобнин (прочность прессового соединения колес с осью колесной
пары), Т.В. Ларин (теория износа колес, разработка государственных стан
дартов на их производство), Л.М. Школьник (прочность осей колесных пар,
в том числе полых осей), Н.П. Щапов (выбор сталей для вагоностроения),
Н.Н. Иньшаков (прочность и долговечность литых деталей вагонов).

1.6.5. Исследования по выбору типов и параметров грузовых
вагонов
Одним из первых исследователей в этой области был инж. Г.П. Гла
довский, который в 1928 г. обосновал важное значение снижения массы
тары вагона, вывел формулу для определения минимального значения
40

технического коэффициента тары вагона и показал, как с учетом этого
показателя находить другие параметры вагона.
Заслуженный деятель науки и техники РСФСР, проф. Е.В. Михаль
цев впервые более полно проанализировал проблемы выбора рациональ
ного типа вагона для перевозки угля и руды и установления целесооб
разных его параметров; состояние и возможности погрузоразгрузоч
ных устройств; конструктивные усовершенствования вагонов и
локомотивов, а также с большой глубиной и широтой рассмотрел в це
лом вопрос об оценке экономичности грузового вагона. Он установил,
что исходными данными для выбора рациональных параметров явля
ются объем и состав грузооборота, грузовые потоки по направлениям
перевозки угля и руды. Он установил эффективность использования по
лувагонов с глухим кузовом и с люками в полу, а также вагоновхоппе
ров, определил условия целесообразного применения каждого из этих
типов вагонов. Исследовал вопросы актуальности строительства специ
ализированных вагонов и сферы их использования. Было установлено,
что специализированные вагоны лучше эксплуатировать там, где они
могут использоваться для перевозки однородных грузов в обратном на
правлении, или там, где не приходится увеличивать их порожний про
бег. Было также исследовано влияние погрузочной длины и погонной
нагрузки вагона на эффективность перевозки грузов.
Лауреат премии Совета Министров СССР, канд. техн. наук Л.А. Ко
ган создал метод выбора типов и параметров грузовых вагонов, кото
рый дал возможность строить крытые грузовые вагоны с большим удель
ным объемом и большим коэффициентом степени использования гру
зоподъемности вагона.
Проф. В.И. Дмитриев рекомендовал при выборе типа грузового ва
гона и установлении целесообразной структуры парка грузовых ваго
нов учитывать полностью эксплуатационные расходы и капитальные
вложения. Выбираемые параметры грузового вагона должны в первую
очередь обеспечивать наилучшее использование грузоподъемности ва
гона. Выполненные им расчеты показали, что грузовые вагоны должны
иметь как можно большую погонную нагрузку, при которой обеспечи
вается наиболее экономичное освоение грузооборота.
Проф. Л.А. Шадур разработал метод выбора типа и оптимизации ос
новных параметров грузовых вагонов на базе современной вычислитель
ной техники.
Заслуженный работник транспорта РФ, проф. В.В. Лукин под руко
водством Л.А. Шадура разработал эффективный метод и алгоритм, по
зволяющие с помощью ЭВМ проводить направленный поиск оптималь
41

ных параметров грузовых вагонов по определяющему критерию — мини
муму приведенных затрат народного хозяйства. Алгоритм предусматри
вает возможность уточненного определения тары вагона еще на стадии
проектирования, условий безопасного движения по железнодорожному
пути с вертикальными и горизонтальными поперечными неровностями,
а также автоматического сцепления автосцепок в регламентируемых ус
ловиях. В.В. Лукин провел исследования по выбору рациональных па
раметров новых перспективных восьмиосных полувагонов и цистерн,
которые были реализованы на вагоностроительных заводах.

1.6.6. Исследования в области сварных конструкций вагонов
В этой области большая заслуга принадлежит созданному в 1934 г.
институту электросварки АН УССР, первым директором которого был
акад. АН УССР, проф. Е.О. Патон. Коллектив института внес большой
вклад в создание сварных конструкций вагонов и совершенствование
технологии сварки при строительстве вагонов. Например, для Брянс
кого завода «Красный Профинтерн» в 1936 г. были разработаны пол
ный технологический процесс автоматической сварки котлов и рам че
тырехосных цистерн, проекты всех необходимых станков и проект по
тока на всех производственных операциях. В 1938 г. институт на основе
анализа конструкции котла емкостью 50 м3 цистерны предложил изго
товлять цилиндрическую часть котла из продольно расположенных ли
стов вместо поперечных обечаек и нижнего продольного листа. Это по
зволило иметь всего два типа сварных швов и существенно сократить их
суммарную длину (со 101 до 68 м), что облегчило внедрение автомати
ческой сварки встык вместо сварки внахлестку и повысить прочность
котла цистерны. В 1936—1937 гг. под руководством Е.О. Патона сотруд
ники института (ныне проф.) Г.В. Раевский и А.Е. Аснис разработали
конструкцию сварного крытого вагона, тара которого на 2 т была мень
ше тары вагона прежней конструкции. Был также усовершенствован
метод расчета такого вагона и впервые построены стенды для динами
ческих испытаний натурного вагона. В конце 1940 г. были выбраны 20
заводов (в том числе и вагоностроительных), на которых в первую оче
редь должна внедряться автоматическая сварка под слоем флюса. Ин
ститутом электросварки были разработаны установки для сварки под
слоем флюса элементов пассажирских вагонов на Калининском (ныне
Тверском) вагоностроительном заводе, а совместно с Мытищинским
заводом им была разработана конструкция сварной тележки для ваго
нов метрополитена.
42

Большие заслуги в создании вагонов сварной конструкции имеют и
другие ученые и специалисты. К ним в первую очередь относится Герой
Социалистического Труда, акад. АН СССР Г.А. Николаев, который впер
вые установил основные характеристики вибрационной прочности свар
ных конструкций и разработал технические условия на их проектирова
ние. Его работы послужили научной основой для внедрения сварки вместо
клепки, в частности, в вагоностроении. Им выполнены фундаментальные
исследования собственных напряжений и деформаций в сварных конст
рукциях, по регулированию остаточных напряжений при сварке, влия
ния времени на остаточные напряжения в сварных конструкциях.
Большое значение в рассмотренных выше направлениях науки о ва
гоне имеют также исследования профессоров Ю.П. Бороненко, Н.С. Ба
чурина, А.А. Битюцкого, Ю.В. Демина, В.А. Камаева, М.Б. Кельри
ха, С.Н. Киселева, В.В. Кобищанова, М.А. Левинзона, В.П. Лозбине
ва, А.Э. Павлюкова, М.П. Пахомова, А.П. Приходько, Ю.С. Ромена,
А.А. Радзиховского, О.М. Савчука и др.

43

Глава 2. ОСНОВНЫЕ ПРЕДПОСЫЛКИ
ДЛЯ ФОРМИРОВАНИЯ ЭКСПЕРТНЫХ
ИЛИ ПРОЕКТНЫХ РЕШЕНИЙ
ПО КОНСТРУКЦИЯМ ВАГОНОВ
В этом разделе выделены главнейшие положения, которые должны
быть реализованы при решении вопросов экспертной оценки приня
тых или принимаемых при проектировании технических решений.
Очевидно, что прежде всего следует остановиться на определении
понятий о габаритах подвижного состава и решении задач по вписыва
нию вагонов в габарит.

2.1. Схема построения габаритов подвижного состава
Одним из главных условий безопасности движения локомотивов,
вагонов и иного подвижного состава является предупреждение возмож
ности их соприкосновения со стационарными сооружениями, располо
женными вблизи железнодорожного пути, или с подвижным составом,
находящимся на соседнем пути. Поэтому стационарные сооружения дол
жны располагаться на определенном расстоянии от железнодорожного
пути, а подвижной состав — иметь ограниченное поперечное очертание.
ГОСТ 9238—83 [23] устанавливает два типа габаритов: габариты прибли
жения строений и габариты подвижного состава.
В результате имеются два контура: контур, ограничивающий наимень
шие допускаемые размеры приближения строений и путевых устройств
к оси пути, — габарит приближения строений, и контур, ограничиваю
щий наибольшие допускаемые размеры поперечного сечения подвиж
ного состава, — габарит подвижного состава. Второй контур располо
жен внутри первого, и между ними имеется пространство (зазоры), за
исключением опорных поверхностей колес, где оба контура совпадают.
Пространство между габаритами приближения строений и подвижно
го состава, а для многопутных линий также между габаритами смежных
подвижных составов обеспечивает безопасные смещения подвижного со
става и находящихся на нем грузов, которые возникают при его движении,
а также обусловленные допустимыми отклонениями элементов пути.
44

Все смещения вагона могут быть сведены к следующим группам:
а — уширение колеи, упругое отжатие рельсов, перекосы и износы
шпал и подкладок, упругие осадки шпал и балласта и т.п., вызываемые
возможными отклонениями состояния пути;
б — динамические колебания вагона, возникающие при его движении;
в — отклонения, обусловленные зазорами и износами ходовых частей,
прогибы и осадки рессорного подвешивания от статической нагрузки;
г — выносы частей вагона в кривых.
При вписывании вагона в габарит подвижного состава в соответствии
с современной системой расчетов учитывают смещения третьей и чет
вертой группы. На рис. 2.1 изображена схема построения габаритов под
вижного состава [23].
Исходя из габарита приближения строений 1 и осей междупутий 2
посредством учета смещений первой и второй группы (см. «а» и «б»)
определяют эксплуатационный габарит подвижного состава 3, по кото
рому путем вписывания, учитывающим смещения третьей и четвертой
группы (см. «в» и «г»), находят строительное очертание вагона 4 и про
ектное очертание 5 вагона.
ГОСТ 923883 устанавливает строительное очертание подвижного
состава как поперечное (перпендикулярное оси пути) очертание, нару
жу которого не должна выходить ни одна часть вновь построенного под
вижного состава в ненагруженном
состоянии при нахождении на пря
мом горизонтальном пути и при со
вмещении его продольной верти
кальной срединной плоскости с
осью пути. Строительные размеры
вагона являются его максималь
ными допускаемыми размерами.
Проектное очертание подвиж
ного состава представляет собой
поперечное (перпендикулярное
оси пути) очертание, внутри кото
рого должны находиться все рас
положенные в рассматриваемом
сечении элементы конструкции
подвижного состава, имеющие но
минальные размеры. Проектное
очертание вагона имеет разме
Рис. 2.1. Схема построения габари
тов подвижного состава
ры, уменьшенные по сравнению с
45

размерами строительного очертания на величину плюсовых допусков
соответствующих частей и деталей вагона при его изготовлении и ре
монте.
При проектировании вагона его номинальные размеры должны при
ниматься в пределах проектного очертания.
При изготовлении и выпуске вновь построенного или отремонтиро
ванного вагона с завода его фактические размеры не должны превы
шать размеры строительного очертания.
ГОСТ 9238—83 установлены следующие габариты подвижного состава.
Габарит Т, имеющий наибольшие размеры по ширине (3750 мм) и по
высоте (5300 мм), предназначен для вагонов, обращающихся по отдель
ным замкнутым направлениям новых и реконструированных железных
дорог СНГ, стран Балтии и Монгольской Народной Республики (МНР).
Габарит Тц — перспективный, установлен для цистерн. Он имеет мак
симальные размеры по ширине (3750 мм) и по высоте (5200 мм).
Габарит Тпр введен стандартом как перспективный, промежуточный
между 1Т и Т (отсюда аббревиатура «пр»). Он имеет максимальные раз
меры по ширине (3500 мм) и по высоте (5300 мм). Пассажирские и гру
зовые вагоны, эксплуатируемые на сети железных дорог РФ, разрешено
строить с учетом этого габарита.
Габарит 1Т предназначен для вагонов, допускаемых к обращению по всем
железным дорогам СНГ, Балтии и МНР, а также по подъездным путям про
мышленных и транспортных предприятий. Он имеет максимальные разме
ры по ширине (3400 мм) и по высоте (5300 мм). По этому габариту могут
строиться вагоны с учетом переустройства негабаритных сооружений.
Габарит 1ВМ предусмотрен для вагонов, обращающихся по желез
ным дорогам СНГ, Балтии и МНР, а также по отдельным реконструиро
ванным магистральным линиям других стран—участниц Организации со
трудничества железных дорог (ОСЖД), используемых для международ
ных сообщений. Он имеет максимальные размеры по ширине (3400 мм)
и по высоте (4700 мм).
Для обеспечения беспрепятственного обращения вагонов в странах—
участницах ОСЖД проводится работа по приведению железных дорог в
соответствии с вводимыми едиными габаритами для этих стран.
Габарит 0ВМ предназначен для вагонов, обращающихся по всем
(кроме отдельных второстепенных участков) дорогам стран—участниц
ОСЖД. Он имеет максимальные размеры по ширине (3250 мм) и по
высоте (4650 мм).
Габарит 02ВМ предусмотрен для грузовых вагонов, обращающихся
по всем железным дорогам стран—участниц ОСЖД, а также железным
46

дорогам ФРГ, Австрии, Греции, Дании, Турции и некоторых других стран
Европы и Азии. Он имеет максимальные размеры по ширине (3150 мм)
и по высоте (4650 мм).
Габарит 03'ВМ предназначен для вагонов, допускаемых к обраще'
нию по дорогам всех стран Европы и Азии. Он имеет максимальные
размеры по ширине (3150 мм) и по высоте (4280 мм).
Верхнее очертание этих габаритов показано на рис. 2.2, а нижнее
очертание — на рис. 2.3.
Нижние очертания габаритов подвижного состава предусмотрены как
для обрессоренных частей кузова, тележки, так и для необрессоренных

Рис. 2.2. Начало. Габариты подвижного состава (верхние очертания):
а — габарит Т; б — габарит Тц; в — габарит Тпр; г — габарит 1'Т.
Условные обозначения:
для выступающих частей — поручней, подло'
котников козырьков для стока воды и др.; — — — размеры после реконструкции
искусственных сооружений

47

Рис. 2.2. Окончание. Габариты подвижного состава (верхние очертания):
д — габарит 1ВМ; е — 0ВМ; ж — 02ВМ; з — 03ВМ.
Условные обозначения: .......... только для сигнальных устройств;
уши
рение габарита, допускаемое только для вагонов, построенных до 1960 г.

частей тележки. На рис. 2.3 для примера приведено нижнее очертание
габаритов 1ВМ, 0ВМ, 02ВМ (ГОСТ 9238—83), черт. 15, г.
Габарит вновь строящегося вагона устанавливается техническими
требованиями и техническим заданием на его проектирование.
Инструкция МПС ЦВ/4422 по применению габаритов подвижного
состава [24] устанавливает следующие требования к выбору габарита для
проектирования и строительства вагонов.
Верхнее очертание габарита должно выбираться с учетом типа, назна
чения, сферы применения и техникоэкономических показателей вагонов.
В соответствии с чертежами, приведенными в ГОСТ 9238—83, и с
Инструкцией [24], все грузовые и пассажирские вагоны (кроме вагонов
электро и дизельпоездов) должны строиться по нижним очертаниям,
допускающим их пропуск по всем путям железных дорог, включая пути
сортировочных горок, оборудованных вагонными замедлителями при
любом их положении, а именно:
48

Рис. 2.3. Нижние очертания габаритов:
а — габарит Т, Тц, Тпр, 1Т; б — габарит 1ВМ, 0ВМ, 02ВМ; в — габарит 03ВМ.
Условные обозначения: — для обрессоренных частей кузова; — — — для частей, ук
репленных на обрессоренной раме тележки; —х—х — для необрессоренных частей

грузовые вагоны — по черт. 11, г; 15, д и 17, б (ГОСТ 9238—83);
пассажирские вагоны — по черт. 11, г; 15, г; 17, б.
Вагоны электро и дизельпоездов, автомотрисы должны строиться по
нижним очертаниям, допускающим их пропуск по всем путям, включая
пути сортировочных горок, оборудованных вагонными замедлителями при
нерабочем (отторможенном) их положении, т.е. по черт. 11, б; 15, б и 17, б.
Тележки всех грузовых и пассажирских вагонов (за исключением ва
гонов, строящихся по габариту 03ВМ) независимо от габарита, прини
маемого для кузова, должны строиться:
грузовых вагонов — по габариту 02ВМ с нижним очертанием по
черт. 15, д;
пассажирских вагонов — для обращения по колее 1520 мм — по га
бариту 1ВМ с нижним очертанием по черт. 15, г; для обращения по ко
лее 1435 мм — по габариту 02ВМ с нижним очертанием по черт. 15, г.
Тележки грузовых и пассажирских вагонов, строящихся по габариту
03ВМ, должны вписываться в его нижнее очертание по черт. 17, б.
49

2.2. Вписывание вагонов в габарит
Под вписыванием вагона в габарит понимается определение разме'
ров строительного и проектного очертания вагона, допускаемых в дан'
ном габарите, по установленной ГОСТ 9238—83 методике.

2.2.1. Вертикальные размеры проектного
и строительного очертаний вагона
Вертикальные размеры габарита Нw поверху являются одновременно и
теми максимальными строительными размерами Н, которые может иметь
проектируемый вагон по высоте в ненагруженном состоянии. Для пасса'
жирских, изотермических и некоторых специальных вагонов ненагружен'
ное состояние — это состояние, когда отсутствует не только полезная на'
грузка, но и предметы экипировки (вода, топливо, смазка, лед, соль, пе'
сок и т.п.). При проектировании вагонов электросекций и электропоездов
следует учитывать, что за пределы строительного очертания поверху не дол'
жен выходить токоприемник в сложенном нерабочем положении.
Наименьшие допускаемые вертикальные строительные размеры про'
ектируемого вагона понизу получают путем увеличения соответствую'
щих вертикальных размеров габарита на величину возможного в эксп'
луатации статического параллельного понижения вагона h вследствие
максимального нормируемого износа ходовых частей, а для обрессорен'
ных деталей и вследствие равномерной осадки рессор и их прогиба — от
расчетной нагрузки (без учета динамических колебаний).
Определение указанных по'
нижений для различных частей
вагона должно выполняться с
учетом следующих требований.
Для колесных пар и укреплен'
ных на них частей (например,
зубчатых колес у моторных ваго'
нов электросекций) возможное
понижение в эксплуатации h 0
включает уменьшение толщины
обода колеса в результате обточек
его при ремонтах, а также из'за
проката и местных выбоин на по'
Рис. 2.4. Профиль поверхности катания
верхности катания (рис. 2.4). До'
колеса:
пускаемые величины износа ко'
a — новый; б — предельно изношенный
50

лесных пар по кругу катания устанавливаются Правилами технической
эксплуатации железных дорог РФ и Инструкцией по освидетельствова"
нию, ремонту и формированию вагонных колесных пар.
Понижение букс h1 с подшипниками качения принимается равным
понижению колесной пары h0.
Для необрессоренных частей, жестко опирающихся непосредственно
на буксы (например, боковые рамы тележек моделей 18"100, 18"196 и
18"578), возможные понижения h2 получаются путем увеличения пони"
жения букс h1 на величину износов опорных поверхностей Δh2.
Понижение обрессоренной рамы тележки и жестко укрепленных на
ней частей h3 слагается из понижений необрессоренных частей (пере"
числены выше) и следующих дополнительных составляющих:
– равномерной статической осадки надбуксового подвешивания
порожнего (неэкипированного) вагона f01. Эта величина должна учи"
тывать явление потери со временем фабричной стрелы прогиба рессор
и высоты пружины вследствие остаточной осадки (старения);
– равномерного прогиба надбуксового подвешивания f1 от расчет"
ной нагрузки Рр.
Понижения h4 кузова (рамы) вагона и укрепленных на нем частей
равны сумме всех перечисленных понижений обрессоренной рамы те"
лежки и следующих дополнительных составляющих:
– износов Δh3 элементов подвески и износа Δh4 по толщине пятника
и подпятника (или скользунов при опирании кузова на скользуны);
– равномерной статической осадки f02 (вследствие старения) рессор"
ных комплектов центрального подвешивания у порожнего вагона;
– равномерного прогиба f2 центрального подвешивания от расчет"
ной нагрузки.
Для частей вагона, расположенных на значительных расстояниях от
опорных пятников, в средних сечениях следует учитывать также проги"
бы z (деформации) элементов конструкции (рамы кузова) от расчетной
нагрузки. Распределение прогиба в промежуточных сечениях следует
принимать по линейному закону.
Значение статической осадки рессор f01 вследствие старения — при
одинарном и f02 — при двойном и тройном подвешивании рекоменду"
ются в работе [11] и приведены в табл. 2.1.
Расчетную нагрузку Рр для определения прогибов упругих элемен"
тов рессорного подвешивания принимают равной массе полезной на"
грузки (определяется в соответствии с «Нормами» [25]) и массе предме"
тов экипировки. Составляющие расчетной нагрузки для отдельных ви"
дов вагонов сведены в табл. 2.2.
51

Таблица 2.1
Величины статической осадки рессор, мм
Тип рессорного подвешивания
Тип вагона

одинарное

двойное

тройное
ступени

1

2

1

2

3

Грузовые

10

Пассажирские

10

−
5

−
10

−
5

−
5

−
10

Электро- и дизель-поездов и автомотрис

−

10

15

−

−

−

Таблица 2.2
Составляющие расчетной нагрузки для отдельных видов вагонов
Тип вагона

Расчетная нагрузка
Полезная нагрузка

Грузовые всех типов
Масса груза в пределах грузоподъемности
(кроме изотермических)
Изотермические
То же

Пассажирские дальнего следования (мягкие,
купированные, жесткие) и межобластные
Багажные, почтовые,
грузопочтовые
Пригородные

Масса пассажиров с багажом, определяемая
по расчетной населенности вагона. Расчетную
населенность вагона определяют по наибольшему числу мест, предусмотренных при эксплуатации вагона. Массу одного пассажира с
багажом принимают равной 100 кг
Масса груза в пределах грузоподъемности

Масса пассажиров с багажом. Количество
пассажиров определяют по числу мест для
сидения и количеству стоящих пассажиров
из расчета 7 чел. на 1 м2 свободной площади пола; площадь, занятую ногами сидящих
пассажиров, шириной 200 мм у края дивана
не учитывают. Массу одного пассажира с
багажом принимают равной 70 кг
Электросекции, элек—//—
тро- и дизельпоезда и
автомотрисы

52

Предметы
экипировки
−
Масса льда,
соли, топлива,
рассола и других предметов
экипировки
Масса воды,
топлива и
других предметов экипировки
—//—
—//—

—//—

Прогибы надбуксового и центрального подвешивания определяют
ся зависимостями
f1 = 0,5Pp λ1 ;

f 2 = 0,5Pp λ 2 ,

(2.1)

где λ1 — гибкость надбуксовых рессор, мм/кН;
λ2 — гибкость центральных рессор, мм/кН.

Для основных типов вагонов колеи 1520 (1524) мм, выпускаемых в
настоящее время в России и странах СНГ, в Инструкции МПС [24] при
ведены возможные в эксплуатации статические понижения частей ваго
на, они могут быть использованы в расчетах по вписыванию в габарит,
если проектируемый вагон соответствует или близок к какомулибо ука
занному там типу,. В отдельных случаях следует рассчитывать возможные
статические понижения вагона исходя из особенностей конструкции эки
пажной части и устанавливаемых норм износа ходовых частей.
В соответствии с п. 4.9 ГОСТ 9238—83 при проектировании вагонов,
проходящих через сортировочные горки, их размеры понизу должны быть
проверены на проход вертикальной кривой горба горки при минималь
ном ее радиусе 250 м; ни одна часть вагона не должна опускаться ниже
уровня головки рельса в месте перелома профиля. В Инструкции МПС
[24] описывается методика этой проверки и даются расчетные формулы.
Проектное очертание вагона Нп понизу следует определять путем
увеличения, а поверху — путем уменьшения вертикальных размеров его
строительного очертания на величину рельсовых допусков еу соответ
ствующих частей и деталей вагона при его изготовлении и ремонте.

2.2.2. Горизонтальные размеры проектного и строительного
очертаний вагона
Согласно п. 4.2 ГОСТ 923883 максимально допускаемые горизон
тальные строительные размеры вагона получаются путем уменьше
ния поперечных размеров соответствующего габарита подвижного со
става с каждой стороны на величины необходимых ограничений Е0,
Ев, Ен (поперечных смещений подвижного состава при вписывании
в кривую расчетного радиуса с учетом наибольших допускаемых из
носов деталей его ходовых частей). Максимально допускаемая ши
рина вагона 2В на некоторой высоте над уровнем верха головки рельса
определяется по формуле

2B = 2(B w − E ),

(2.2)

53

где Bw — полуширина соответствующего габарита на рассматриваемой вы
соте Н;
Е — ограничения, равные возможным поперечным смещениям частей под
вижного состава из центрального положения вследствие зазоров и износов хо
довых частей Е1 и выносов частей вагона в кривых Е2, т.е. Е=Е1+Е2.

Указанные ограничения для кузовов следует определять в направля
ющем (шкворневом) сечении (Ео), в сечениях на длине базы (Ев) и в
сечениях на консолях (Ен). В соответствии с ГОСТ 923883 имеем

E1o = E1в = 0,5(s − d ) + q + w
Е1н

⎫
⎪
2n + 2l ⎬,
= [0,5(s − d ) + q + w ]
⎪
2l ⎭

(2.3)

где 2l — расстояние между направляющими сечениями вагона (база вагона), м;
n — расстояние от рассматриваемого сечения вагона до его ближайшего на
правляющего сечения, м;
S — максимальная ширина колеи в кривой расчетного радиуса, мм;
d — минимальное расстояние между наружными гранями предельно изно
шенных гребней колес, мм;
q — наибольшее возможное поперечное перемещение в направляющем сече
нии в одну сторону из центрального положения рамы тележки относительно ко
лесной пары вследствие зазоров при максимальных износах и деформаций уп
ругих элементов в буксовом узле и узле сочленения рамы тележки с буксой, мм;
w — наибольшее возможное поперечное перемещение в направляющем се
чении в одну сторону из центрального положения кузова относительно рамы
тележки вследствие зазоров при максимальных износах и упругих деформаций
в узле сочленения кузова и рамы тележки, мм.

Для ряда существующих вагонов и их ходовых частей величины q и w
приведены в справочных таблицах Инструкции [24].
Выносы частей вагона в кривых участках пути определяют путем рас
смотрения геометрии положения продольных осей вагона и тележек
относительно оси пути. Вначале их определяют для двухосного вагона
при центральном относительно оси пути расположении его колесных пар.
Такой вагон при указанном расположении принимается в качестве эта
лона — расчетного вагона, по которому устанавливают уширения габа
рита приближения строений в кривых, зависящие от их радиуса.
Продольная ось кузова вагона длиной 2L (рис. 2.5, а) пересекает
среднюю линию пути в кривой радиуса R в точках А и В, расстояние
между которыми 2l соответствует базе вагона. Поперечные сечения,
проведенные через эти точки, в габаритных расчетах называют направ
ляющими.
54

Рис. 2.5. Схемы для определения выносов частей вагона в кривой

Как видно из рис. 2.5, все сечения вагона, расположенные между
направляющими, смещаются с оси пути внутрь кривой, а расположен'
ные в консольных частях вагона — наружу.
Для определения смещения (выноса) увн внутрь кривой для любого
сечения, расположенного на расстоянии n от направляющего сечения
А, проведем через точку С1 хорду С2Е⊥АВ и соединим прямыми точки:
А с Е и С2 с В. Поскольку 2R > 2l, можно принять хорду С2Е ≈ 2R.
Из подобия треугольников С1С2В и АС1Е следует
yвн
n

=

2l − n
.
2R − yвн

Пренебрегая весьма малой величиной увн по сравнению с 2R, получим

yвн =

(2l − n)n
.
2R

(2.4)

Наибольшее смещение внутрь кривой имеет сечение, расположенное
посередине базы вагона, т.е. при n = l. Тогда из формулы (2.4) получим
55

yвн.max =

l2
.
2R

(2.5)

Для определения выноса унар наружу от оси пути (рис. 2.5, б) для
любого сечения, расположенного на расстоянии n от ближайшего на'
правляющего сечения, проведем через точку А1 пересечения этого сече'
ния с осью пути хорду А В 
 АВ .
1 1
Тогда yнар = С4С5 = С3С5 − С3С4 .
Вычисляя отрезки С3С5 и С3С4 по формуле (2.5), получим

yнар =

L12 − l 2
2R

,

(2.6)

или, учитывая, что 2L1 = 2l+2n, определим

yнар =

(2l + n)n
.
2R

(2.7)

Наибольший вынос, получаемый при 2L1 = 2l и n = nk, составляет
yнар.max =

L2 − l 2 (2l + nk )nk
=
.
2R
2R

(2.8)

Для двухосного вагона условие yвн.max = yнар.max согласно форму'
лам (2.3) и (2.6) соответствует следующему выражению
l 2 L2 − l 2
,
=
2R
2R

откуда
2L
= 2 ≈ 1,4.
2l

(2.9)

Такое соотношение длины и базы кузова двухосного вагона соответ'
ствует расчетному двухосному вагону (2Lp = 24 м, 2lp = 17 м). По этому
расчетному вагону согласно ГОСТ 9238—83 и, как указано ниже, опре'
деляют уширения габаритов приближения строений на многопутных
участках в кривых.
56

Вынос середины тележки с базой 2lт, вычисляемой по формуле (2.5),
составляет

l2
yт = т .
2R

(2.10)

При определении выноса середины четырехосной тележки с базой
2lт4, составленной из двух двухосных тележек с базой 2lт2, вместо l т2 под'
2
2
+ l т2
.
ставляют выражение l т4
Как видно из рис. 2.5, в, наличие тележек увеличивает выносы внутрь
кривой и уменьшает выносы наружу на величину ут, т.е. наибольшие сме'
щения тележечного вагона составляют ус = yвн.max + ут и ук = yнар.max – ут.
Для любого сечения, расположенного на расстоянии n от ближай'
шего направляющего сечения, выносы тележечного вагона равны:
внутрь кривой
2
(2l − n)n l т
+
yвн.т =
;
2R
2R

(2.11)

наружу кривой

yнар.т =

2
(2l − n)n l т
−
.
2R
2R

(2.12)

Чтобы получать сравнительно небольшие выносы (в мм), подстав'
ляя 2l, 2lт, n и R в мм, умножим правые части формул (2.11) и (2.12) на
1000 и обозначим

1000

l т2
2R

= k1 и

1000
= k2 ,
2R

и тогда эти формулы принимают вид, приведенный в ГОСТ 9238—83.
Ограничение Е0 для направляющих поперечных сечений (сечения
по осям пятников) равно

E 0 = 0,5(S − d ) + q + w + (k1 − k3 ) − k ;

(2.13)

57

Внутренние ограничения Ев для поперечных сечений вагона, распо'
ложенных между его направляющими сечениями (на длине базы), оп'
ределяются по формуле

E в = 0,5(S − d ) + q + w + [k2 (2l − n)n + k1 − k3 ] − k + α.

(2.14)

Наружные ограничения Ен для поперечных сечений вагона, распо'
ложенных снаружи его направляющих сечений (в консольных частях
вагона), определяются по формуле
E н =  0,5(S − d ) + q + w 

2n + 2l
+ [k2 (2l + n)n − k1 − k3 ] − k + β,
2l

(2.15)

где k — величина, на которую допускается выход подвижного состава, проек'
тируемого по габаритам 0'ВМ, 02'ВМ, 03'ВМ и 1'ВМ (в нижней части), за очер'
тания этих габаритов в кривых участках пути радиусом R = 250 м, мм;
k1 — величина поперечного смещения в кривых участках пути расчетного
радиуса (200 м — для габаритов Т, Тц, Тпр, 1'Т и верхней части габарита 1'ВМ;
250 м — для габаритов 0'ВМ, 02'ВМ, 03'ВМ и нижней части габарита 1'ВМ)
середины тележки с базой p = 2lт, определяемая выражением

k1 =

103 p 2
;
8R

(2.16)

k2 — коэффициент размерности, зависящий от величины расчетного ради'
уса кривой, k2 = 103/2R, мм;
k3 — величина, на которую допускается выход вагона, проектируемого по
габаритам Т, Тц, Тпр, 1'Т и 1'ВМ (в верхней части), за очертания этих габаритов
в кривых участках пути радиусом R=200 м в результате уширения габарита при'
ближения строений или увеличения расстояния между осями путей на перего'
нах в расчетной кривой, мм. Согласно п. 2.7 ГОСТ 9238—83 для половины ши'
рины габарита величина k3 равна максимальному выносу в кривой двухосного
вагона (принятого за расчетный) длиной 24 м и базой 17 м, т.е.

k3 = 1000

172
l2
= 1000
= 180 мм.
8R
8 ⋅ 200

При проектировании вагонов по габаритам 0'ВМ, 02'ВМ, 03'ВМ и
нижней части 1'ВМ величина k3 принимается равной нулю; α, β — допол'
нительные ограничения внутренних и наружных сечений вагона, мм, име'
ющие место только у очень длинного подвижного состава (с базой l >17 м)
и определяемые из условия вписывания в кривую — (см. ГОСТ 9238—83,
формулы (5)—(8)).
58

Для короткобазного подвижного со'
става значения α и β равны нулю.
Величина (S–d) представляет собой
максимальный разбег изношенной ко'
лесной пары между рельсами (смеще'
ние из центрального положения в одну
сторону) (рис. 2.6).
Ширина колеи в кривых радиусом
R ≤ 299 (при ширине колеи в прямой мм)
устанавливается Правилами технической
эксплуатации железных дорог РФ (ПТЭ)

1520+−64 мм. Тогда максимальная ширина Рис. 2.6. Установка колесной пары в
колеи в кривой расчетного радиуса при' рельсовой колее (размеры в скобках:
26 — толщина изношенного греб'

нимается R =1535 +−84 мм. Для колеи ши'
ня; 1540 +6 — ширина колеи в кри'
−4
риной 1435 мм максимальная ширина в
вых R ≤ 299 м)
кривой расчетного радиуса S′=1465 мм.
Из рис. 2.6 видно, что минимальное
расстояние между наружными гранями предельно изношенных гребней
колесных пар колеи 1520 мм равно d =1489 мм. Для колесных пар колеи
пути 1435 мм d =1410 мм.
Таким образом, в кривой расчетного радиуса для колеи 1520 мм
имеем выражение 0,5(S–d) = 0,5(1546–1489) = 28,5 ≈ 29 мм; для колеи
1435 мм — 0,5(S′–d) = 0,5(1465–1410) = 27,5 ≈ 28 мм.
Значения коэффициентов k, k1, k2, k3 для различных точек и габари'
тов даны в табл. 2.3.
Таблица 2.3
Значения коэффициентов
Габарит

Точки габарита

Т, Тц, Тпр, 1-Т
1-ВМ

Все
1—11
Остальные точки
1—11
Остальные точки
1—8
Остальные точки
1—5
Остальные точки

0-ВМ
02-ВМ
03-ВМ

k, мм
0
25
75
25
75
25
75
25

Коэффициенты
k2, мм
k1, мм
2
0,625р
2,5

0,5р2

2

k3, мм
180

0

59

Здесь за базу тележки р принимают:
для трехосной тележки — расстояние между крайними осями;
для вагонов с сочлененными тележками (8'осных)

p 2 = p02 + p12 ,

(2.17)

где р0 — база ходовой тележки;
р1 — расстояние между опорными точками соединительной балки.

Обозначим выражения в скобках в формулах (2.13)—(2.15) величи'
нами

∆K 0 = k1 − k3 ;

(2.18)

∆K в = k2 (2l − n)n + k1 − k3 ;

(2.19)

∆K н = k2 (2l + n)n − k1 − k3 .

(2.20)

Если при проектировании вагонов по габаритам Т, Тц, Тпр, 1'Т и верх'
ней части габарита 1'ВМ отдельно взятые величины ∆К0, ∆Кв, ∆Кн ока'
жутся отрицательными (что свидетельствует о недоиспользовании име'
ющегося в кривой уширения габарита приближения строений), то они
принимаются равными нулю при условии, что
∆К0 <–7,5; ∆Кв < – 7,5; ∆K н < −7,5

2n + 2l
.
2l

Ограничения Е0, Ев, Ен в этом случае рассчитываются из условия
вписывания в габарит на прямом участке пути по формуле
2l
E 0п = E вп =
E п = 0,5(S п − d ) + q + w,
2n + l н

(2.21)

где E n , E n , E n — ограничения полуширины соответствующих сечений вагона
0

в

н

в прямой;
S n — максимальная ширина колеи на прямой (при ширине колеи 1524 мм
n
S =1530 мм; 0,5(S n– d) = 0,5(1530–1489) = 20,5 ≈ 21 мм).

2n + 2l
, то расчет Е0, Ев, Ен для кузова
l
проводится по формулам (2.13)—(2.15) для ширины колеи на расчетной
кривой S =1546 мм.

Если ∆К0 <–7,5, ∆K > −7,5
н

60

Величина 7,5 мм соответствует половине разности между шириной
колеи в кривом и прямом участках пути, т.е. 0,5(S – Sn) =7,5 мм.
При вписывании кузова вагона в габариты 0'ВМ, 02'ВМ, 03'ВМ и
нижнюю часть габарита 1'ВМ отрицательные значения величин ∆К0, ∆Кв,
∆Кн должны быть учтены. При этом ширина колеи берется S′ = 1465 мм.
Если ограничения Е0, Ев, Ен получаются отрицательными, то они не учи'
тываются (принимаются равными нулю), и ширина вагона в соответству'
ющем сечении принимается равной ширине габарита.
При вписывании в габарит тележек и укрепленных на них частей
ширину колеи S следует принимать в соответствии с указанием [24]:
S n =1530 мм — для габаритов Т, Тц, Тпр, 1'Т и верхней части габарита
1'ВМ; S′=1465 — для габаритов 0'ВМ, 02'ВМ, 03'ВМ и нижней части
габарита 1'ВМ.
Тогда для габаритов вписывания Т, Тц, Тпр, 1'Т и верхней части габа'
рита 1'ВМ ограничения E 0m , E вm , E нm для частей тележек рассчитывают
по формуле

p
E 0т = E вт =
E т = 0,5(S п − d ) + q + w.
2n + p н

(2.22)

Для габаритов 0'ВМ, 02'ВМ, 03'ВМ и нижней части габарита 1'ВМ ог'
раничения E 0m1, E вm1, E нm1 для частей тележек определяют по формулам

E0т1 = 0,5(S ′ − d ) + q + w − k ;
E вт1 = 0,5(S ′ − d ) + q + w − k2 ( p − n)n − k ;
E нт1 = 0,5(S ′ − d ) + q + w 

2n + p
+ k2 ( p + n)n − k .
p

(2.23)
(2.24)

(2.25)

Введем обозначения

∆K в′ = k2 ( p − n)n;

(2.26)

∆K н′ = k2 ( p + n)n,

(2.27)

которые будем учитывать при вычислениях по формулам (2.24), (2.25).
61

Проектное очертание вагона по ширине Bn следует определять пу'
тем уменьшения размеров строительного очертания по ширине на ве'
личину плюсовых допусков ех соответствующих частей и деталей ваго'
на при его изготовлении и ремонте.
На рис. 2.7—2.9 в качестве примера приведены результаты вписыва'
ния в габарит кузова и тележки пассажирского вагона по наиболее выс'
тупающим частям.

Рис. 2.7. Вписывание кузова в габарит 1'Т по ГОСТ 9238—83:
1 — проектное очертание для наружного сечения nн1 = 3,5 м (размеры в скобках
для nн2 = 3,2 м — поручень и подножка)

62

Рис. 2.8. Вписывание аккумуляторного ящика пассажирского вагона в габарит 1'Т:
1 — проектное очертание для внутреннего сечения nв3 = 7,17 м

Рис. 2.9. Вписывание пассажирской тележки в габарит 1'ВМ:
1 — ось гидроамортизатора; 2 — проектное очертание в среднем сечении n′в2 = 1,2 м

63

2.3. Технико экономические параметры грузовых вагонов
К основным техникоэкономическим параметрам грузовых вагонов
относятся линейные размеры, удельный объем кузова вагона или пло
щадь пола (для платформ и транспортеров), масса тары, коэффициент
тары, средняя статическая и динамическая нагрузка, грузоподъемность,
осевая и погонная нагрузка [11, 13].
Дадим определение основным линейным размерам вагонов в соот
ветствии со схемами на рис. 2.10.
На рис. 2.10, а показаны размеры, относящиеся к длине вагона, на
рис. 2.10, б — ширина по раме и высота кузова крытого вагона (анало
гично — полувагона), на рис. 2.10, в — ширина рамы цистерны и диа
метр котла, на рис. 2.10, г — ширина платформы. Обобщая эти схемы,
можно сказать, что ширину вагона по раме обычно принято обозначать
2В. (Цифра два подчеркивает, что кузов вагона симметричны относи
тельно продольной вертикальной плоскости, включающей центральную
ось поперечных сечений.) В размерах 2Lсц, 2Lр, 2lб, 2lт цифра два по
осям сцепления, длине кузова вагона по раме, базе вагона, базе тележки
соответственно отражает симметрию кузова и рамы тележки относитель
но вертикальной поперечной плоскости, содержащей центр тяжести
вагона или тележки; размеры nк и а — длина консоли (расстояние от
оси пятника до наружной кромки концевой балки вагона) и вылет авто
сцепки (расстояние от наружной кромки концевой балки до оси сцеп
ления автосцепки).
Все перечисленные размерные характеристики вагона можно отнес
ти к числу важнейших абсолютных технических и техникоэкономичес
ких параметров, потому что они выбираются исходя из ограничений,
которые накладываются на них нормами осевых (qo) и погонных (qп)
нагрузок, в свою очередь ограниченных прочностными характеристи
ками верхнего строения пути и искусственных сооружений. Осевую и

Рис. 2.10. Основные линейные размеры вагонов

64

погонную нагрузку можно отнести соответственно к первому и второму
важнейшим ограничениям, накладываемым на линейные размеры кон'
струкций вагонов. Если иметь в виду, что «паспортная» погонная на'
грузка qп определяется как отношение массы вагона брутто Рбр к длине
по осям сцепления 2Lсц, т.е.
qп =

Рбр
2Lcц

,

(2.28)

то, учитывая значения норм осевой и погонной нагрузки, длина по осям
сцепления не должна быть меньше величины
2Lсц.min =

m[qo ]
[qп ]

,

(2.29)

где m — число осей вагона.

Соотношение (2.29) позволяет осуществлять учет двух первых обя'
зательных и важнейших ограничений, так как полное использование
допускаемых осевых и погонных нагрузок на первый взгляд способствует
улучшению экономических показателей. Однако прямая техническая
реализация длины, полученной по формуле (2.29), практически исклю'
чена. Вагон будет коротким с ограниченными по объему и площади пола
погрузочными возможностями.
Третье важнейшее ограничение, накладываемое на линейные разме'
ры вагона, устанавливается необходимостью учета соответствующего
габарита подвижного состава.
Ширина и высота кузова вагона выбираются исходя из условий впи'
сывания в заданный габарит. При выполнении расчетов по вписыва'
нию надо знать размеры базы вагона и его консоли, а также базы тележ'
ки. Желательно, чтобы размеры наибольших выносов наружу от оси
кривого участка пути Ен и вовнутрь Ев были одинаковыми, так как в
этом случае наиболее полно используется ширина габарита.
Для двухосного вагона это условие обеспечивается, когда

2Lр
2lб

= 2 ≈ 1,41.

(2.30)

Предпочтительная величина вылета автосцепки у современных ваго'
нов в соответствии с ГОСТ 3475—81 ориентировочно составляет: 0,61 м у
65

цистерн, 0,57—0,594 м у полувагонов, а по условиям размещения эле'
ментов ударно'тяговых приборов длина консоли четырехосных грузо'
вых вагонов nк ≈ 2 м.
Обычно длина n консоли, выраженная в м, должна удовлетворять условию

n ≥ 0,5(2lбт + dк + 0,5).

(2.31)

где dк — диаметр колеса по вершине гребня;
2lбт — длина базы тележки.

С учетом сказанного и формул (2.30) и (2.31) минимальный размер
базы вагона

2lб ≈

2Lсц − 2а
2

≥ 2Lсц − 2а − 2nк .

(2.32)

При определении минимального размера базы можно руководство'
ваться и такими соображениями:

2lб ≈ 2l т + dк + ∆,

(2.33)

где ∆ ≈ 1 м — расстояние между гребнями колесных пар тележек, обращенных
вовнутрь подвагонного пространства. Это требуется для доступа к тормозному
оборудованию.

Выбрав наибольшее значение 2lб из подсчитанных по формулам (2.32)
и (2.33), следует установить наименьшую длину вагона по раме, исполь'
зуя результат вычислений по формуле (2.29), т.е., полагая, что конст'
рукция выбирает нормативы осевой и погонной нагрузки. Для этого
длина по осям сцепления 2Lсц уменьшается на 2а. Из условия вписыва'
ния в габарит при установленных размерах длины по раме, базы и кон'
соли вагона с учетом выносов в кривых определяются ширина 2В и вы'
сота Н кузова или диаметр D котла и затем по этим характеристикам
определяются погрузочные объемы или площади пола.
Если не учитывать толщину стенок или высоту наружных стоек ку'
зова крытого вагона или полувагона, то естественно их объем будет:
V = 2Lр 2ВН .

(2.34)

F = 2Lp 2B .

(2.35)

Площадь пола платформы

66

Объем котла цистерны с учетом объема двух эллиптических днищ

V =

πD 2
2
πD 2 
8 
2Lц + 2 πhD 2 =
Lц + h ,

4
3
2 
3 

(2.36)

где Lц — половина длины цилиндрической части котла;
h — высота днища.

На первый взгляд, задача выбора линейных размеров вагона решена,
однако, несмотря на то что все ограничения учтены, нельзя утверждать,
что эти размеры выбраны удачно. Проведенные расчеты обеспечивают
выполнение необходимых условий в выборе линейных размеров вагона.
Чтобы получить ответ на решающий вопрос о выполнении достаточ'
ных условий целесообразности линейных размеров, надо обратиться к
исходной информации, отражающей работу вагона. Это грузы, которые
предполагается перевозить в проектируемом вагоне (состав грузооборо'
та), характеристики грузов (удельный объем vi, доля каждого груза в об'
щем объеме перевозок ai, дальность перевозок каждого груза li). Учет этой
информации крайне необходим, так как новая конструкция или конст'
рукция, подвергающаяся экспертной оценке, ориентированы на эффек'
тивную реализацию перевозочного процесса. Эффективная реализация
в значительной мере зависит от фактической погонной нагрузки нетто
qп, так как погрузочные возможности вагона с линейными размерами,
выбранными по нормам осевой (qo) и погонной (qп) нагрузки не соответ'
ствуют характеристикам большинства массовых грузов. Например, уве'
личение фактической погонной нагрузки на 100 кг в поезде из однород'
ных вагонов на станционных путях длиной 1000 м эквивалентно включе'
нию в этот поезд двух дополнительных вагонов грузоподъемностью 50 т.
Поэтому необходим перерасчет линейных размеров с ориентацией на
достижение таких их величин, при которых погрузочные возможности
обеспечивают максимум фактической погонной нагрузки нетто.
Для перерасчета требуется определиться с тем, как находить тару ва'
гона. Простейший вариант решения этой задачи связан с определением
веса погонного метра кузова вагона'прототипа ао:

ао =

Т пр − Р у
2Lр.пр

,

(2.37)

где Тпр — тара вагона'прототипа;
Ру — вес унифицированных частей вагона, не зависящих от длины последнего;
2Lр.пр — длина кузова по раме вагона'прототипа.

67

Тогда тара расчетного вагона будет определяться выражением
Т = ао 2Lp + Р у ,

(2.38)

а его номинальная (предельная) грузоподъемность выражением

Рн = m[qo ] − Т .

(2.39)

Таким образом, если удельный объем i'го груза vi, а объем кузова V,
то наибольший вес размещаемого в нем груза Рст.i

Рст.i =

V
≤ Pн .
vi

(2.40)

Все приведенные выражения показывают, что линейные размеры яв'
ляются не только технической характеристикой вагона, но и важнейшей
технико'экономической его характеристикой. Они определяют его гру'
зоподъемность и тару. Это абсолютные параметры вагона. При ориен'
тировочной оценке качеств вагона используют такие абсолютные эконо'
мические показатели, как средняя статическая Р ст и средняя динами'
ческая Р дин нагрузка. Их надо не путать со статической Р ст и
динамической Рдин нагрузками, которые относятся к области механи'
ки вагона.
Средняя статическая нагрузка Р ст характеризует, сколько в среднем
груза помещается в объеме или на площади пола кузова вагона, а сред'
няя динамическая нагрузка Р дин — то же в среднем, но с учетом даль'
ности перевозок.
Статическая нагрузка Рст характеризует ту нагрузку, приложение ко'
торой к узлам вагона не вызывает ускорений, а динамическая нагрузка
Рдин вызывает ускорения или обусловлена ими при движении вагона.
Кроме того, важными являются также следующие относительные тех'
нико'экономические показатели:
технический коэффициент тары —

Kт =

68

T
;
Pн

(2.41)

погрузочный коэффициент тары —
Kп =

Т
Р дин

;

(2.42)

фактическая погонная нагрузка нетто —

qп =

Р дин
.
2Lсц

(2.43)

Последний показатель и будет представлять собой критерий для оцен
ки целесообразности линейных размеров вагона.
Технологическую последовательность определения целесообразных
линейных размеров можно представить, начав с подготовки исходной
информации о работе вагона и ограничениях, накладываемых на усло
вия работы конструкции.
По формулам (2.29)—(2.39) выполняется первый шаг расчетов.
При известном объеме кузова, полученном на первом шаге, а также
заданным характеристикам грузов по формулам

⎫
⎪
⎪
Р ст = 1
⎪
i a
⎪
i
∑P ⎪
1 ст.i ⎪
⎬
i
⎪
∑ai li ⎪
⎪
P дин = 1
i al ⎪
∑ Pi i ⎪⎪
1 ст.i ⎭
i

∑ai

(2.44)

находят средние статическую Р ст и динамическую Р дин нагрузки.
При этом, если Рст.i>Pн, принимают Рст.i=Pн, чтобы нагрузка не пре
вышала норму осевой нагрузки.
Затем получают фактическую погонную нагрузку нетто по форму
ле (2.43).
69

На следующем шаге расчета увеличивают расчетную длину вагона
по осям сцепления на некоторую величину и все расчеты по определе'
нию линейных размеров повторяют вновь с учетом изменения расчет'
ной ширины вагона из условий вписывания его в габарит. Далее нахо'
дят объем, тару вагона, номинальную грузоподъемность, средние ста'
тическую и динамическую нагрузки, а также погонную нагрузку нетто.
После выполнения нескольких вариантов расчета кузова вагона различ'
ной длины устанавливают ту длину по осям сцепления автосцепок, при
которой q п максимальна.
Из предлагаемой методики расчетов видно, что нецелесообразно в
задании на проектирование вагонов фиксировать требуемую грузоподъ'
емность, так как при рациональном решении поставленной задачи она
является производной от других величин.
При устойчивой ценовой политике появляется возможность дать де'
нежную оценку целесообразных линейных размеров, и тогда потребу'
ется находить Kт, К п , но опыт расчетов показывает, что линейные раз'
меры, полученные при минимуме затрат на перевозочный процесс и мак'
симуме фактической погонной нагрузки, примерно одинаковы.
Изложенная выше технология выбора целесообразных линейных
размеров относится к случаю проектирования универсальных вагонов,
пригодных для перевозки грузов различной номенклатуры. При выборе
размеров кузова специализированного вагона следует воспользоваться
той же схемой, считая, что аi=1.
Иногда для уточненных расчетов вводят коэффициент использова'
ния объема кузова i'м грузом λi.
Тогда этот коэффициент будет множителем в формуле (2.40), т.е.
Р ст.i =

λiV
vi

.

(2.45)

При выборе линейных размеров пассажирского вагона учитываются
ограничения по тем же показателям (нормативы осевой и погонной на'
грузок для пассажирских вагонов, габариты), но в качестве критерия
оптимальности следует выбирать максимум площади пола, поскольку
она определяет пассажироемкость вагона и с ней связано решение про'
блемы комфортабельности перевозок пассажиров.
После выбора целесообразных линейных размеров необходима их
корректировка для учета «желательных» ограничений, например соот'
ветствие размеров вагона размерам существующего технологического
70

оборудования на вагоностроительных и ремонтных предприятиях, ис'
пользование унифицированных деталей и узлов, соответствие устрой'
ствам погрузочно'разгрузочных фронтов и т.д.
Кроме того, должна быть реализована проверка соответствия линей'
ных размеров ограничениям, накладываемым необходимостью обеспе'
чения автоматической сцепляемости в кривых расчетного радиуса, про'
ход в сцепе кривых и горбов сортировочных горок. Выполнение этих
требований, установленных нормативной документацией, обязательно.
Ниже рассмотрен порядок расчетов, связанных с определением со'
ответствия этим ограничениям.
В том случае, когда требуется дать экспертную оценку эффективно'
сти использования уже существующего вагона, при перевозке заданной
номенклатуры грузов следует воспользоваться изложенной технологи'
ей для определения фактической погонной нагрузки нетто. Затем необ'
ходимо выяснить, при каких линейных размерах вагона достигается
максимум фактической погонной нагрузки. Эти расчеты позволят вы'
яснить, в какой мере целесообразен существующий вагон для реализа'
ции заданного грузооборота.

2.4. Порядок проверки автоматической сцепляемости,
прохода кривых в сцепе, горок и аппарелей паромных
переправ для вагонов с учетом выбранных линейных размеров
2.4.1. Проверка обеспечения автоматической сцепляемости
вагона на участке сопряжения кривой и прямой
В соответствии с «Нормами»[25] вновь проектируемое автосцепное
устройство должно обеспечивать автоматическое сцепление подвижного
состава на прямых и кривых участках пути (заданного в техническом за'
дании радиуса). Согласно «Нормам» автоматическая сцепляемость про'
веряется на участке сопряжения прямой и кривой без переходного ради'
уса. Наиболее неблагоприятным случаем взаимного расположения двух
вагонов (наибольшая разность между осями автосцепок) на участке пря'
мая'кривая является положение, когда один вагон стоит в прямой, а дру'
гой подходит для сцепления с ним, располагаясь всей базой в кривой.
Для определения возможности автоматического сцепления исследу'
емого вагона в кривой расчетного радиуса необходимо определить наи'
большие возможные величины отклонений осей автосцепок от оси пути
для обоих сцепляющихся вагонов. Так, для вагона, находящегося в кри'
вой, эта величина составит
71

Вк = 0,5(S − d ) + q + w 

2na + 2l
2l

n (2l + nа ) − l т2
+ a
+ ∆a ,
2R

(2.46)

а для вагона, находящегося на прямой,
Вп = 0,5(S п − d ) + q + w 



2na + 2l
2l

+ ∆a ,

(2.47)

где S — максимальная ширина колеи в кривой расчетного радиуса;
d — минимальное расстояние между наружными гранями предельно изно'
шенных гребней бандажей;
q — наибольшее возможное поперечное перемещение в направляющем се'
чении в одну сторону из центрального положения рамы тележки относительно
колесной пары вследствие зазоров при максимальных износах и деформаций
упругих элементов в буксовом узле и узле сочленения рамы тележки с буксой;
w — наибольшее возможное поперечное перемещение в направляющем се'
чении в одну сторону из центрального положения кузова относительно рамы
тележки вследствие зазоров при максимальных износах и упругих колебаниях
в узле сочленения кузова и рамы тележки;
Sп — максимальная ширина колеи на прямом участке пути;
2l — база вагона;
nа = nк + aa — длина консоли вагона до оси сцепления;
nк — длина консоли рассматриваемого вагона;
аа — величина вылета автосцепки;
lт — полубаза тележки;
R — радиус расчетной кривой.

Возможное отклонение корпуса автосцепки от продольной оси вагона
∆а =

∆l к
l xв

,

(2.48)

∆ − ∆б
где ∆ = к
— возможное смешение корпуса автосцепки в сечении центри'
2
рующей балочки из'за допускаемых конструкционных зазоров, отклонений, а
также износов корпуса автосцепки и центрирующей балочки соответственно;
lк — длина корпуса автосцепки от клина до оси сцепления;
lхв — длина участка хвостовика автосцепки от клина до центрирующей ба'
лочки вагона.

В итоге разность осей автосцепок при совокупности неблагоприят'
ных факторов может быть вычислена по выражению
72

В = Вк + Вп .

(2.49)

Согласно «Нормам» [25] эффективная ширина захвата автосцепки
вычисляется по формуле

В ′ = В ′′ 1,655sin(65
 − β0 ) − 0,5 ,



(2.50)

где В″ — полная ширина захвата автосцепки (для СА'3 принимается 175 мм);
β0 — угол отклонения автосцепки, β0 =

l + nа
R

57,3
 .

Проверка наличия автоматической сцепляемости вагона на участке
сопряжения кривой и прямой определяется по условию
В′ ≥ В.

(2.51)

Если в процессе расчета выявлено, что автоматическая сцепляемость
в кривой расчетного радиуса не осуществляется, выходом из сложив'
шейся ситуации может быть оборудование исследуемого вагона устрой'
ством для принудительного отклонения автосцепок в центр кривой,
сцепление под контролем сцепщика или запрет сцепления вагонов в
соответствующих кривых.

2.4.2. Проверка обеспечения прохода сцепленных вагонов
по криволинейным участкам пути
Согласно «Нормам» [25] проверка обеспечения прохода сцепленных
вагонов по криволинейным участкам пути проводится для трех случаев
взаимодействия автосцепных устройств:
– проектируемый вагон в сцепе с «эталонным» вагоном на S'образ'
ной кривой;
– сцеп из двух проектируемых (однотипных) вагонов на S'образной
кривой;
– проектируемый вагон в сцепе с «эталонным» вагоном на участке
сопряжения кривой и прямой.
За «эталонный» вагон принимается типовой четырехосный полува'
гон с базой 8,65 м, с длиной консоли 2,635 м, с тележками с базой 1,85 м.
За расчетные критерии принимаются углы поперечного отклонения
продольной оси автосцепки от оси вагона (рис. 2.11), которые опреде'
ляются для каждого вагона сцепа по формулам

73

Рис. 2.11. Проход сцепом вагонов S'образной кривой

α = β + γ,

(2.52)

α′ = β′ + γ.

(2.53)

Углы α, α′, β, β′ и γ показаны на рис. 2.11. При расположении ваго'
нов на S'образной кривой

β = arctg

l + na + a

β′ = arctg

R

,

l ′ + na′ + a

γ = arcsin

(2.54)

,

(2.55)

b + b′ + ξ
,
2a

(2.56)

R

где 2l, 2l′ — базы сцепленных вагонов;
na, nа′ — длина консолей сцепленных вагонов от центра пятника до центра
шарнира хвостовика автосцепки;
a — длина корпуса автосцепки от центра шарнира хвостовика до оси зацеп'
ления; для типовых сцепок СА'3 и СА'3М а =0,87;

b=
74

(2l + na )na − lт2 − а 2
,
2R

(2.57)

b′ =

(2l ′ + na′ )na′ − (l т′ )2 − а 2
,
2R

(2.58)

где 2lт и 2lт′ — базы тележек сцепленных вагонов; для вагонов с трех и четырехос'
ными тележками вместо l2т или (lт′)2 подставляется сумма квадратов составля'
ющих полубаз, т.е. l 2 = l 2 + l 2 , (l 1 )2 + (l 1 )2 , где l т2 ,l 1т2l т4 ,l 1т4 — полубазы дву'
т
т2
т4
m2
m4
хосной и четырехосной тележек сцепленных вагонов соответственно;
ξ — дополнительное взаимное отклонение шарниров автосцепок в попе'
речном направлении, принимается по табл. 2.4;
R — расчетный радиус кривой, принимается по табл. 2.5.

Таблица 2.4
Значение x в мм, при проходе
сопряжения
S-образной кривой в сцепе
прямой и кри- с эталонным ваго- с однотипным
вой
ном
вагоном

Тип вагона
Грузовой на двух- и четырехосных тележках с нежесткой рамой

32

2

43

Грузовой на трехосных тележках с нежесткой рамой

19

–11

49

Пассажирский и грузовой на
тележках с жесткой рамой и
с люлечным подвешиванием

–25

–57

–30

Таблица 2.5
Транспортная
операция

Расчетный участок пути

Сцепление
Участок сопряжения прямой и
автоматическое кривой без переходного радиуса
То же
Проход в сцепе S-образная кривая без прямой
вставки
Проход одиКруговая кривая
ночного вагона

Расчетный радиус кривой
для вагонов, м
пассажиргрузовых
ских
группы I группы II
135

250

250

80

110

120

120

160

170

60

80

80

75

К группе I относятся грузовые вагоны массовых типов, предназна'
ченные для обращения без ограничений по всем магистральным путям
и путям промышленного транспорта с роспуском их на сортировочных
горках по обычно применяемой технологии.
К группе II относятся грузовые, изотермические, специальные ваго'
ны и транспортные экипажи (транспортеры, транспортные агрегаты,
машины для ремонта путей и т.п.), отличающиеся увеличенными ли'
нейными размерами (длина по осям сцепления более 21 м). Эти вагоны
предназначаются для обращения, как правило, по всем основным ма'
гистральным путям и допускаются к движению по подъездным и ос'
новным путям промышленного транспорта с условием пропуска их в слу'
чае стесненности прохода по кривым малого радиуса (но не менее 80 м)
как одиночных вагонов. Вагоны этой группы можно пропускать через
сортировочные горки, если не оговорено специальное требование, зап'
рещающее вообще их пропуск через горку, не допуская при этом про'
талкивания очередным отцепом при остановке вагона на кривых в го'
лове «горочного» сортировочного парка.
Для участка сопряжения прямой и кривой расчет проводится по тем
же формулам, но для «эталонного» вагона, расположенного на прямой,
принимается R = ∞.
Оценка проходимости сцепа по расчетным значениям α и α′ для ва'
гонов с типовыми конструкциями установки автосцепки может произ'
водиться с помощью ограничительного контура (рис. 2.12), заимство'
ванного из «Норм» [25].
Обозначения ограничивающих контуров
Значение угла a
для вагонов с передним упоромрозеткой
Грузового типа
(УП-1)
Пассажирского
типа (УП-2)
Типа восьмиосного
полувагона

Значение угла α′ для вагонов с передним упором-розеткой
Грузового типа
(УП-1)

Пассажирского
типа (УП-2)

Типа восьмиосного
полувагона

_______________

__ __ __ __ __

…………………………….

__ . __ . __ . __ . __
__ … __ … __ … __

Проходимость сцепа по кривой обеспечивается, если точка пере'
сечения координат лежит внутри контура, образуемого соответствую'
щей ограничительной линией и осями координат, и не обеспечивается
при расположении снаружи этого контура.
76

Для сцепа вагонов с автосцепками любого типа аналогичные огра'
ничительные контуры образуются четырьмя линиями, описываемыми
в координатной системе a и a′ уравнениями
α ′ (q ′ − q ) − δ57,3°
α = α max + н
,
a + a′ − q

α′ = αн +

(a − a ′ − q )(α ′max − α ′н ) − δ′57,3°
q

(2.59)

,

(2.60)

δ′ − δ
α н = α max +
57,3°,
a + a′

(2.61)

δ − δ′
57,3°,
a + a′

(2.62)

α ′н = α ′max +

где αmax, α′max — максимальные углы в плане боковых отклонений корпусов
автосцепок вагонов сцепа до упора их в края окон розеток при смещении шар'
ниров хвостовиков в противоположную сторону до упора;
δ, δ′ — возможные поперечные смещения шарниров хвостовиков от цент'
рального положения;
α, α′ — длины корпусов автосцепок вагонов сцепа;
q, q′ — расстояние вдоль оси вагона от центра шарнира до точки упора боковой
грани хвостовика в угол розетки — соответственно для каждого вагона сцепа;
αн, α′н — номинальный угол бокового
отклонения корпуса автосцепки до упора
его в край окна розетки при центральном
положении шарнира хвостовика —
соответственно для каждого вагона сцепа.

После определения углов откло'
нения продольной оси корпусов авто'
сцепок рассчитывается минимальная
возможная ширина окна 2В в торцо'
вой балке рамы вагона для хвостови'
ка корпуса автосцепки, при которой
сцепленные вагоны проходят кривые
расчетного радиуса и сопряжения кри'
вых с прямыми участками железнодо'
рожного пути без затруднений, в со'
ответствии с расчетной схемой, пока'
занной на рис. 2.13.

Рис. 2.12. Ограничительный контур
для оценки проходимости сцепа
вагонов

77

Рис. 2.13. Схема для рас'
чета ширины окна в тор'
цовой балке рамы вагона
для прохода хвостовика
корпуса автосцепки

Недостаточная ширина этого окна может привести к изгибу хвосто'
вика корпуса автосцепки или к сходу вагонов в кривых вследствие воз'
никновения большой поперечной силы, действующей на автосцепки.
Поэтому проверка ширины этого окна при проектировании вагона пре'
дусмотрена ГОСТом. С учетом полученных по формулам (2.52 и 2.53)
углов отклонения продольных осей сцепленных корпусов автосцепок
от продольных осей сцепленных вагонов можно в эксплуатации прове'
рить расчетную и фактическую ширину окна в торцовой балке рамы
вагона. Расчетная ширина окна 2В определяется по формуле

b 

2В =2  ат tgα+ x ,

сosα 


(2.63)

где aт — расстояние от центра поворота корпуса автосцепки до наружной плос'
кости торцовой балки рамы вагона, для типового вагона оно равно 0,285 м;
bх — полуширина хвостовика корпуса автосцепки в сечении, совпадающим
с наружной плоскостью торцовой балки рамы вагона, должна быть не менее
240 мм.

Некоторые грузовые вагоны с увеличенными линейными размерами,
предназначенные для обращения без ограничений по всем основным же'
лезнодорожным путям России, подъездным и основным железнодорож'
ным путям промышленного транспорта, пропускаются по круговым кри'
вым с радиусами не менее 80 м и сопряжению прямой с кривой радиусом
110 м, а по S'образной кривой без прямой вставки — с радиусом 160 м.
Автоматическая сцепляемость пассажирских, изотермических и спе'
циальных вагонов с увеличенными линейными размерами не проверя'
ется, так как сцепление таких вагонов проводится под контролем сцеп'
щика или составителя поездов.
78

2.4.3. Проверка обеспечения прохода вагонов без саморасцепа
по сортировочной горке и аппарельному съезду парома
Согласно «Нормам» [25] для обеспечения прохода вагонов без само'
расцепа по сортировочной горке и аппарельному съезду парома требу'
ется выполнить условие

∆ymax ≤ ∆h доп − ∆hн ,

(2.64)

где ∆уmax — максимальная величина относительного вертикального смещения
автосцепок при проходе сцепом вагонов перелома профиля горки и аппарель'
ного съезда;
∆hдоп — допускаемая по условиям сцепления разность уровней автосцепок;
для автосцепки СА'3 — 180 мм;
∆hн — допускаемая по ПТЭ начальная разность уровней осей автосцепок
∆hн=100 мм.

Величина ∆уmax при проходе горки определяется по формуле

(

)

n
∆уmax = A + na (B + Cna + D 2l ) + a E + Fna + Gna2 .
2l

(2.65)

Коэффициенты А, В, С, D, E, F, G, взятые из работы [11], приведены
в табл. 2.6.
Таблица 2.6
Величина линейно- Осго параметра 2l+na, ность
м

Значения коэффициентов
A

B

C

D

E

F

G

–1,7
–4,0

0

2

2

0

0

0

До 11,8

4
6

11,8—14,6

4
6
8

–1,8 (–3,2)
–4,4
13,5
–7,5

0,8

1,4

–80,4

13,5

–0,6

Более 14,6

4
6
8

–3,1 (–4,6)
–6,0
58,2
–9,8

–2

0

–429

58,2

–2,0

Примечание. В скобках приведены значения коэффициентов для пассажирских
и изотермических вагонов на тележках с базой 2,4 м.

В приведенном расчете учитывается горка с переломом 55 ‰ между
плоскостями надвижной и спускной частью, сопряженными вертикаль'
ной кривой радиусом 250 м.
79

Величина ∆уmax при проходе аппарельного съезда парома с длиной
моста, большей длины вагона по осям сцепления, определяется по фор'
муле

 n
∆уmax = ina − 1 + а

2l


 il т
 ,
 2


(2.66)

где i — перелом профиля, ‰.

Проверка обеспечения прохода без саморасцепа вагонов с типовой
автосцепкой на паромы, имеющие аппарельные съезды с переломом
профиля менее 25 ‰, не проводится.
Также должна быть проверена габаритность вагона по нижней части
при проходе горба на переломе профиля горки и аппарели.

2.4.4. Определение понижений кузова и укрепленных на нем частей
при проходе вагоном горбов сортировочных горок
При проходе горбов сортировочных горок части подвижного соста'
ва во внутренних сечениях приближаются к уровню головок рельсов за
счет горба, радиус которого обращен вверх. Для предотвращения кон'
такта нижних частей подвижного состава с рельсами или устройствами,
расположенными непосредственно на рельсовом полотне, вертикаль'
ные размеры строительных очертаний должны учитывать величины ука'
занных понижений.
Прежде всего необходимо определить понижение частей подвижно'
го состава вследствие допускаемых в эксплуатации вертикальных изно'
сов ходовых частей и опорных поверхностей, а также прогиба рессор и
конструкции кузова под расчетной нагрузкой:
для колесных пар

h0 = 0,5(Dmax − Dmin );

(2.67)

для букс

h1 = h0 + ∆h1;

(2.68)

h2 = h1 + ∆h2 + f1

(2.69)

для рам тележек

80

где f1 = Ppλ1;

для надрессорной балки

h3 = h2 + ∆h3 + f 2

(2.70)

где f2 = Ppλ2.

В целом для кузова вагона понижение можно определить по формуле
zn
h4 = h3 + ∆h4 + .
l

(2.71)

В приведенных формулах Dmax, Dmin — максимальный диаметр новых ко'
лес и минимальный диаметр предельно изношенных колес соответственно;
∆h1 — понижение буксы относительно оси колесной пары вследствие изно'
сов подшипника или осевой шейки по радиусу;
∆h2 — понижение рамы тележки относительно буксы вследствие вертикаль'
ных износов опорных поверхностей;
∆h3 — понижение надрессорной балки относительно рамы тележки из'за
износов и зазоров в элементах ее опорных частей;
∆h4 — допускаемый вертикальный износ пятника и подпятника;
f1, f2 — прогиб рессор соответственно надбуксового и центрального подве'
шиваний;
Рр — расчетная нагрузка на одну тележку с учетом динамических нагрузок и
неравномерного распределения нагрузки по вагону;
λ1, λ2 — гибкость рессор соответственно надбуксового и центрального под'
вешиваний соответственно;
z — собственный прогиб под нагрузкой среднего сечения конструкции рамы
подвижного состава (хребтовой балки);
n — расстояние от направляющего сечения подвижного состава (шкворне'
вая балка) до рассматриваемого поперечного сечения;
2l — база подвижного состава.

Для деталей, шарнирно укрепленных на частях, перечисленных
перед формулами (2.67)—(2.71), следует учитывать вертикальные ог'
раничения, найденные при соответствующих базовых размерах, вер'
тикальные зазоры при максимальных износах в узлах шарнирных со'
единений.
Определим общее понижение частей вагона, обусловленное кривиз'
ной вертикальной кривой сортировочной горки и понижением рассмат'
риваемой части вагона в соответствии с формулами (2.67)—(2.71). При
расчете будем считать, что наибольшие величины понижений частей
вагона относительно уровня верха головок рельсов будут иметь место в
средней части вагона, ограниченной шкворневыми сечениями:
81

h = R 2 − x 2 − R 2 − l 2 + hi ,

(2.72)

где R 2 − x 2 − R 2 − l 2 — величина понижения средней части вагона относи'
тельно уровня верха головок рельсов, обусловленная геометрией сортировоч'
ной горки и линейными размерами кузова вагона;
R — радиус вертикальной кривизны сортировочной горки;
х = l–n;
i — индексы, варьирующиеся в зависимости от расположения частей ваго'
на, для которых вычисляется понижение, i = 0÷4 в соответствии с формулами
(2.67)—(2.71).

Зная конструкционную высоту расположения hр рассматриваемой
детали вагона относительно уровня верха головок рельсов, можно оп'
ределить возможность прохода вагоном сортировочной горки расчет'
ного радиуса по следующему неравенству
hp > h.

82

(2.73)

Глава 3. НАГРУЖЕННОСТЬ И ОЦЕНКА
НАДЕЖНОСТИ КОНСТРУКЦИЙ ВАГОНОВ
Формирование проектных решений по выбору техникоэкономичес
ких параметров, установлению линейных размеров вагонов предполагает
знание данных о нагруженности подвижного состава, статических и
динамических силах, действующих на вагон, нормированных расчет
ных режимах движения, критериях прочности, жесткости вагонных кон
струкций, допускаемых напряжениях, запасах прочности [6]. Необхо
димы также сведения о материалах, применяемых для изготовления ос
новных несущих элементов вагонов. Данные, излагаемые в этой главе и
используемые для формирования проектных решений [22], обосновы
вают надежность вагонов в обеспечении перевозочного процесса, уста
навливают показатели надежности и характеризуют управление каче
ством на этапе проектирования и изготовления вагонов.
Вопросы нагруженности деталей и узлов являются основными при
оценке надежности, безопасности движения и плавности хода грузовых
и пассажирских вагонов.

3.1. Силы, действующие на вагон
На вагон постоянно действуют нагрузки, уровень которых практичес
ки не изменяется в течение времени службы вагона (или изменяется
весьма незначительно). Эти нагрузки называются статическими.
В течение всего срока службы детали и узлы вагона находятся под
действием собственного веса, величина которого остается постоянной.
При проектировании тара вагона (его собственная масса) определяется
в зависимости от тары деталей и узлов, образующих кузов, раму, ходо
вые части, автосцепное и автотормозное оборудование.
В эксплуатации грузовой вагон находится под действием массы пе
ревозимого груза, называемой полезной нагрузкой. Ее величина при
загрузке различными грузами изменяется, но не должна быть больше
установленной грузоподъемности вагона. При проведении прочностных
расчетов полезную нагрузку принимают постоянной, равной грузоподъ
емности вагона.
83

К статическим силам относятся также гидростатические и распор
ные усилия, возникающие при перевозках в цистернах, полувагонах,
крытых вагонах, хопперах и других вагонах жидких, сыпучих и других
навалочных грузов. При проведении уточняющих расчетов эти силы
могут учитываться как временные, действующие не постоянно.
Пассажирский вагон в эксплуатации также находится под действи
ем полезной нагрузки, определяемой числом перевозимых пассажиров.
Кроме того, при проведении прочностных расчетов к статическим на
грузкам относят экипировочное обслуживание пассажирского вагона
водой, топливом и т.д.
При движении по рельсовому пути происходят колебания вагона в
различных плоскостях, в результате которых возникают дополнитель
ные нагрузки то на одну, то на другую деталь или узел конструкции. Эти
нагрузки являются переменными, они зависят от времени и называют
ся динамическими силами, действующими на вагон. Динамические силы
возникают в вертикальной плоскости, в горизонтальной (поперек пути)
и продольной (вдоль пути) плоскостях. К динамическим силам отно
сятся возникающие при установившихся и переходных колебательных
процессах силы взаимодействия вагона с рельсами при движении в пря
мых, круговых и переходных кривых участках пути. Кроме того, дина
мическими являются силы взаимодействия между деталями и узлами
вагона, вагонами и локомотивом при трогании поезда с места, экстрен
ном торможении, маневровой работе на станции, установившемся ре
жиме движения поезда на перегоне.
Уровень возникающих динамических сил зависит от многих причин:
состояния рельсового пути, его геометрических параметров, жесткост
ных и диссипативных свойств, режима движения поезда, упругих и дис
сипативных свойств рессорного подвешивания и ударнотяговых прибо
ров вагона. При повышенных скоростях движения существенное зна
чение оказывает воздействие воздушной среды, сила и изменчивость
ветровой нагрузки [5].
Состояние подвижного состава и рельсового пути в эксплуатации в
пределах нормируемых конструктивных и эксплуатационных допусков
в содержании носит случайный, вероятностный характер. В связи с этим
и действующие в процессе движения на вагон динамические силы яв
ляются случайными величинами, случайными функциями времени или
скорости. На рис. 3.1 показаны полигоны распределения коэффициен
тов вертикальной динамики kдв, полученные по экспериментальным
данным ОАО «ВНИИЖТ» и ОАО «НИИ вагоностроения» для элемен
тов тележек пассажирских и грузовых вагонов.
84

Коэффициентом вертикальной дина
мики kдв называют отношение динами
ческой нагрузки Рд к статической Рст

k дв =

Рд
Рст

,

(3.1)

где Рд и Рст — соответственно динамическая
и статическая вертикальные нагрузки, дей
ствующие на вагон, его узел или деталь.

Рис. 3.1. Полигоны распределе
ния коэффициентов вертикаль
ной динамики для центрально
го подвешивания тележек:
1 — тип КВЗЦНИИ; 2 — мо
дели 18100, рчастость

Данные рис. 3.1, приведенные в рабо
те [4], свидетельствуют о том, что они
несимметричны относительно макси
мальных ординат, частота которых очень
мала. Наиболее часто повторяющиеся величины в несколько раз мень
ше максимальных. Расчеты показывают, что за амортизационный срок
службы вагона общее число повторений амплитуд вертикальных дина
мических нагрузок разных уровней, влияющих на усталостную проч
ность, составляет (3—6)⋅108, а общее число повторений продольных уси
лий для грузового вагона — (4—5)⋅105 раз [25].
На вагон действуют также тормозные силы, возникающие при дви
жении поезда в режиме торможения.
Вагон подвергается ряду воздействий, носящих временный харак
тер: сил, возникающих при механизированной погрузке и разгрузке ва
гона (погрузка грейфером, разгрузка на вагоноопрокидывателе), сил,
возникающих при ремонте вагона (при подъеме кузова домкратами),
системы самоуравновешенных сил при движении по кривым участкам
пути (вертикальная кососимметричная нагрузка).
Кроме того, вагон и его части подвергаются воздействию сил, обус
ловленных особенностями технологии его изготовления и ремонта (про
цессы сборки узлов и деталей вагона, сварочные работы и др.).

3.2. Определение статических сил, действующих на вагон
Для грузовых вагонов максимальная масса брутто определяется по
допускаемой величине статической осевой нагрузки р0 от колесной пары
на рельсы и числу колесных пар т0 в вагоне:
Рбр = р0т0.

(3.2)

85

При использовании полной грузоподъемности P и массы тары T мас
са вагона брутто равна
Рбр = Т+Р.

(3.3)

Тогда общая формула для определения статической нагрузки, дей
ствующей на любую деталь вагона, имеет вид
Рст =

Рбр − Рu
m

,

(3.4)

где Ри — вес частей и укрепленного на них оборудования, через которые на
грузка передается от рассчитываемой детали вагона на рельсы;
т — число одинаковых, параллельно загруженных деталей.

Для определения вертикальной статической нагрузки, действующей
на рессорный комплект двухосной тележки грузового четырехосного
вагона, получим выражение

Рст =

Р0 m0 − 2Р т + 2Рнб
4

,

(3.5)

где Рт — масса двухосной тележки;
Рнб — масса надрессорной балки тележки.

Необходимо заметить, что при расчетах деталей на прочность в ста
тическую нагрузку, действующую на деталь, включается и собственный
вес рассчитываемой детали.
Величина и характер приложения полезной нагрузки для универсаль
ных грузовых вагонов, а также для грузовых и пассажирских специаль
ного назначения указываются в техническом задании на проектирова
ние. Для других пассажирских вагонов полезная нагрузка определяется
произведением расчетной населенности вагона на массу пассажира с ба
гажом. Для вагонов дальнего следования расчетную населенность при
нимают равной наибольшему числу мест, предусмотренному при эксплу
атации вагона, а для вагонов пригородного, местного и межобластного
сообщения — по числу мест для сидения и числу стоящих пассажиров.

3.3. Приведение нагрузок, действующих на вагон,
к нормативным значениям
На основании проводимых различными учеными и организациями
теоретических поисков и результатов экспериментальных исследований
для расчета и проектирования вагонов разрабатываются Нормы для рас
86

чета и проектирования вагонов железных дорог МПС колеи 1520 мм
(несамоходных) [25] (далее — «Нормы»).
Существующие в настоящее время «Нормы» созданы ОАО «ВНИ
ИЖТ» и ОАО «НИИ вагоностроения» и внедрены в 1996 г. Они устанав
ливают основные требования по конструированию вагонов с целью обес
печения их прочностных свойств, надежности, устойчивости в рельсо
вой колее, динамических качеств с точки зрения безопасности движения
и плавности хода. Действие этих норм распространяется на весь парк
несамоходных грузовых и пассажирских вагонов, а также вагонов про
мышленного транспорта, эксплуатирующихся на сети железных дорог
ОАО «РЖД». Кроме требований, «Нормы» содержат рекомендации и
справочные материалы, способствующие более рациональному исполь
зованию прогрессивных решений при создании новых конструкций ва
гонов. Проектирование вагонов с соблюдением требований «Норм» по
зволяет обеспечить достаточный уровень безопасности движения, т.е. с
высокой степенью вероятности утверждать, что при движении в эксп
луатационных условиях не произойдет авария или крушение поезда.
При проектировании вагона в техническом задании, кроме назначе
ния вагона, его осности, габарита, предельных значений нагрузки на
ось колесной пары и погонной нагрузки, указывается необходимая кон
струкционная скорость движения вагона, т.е. наибольшее значение ско
рости движения, при которой должна обеспечиваться работоспособность
всех систем, устойчивость и плавность хода вагона на прямом участке
пути хорошего технического состояния. Поэтому для реализации задан
ных положений при проектировании вагонов должны учитываться: совре
менные и перспективные условия эксплуатации; требования по улуч
шению динамических качеств вагонов и их воздействия на путь; необ
ходимость обеспечения прочностных свойств и коррозионной стойкости
элементов конструкции. Обязательно принимают во внимание обосно
ванные рекомендации к надежности вагона, его безотказности, долго
вечности и ремонтопригодности; вопросы снижения собственного веса
конструкции, подбора рациональных геометрических сечений несущих
элементов; условия механизированной погрузки и разгрузки грузов.
Учитывают также правила технической эксплуатации железных дорог,
правила техники безопасности, противопожарные требования и сани
тарногигиенические нормы для пассажиров и обслуживающего персо
нала. Необходимо также соблюдать требования по унификации и стан
дартизации узлов и деталей вагона, сохранности перевозимых грузов.
Для оценки нагруженности вагона при проектировании необходимо
знать для каких условий эксплуатации создается новый вагон. «Норма
87

ми» регламентируется, что проектируемые грузовые вагоны будут ис
пользоваться в поездах массой до 10 000 т, а пассажирские в пассажирс
ких поездах массой до 2000 т. Пассажирские вагоны в порожнем состо
янии или в качестве служебных можно включать в грузовые поезда мас
сой не более 5000 т.
Проектирование перспективных вагонов и расчет их конструкций
должны производиться на конструкционные скорости движения: грузовые
вагоны — на 33,3 м/с (120 км/ч), изотермические — на 38,8 м/с (140 км/ч) и
пассажирские — на 44,4 % (160 км/ч).
Обычно величина нагрузки на ось вагона устанавливается техничес
кими требованиями заказчика.
При установлении предельных значений осевой нагрузки [р0] учи
тывают назначение, конструкционную скорость движения, сферу об
ращения вагона, подготовленность железнодорожного пути для реализа
ции данной осевой нагрузки.
Осевая нагрузка определяется по формуле
р0 =

Рбр
2n

,

(3.6)

где Рбр — расчетная сила тяжести (вес) вагона брутто;
п — число осей в тележке.

При проектировании вагона необходимо выполнять условия, при
которых расчетные значения осевой нагрузки не должны превышать
предельно допустимых величин, т.е. р0 ≤ [р0].
Исходя из конструкции железнодорожного пути устанавливают пре
дельные значения погонной нагрузки на путь [qбр]. Тогда расчетное зна
чение статической погонной нагрузки от силы тяжести (веса) вагона
брутто определяется по формуле

qбр =

Рбр
2Lоб

,

где 2Lо6 — длина вагона по осям сцепления автосцепок.

(3.7)

При расчетах необходимо соблюдать условие qбр ≤ [qбр]. При расче
тах в связи с увеличением осевых нагрузок существенно возрастает по
гонная нагрузка на путь от тележки вагона. Погонная нагрузка увели
чивается также при динамическом воздействии от тележки на путь.
Расчетные средние значения динамической погонной нагрузки на
путь от тележки согласно «Нормам» определяются по формуле

88

q дин =

Р0 n
2l т + ∆l

(1 + k дв ) ≤ [q дин ],

(3.8)

где qдин, [qдин] — средняя и предельно допустимые динамические погонные
нагрузки на путь от тележки;
2lт — база тележки;
∆l = 2,2 м — условная длина общей расчетной зоны влияния крайних осей;
kдв — расчетный коэффициент вертикальной динамики вагона.

При проектировании вагонов допускаются значения [qбр] — до 103 кН/м
(10,5 тс/м) и [qдин] — до 168 кН/м (17,1 тс/м).
Все вагоны, имеющие большие, чем указаны, значения осевых и по
гонных нагрузок, проектируют по согласованным с ОАО «РЖД»
специальным требованиям.

3.3.1. Нормирование расчетных сил при проектировании вагонов
и расчетные режимы нагружения
При оценке нагруженности вагонов, их узлов в соответствии с «Нор
мами» регламентируют все основные и дополнительные силы, действую
щие на вагон.
К основным силам, действующим на вагон, относятся:
– собственная сила тяжести конструкции (тары вагона) и сила тяже
сти груза;
– силы инерции, возникающие при колебаниях вагона при его дви
жении по неровностям железнодорожного пути;
– силы, возникающие при движении вагона по переходным, круго
вым кривым и стрелочным переводам;
– силы, имеющие волновой или ударный характер и возникающие в
горизонтальной продольной плоскости при различных режимах движе
ния поезда и маневровой работе;
– аэродинамические силы (силы давления ветра и т.п.).
Конструкции вагонов различаются в зависимости от назначения,
условий эксплуатации. Поэтому вместе с перечисленными выше сила
ми при расчетах дополнительно учитываются:
– силы распора (давления) сыпучих и навалочных грузов;
– силы гидравлического удара в котлах цистерн, баках, резервуарах;
– силы давления жидкостей и газов при перевозке их в котлах цис
терн, грузовых емкостях бункерных вагонов.
Перечисленные выше силы при расчетах и проектировании вагонов
приводят к следующим основным схемам их приложения:
– вертикальная нагрузка;
89

– боковая нагрузка;
– продольная нагрузка;
– группы самоуравновешенных сил (вертикальных кососимметрич
ных, горизонтальных от распора сыпучих грузов и др.).
Кроме того, при оценке нагруженности вагонов необходимо учиты
вать силы, действующие при механизированной погрузке и выгрузке;
внешние силы, которые действуют на вагон при постройке и ремонте;
внутренние силы, возникающие при постройке и ремонте вагонов от
использования важнейших технологических факторов; силы, действую
щие на вагон при его перевозках на паромах.
При оценке прочностных и усталостных свойств отдельных узлов и
деталей вагонов необходимо также учитывать дополнительные силы от
колебаний навесного оборудования, силы давления воздуха в тормоз
ных цилиндрах, резервуарах; силы, действующие на увязочные устрой
ства при перевозке штучных грузов, и т.д.
Напряжения, возникающие от действия дополнительных сил, обыч
но суммируются с напряжениями от основных сил.
«Нормами» для расчета и проектирования вагонов установлены два
основных и один дополнительный расчетные режимы.
I расчетный режим. Этому режиму для грузовых вагонов соответ
ствуют силы, возникающие при трогании состава повышенной массы и
длины с места и его осаживании, при производстве маневровых работ и
соударении вагонов, при экстренном торможении в поездах, движущих
ся с малыми скоростями, а для пассажирских вагонов — силы, возника
ющие при маневрах и аварийном соударении, при столкновении ваго
нов в нештатных ситуациях, а также при аварийном рывке (толчке) ва
гона, движущегося в составе грузового поезда.
Основным требованием этого режима является недопущение появ
ления остаточных деформаций (повреждений) в узле или детали вагона
при действии достаточно резкого сочетания экстремальных значений
нагрузок.
Величины продольных нагрузок для I режима при расчете на проч
ность принимаются равными:
– при действии сжимающих сил квазистатические силы и силы при
ударных процессах (удар) для грузовых вагонов основных типов соот
ветственно составляют 3 и 3,5 МН; для изотермических вагонов, хоп
пердозаторов, вагоновсамосвалов — 2,5 и 3 МН; для пассажирских
вагонов всех типов — 2,5 МН в обоих случаях;
– при действии растягивающих сил уровень квазистатической силы
и уровень импульсных усилий растяжения (рывок) соответственно для
90

грузовых вагонов принимаются равными 2,5 МН в обоих случаях, а для
пассажирских вагонов — 1,5 и 2 МН.
Время действия импульсных усилий (удара и рывка) принимается
равным 0,3 с.
При расчетах по I режиму допускаемые напряжения необходимо при
нимать близкими к пределу текучести σт или пределу прочности σв в
зависимости от свойств материала и характера приложенной нагрузки
(ударный или волновой процессы).
II дополнительный специальный расчетный режим. Он устанавливает
ся для отдельных типов вагонов, а необходимость проведения расчета
указывается в техническом задании на проектирование. При расчетах
учитывают силы, создающие неблагоприятное сочетание нагрузок для
данного типа вагона (при ремонтных операциях, погрузочноразгрузоч
ных работах и т.д.).
III расчетный режим. Этому режиму в условиях эксплуатации соответ
ствуют силы, возникающие при движении вагона в составе поезда по
прямым, кривым участкам пути и стрелочным переводам с допускае
мой скоростью вплоть до конструкционной при периодических служеб
ных регулировочных торможениях, периодических умеренных (при не
значительном изменении ускорений) рывках и толчках, нормальной
работе механизмов и узлов грузовых и пассажирских вагонов. Основ
ное требование режима — недопущение усталостного разрушения узла
или детали вагона при достаточно частом действии возможных сочета
ний умеренных по величине нагрузок, соответствующих нормальной
работе вагона в движущемся поезде.
Для III режима величины продольных нагрузок при расчете на проч
ность грузовых вагонов основных типов, изотермических, пассажирских
вагонов, хоппердозаторов, вагоновсамосвалов соответственно для сжи
мающих и растягивающих сил (квазистатические силы и силы от ударных
воздействий, рывков) принимаются равными 1 МН. При расчетах по III
режиму допускаемые напряжения определяют исходя из пределов вынос
ливости материала с учетом совместного действия квазистатических, виб
рационных, ударных нагрузок, влиянии коррозии металла и т.д.

3.3.2. Определение в соответствии с «Нормами» нагрузок,
действующих на вагон
При расчетах вагонов на вертикальную нагрузку необходимо учиты
вать собственную силу тяжести (тару) вагона, силу тяжести (вес) груза и
вертикальную динамическую нагрузку, которая возникает при колебаниях
и взаимодействии вагонов при движении поезда и маневровой работе [14].
91

Для каждой рассчитываемой детали вагона величина собственной
силы тяжести определяется суммарной силой тяжести всех частей ваго
на, нагружающих эту деталь, включая и силу тяжести самой детали. При
расчетах собственная сила тяжести включает в себя расчетный вес пред
метов экипировки вагона (3.4)—(3.5).
Сила тяжести груза (грузоподъемность вагона) и характер ее прило
жения для грузовых и изотермических вагонов устанавливаются техни
ческим заданием на проектирование.
Для пассажирских вагонов сила тяжести груза определяется с учетом
массы пассажиров с багажом в соответствии с расчетной населеннос
тью вагона. Расчетная населенность для различных типов пассажирс
ких вагонов определяется так:
– вагоны дальнего сообщения — по наибольшему числу мест, пре
дусмотренных при эксплуатации вагона;
– вагоны межобластного (местного) сообщения — по проектному
числу мест для сидения и количеству стоящих пассажиров из расчета 5
человек на 1 м2 свободной площади пола, включая тамбуры и проходы;
– второй этаж двухэтажного вагона — по проектному числу мест для
сидения и количеству стоящих пассажиров из расчета 4 человека на 1 м2
свободной площади пола.
При расчетах средняя масса пассажира с багажом принимается рав
ной 1 кН (100 кг).
В соответствии с «Нормами» вертикальную динамическую нагрузку
определяют приближенно умножением силы тяжести (веса) вагона брут
то на коэффициент вертикальной динамики kдв. Сила тяжести вагона
брутто включает в себя силу тяжести груза и элементов вагона, располо
женных над рассматриваемой ступенью рессорного подвешивания, с
учетом 1/3 силы тяжести самого рессорного подвешивания.
Коэффициент вертикальной динамики kдв в соответствии с «Норма
ми» рассматривается как случайная функция с вероятностным распреде
лением [11]:
⎛ πk 2
⎞
дв 2 ⎟
β .
р(k дв ) = 1 − ехр ⎜
⎜ 4k 2
⎟
⎝ дв ⎠

(3.9)

Коэффициент kдв определяется как квантиль этой функции при рас
четной вероятности по формуле

92

k дв = k дв

1
β

4
1
ln
,
π 1 − р(k дв )

(3.10)

где k — среднее вероятное значение коэффициента вертикальной динамики;
дв
β — параметр распределения (уточняется по экспериментальным данным),
для грузовых вагонов при существующих условиях эксплуатации β = 1,13, для
пассажирских β = 1.

При оценке прочности вагонов по допускаемым напряжениям, при
нятым согласно расчетным режимам, принимается р(kдв) = 0,97.
Среднее вероятное значение k определяется по формулам: при ско
дв
ростях движения вагона ϑ = 15 м/с (≈ 55 км/ч)

k дв = а + 3,6 ⋅10 −4 b

ϑ − 15
;
f ст

(3.11)

при скоростях движения вагона ϑ ≤ 15 м/с
k дв =

ϑ
,
15

(3.12)

где а — коэффициент, принимаемый на основании обработки результатов тео
ретических и экспериментальных исследований равным для элементов кузова
вагона 0,05; для обрессоренных частей тележки — 0,10; для необрессоренных
частей тележки — 0,15;
b — коэффициент, учитывающий влияние числа осей в тележке (и) или груп
пе тележек под одним концом вагона на величину коэффициента динамики:

b=

n+2
,
2n

(3.13)

ϑ — расчетная скорость движения вагона, м/c ;
fст — статический прогиб рессорного подвешивания, м.

Расчетный коэффициент вертикальной динамики для шкворневых
(опорных) узлов рамы и шкворневых стоек (в местах заделки в раму)
боковых стен кузова грузового вагона определяют с учетом влияния пе
ревалки кузова вагона по формуле
р
k дв
= (k дв + γ),

(3.14)

где γ — коэффициент, принимаемый равным 0,2.

93

Рекомендуемые «Нормами» формулы справедливы для оценки верти
кальной динамики современных вагонов, установленных на тележках, име
ющих фрикционное или гидравлическое демпфирующее устройство и ста
тический прогиб рессорного подвешивания fст = 0,015 м. При статическом
прогибе менее 0,015 м рекомендуется условно принимать fст = 0,015 м.
При расчетах вагонов на боковую нагрузку учитывают силы дина
мического взаимодействия вагона и пути в горизонтальной поперечной
плоскости (центробежные силы, силы давления ветра и поперечные
составляющие сил взаимодействия вагонов друг с другом при движе
нии в кривых участках пути).
Боковые силы, возникающие при динамическом взаимодействии
вагона и пути, определяются методами математического моделирова
ния системы «вагон—путь».
На основании обработки результатов теоретических и эксперимен
тальных исследований горизонтальных колебаний вагонов «Нормами»
рекомендуется для расчета вагонов приближенно рассматривать боко
вую (рамную) силу Нр, действующую от колесной пары на раму тележ
ки, как случайную функцию с вероятностным распределением:
 πН 2
р
Р (Н р ) = 1 − ехр  –
 4Н 2
р



.



(3.15)

Величина рамной силы Нр определяется как квантиль этой функции
при расчетной вероятности Р(Нр) по формуле

Н р = Нр

4
1
ln
,
π 1 − р(Н р )

(3.16)

где Н — среднее вероятное значение рамной силы, которое определяется по
р
выражению

Н р = Рст bδ(5 + ϑ);

(3.17)

Рст — расчетное значение статической осевой нагрузки;
b — коэффициент, учитывающий влияние числа осей в тележке (3.13);
δ — коэффициент, учитывающий тип ходовых частей вагона. Для грузовых
вагонов на безлюлечных тележках с большой горизонтальной жесткостью под
вешивания δ = 0,003, для пассажирских вагонов на безлюлечных тележках с

94

пневмоподвешиванием δ = 0,0018, для пассажирских и изотермических ваго
нов на тележках с люлькой δ = 0,0015 и 0,002 соответственно.

При расчетах на прочность по допускаемым напряжениям принимается
Р(Нр) = 0,97.
Центробежная сила Нцб, возникающая при движении в кривых уча
стках пути, приложена к центру тяжести вагона и направлена горизон
тально поперек пути (рис. 3.2).
Ее величина определяется по формуле

Н цб =

Рбр ϑ2
gR

,

(3.18)

где g — ускорение свободного падения тел;
R — радиус кривой.

Для уменьшения действия центробежной силы на подвижной состав,
выравнивания уровня вертикальных сил, действующих на наружный и
внутренний рельсы, в кривых участках пути наружный рельс уклады
вают выше внутреннего. Тогда боковая сила Ннп, не погашенная возвы
шением наружного рельса в кривой, составит разность проекций сил на
горизонтальную ось наклоненного
вагона:
Ннп = Нцбcosα – Рбрsinαц, (3.19)
где αц — угол, показанный на рис. 3.2
(вследствие его малости принимают

h

cosαц = 1, sin α ц =
).
2S

Тогда в соответствии с формула
ми (3.18) и (3.19) получим
Нбр = ηнпРбр
где η =
нп

h
ϑ2
;
−
gR 2S

(3.20)
(3.21)

h — возвышение наружного рельса
над внутренним;
2S — расстояние между кругами
катания колесной пары.

Рис. 3.2. Схема действия сил на ва
гон при движении по кривой с уче
том возвышения наружного рельса

95

Согласно «Нормам» боковая сила, не погашенная возвышением
наружного рельса в кривой (Ннп) и равная разности центробежной силы
и горизонтальной составляющей силы тяжести, возникающей вслед
ствие возвышения наружного рельса, с учетом коэффициентов дина
мики для грузовых вагонов принимается равной 7,5 % силы тяжести
вагона брутто (ηнп= 0,075), а для пассажирских и изотермических ваго
нов — 10 % силы тяжести брутто (ηнп= 0,1).
Необходимо учитывать отдельно центробежные силы кузова вагона
и тележек, приложенные в соответствующих центрах их масс.
Для предварительных расчетов положение центра масс тележки
принимается на уровне осей колесных пар, а центра масс груженого кузо
ва вагона — на высоте от уровня осей колесных пар, равной для пасса
жирских вагонов 1,7 м, для грузовых и изотермических вагонов — 2 м,
для двухэтажных пассажирских вагонов — 2,3 м.
Боковая сила давления ветра Нв определяется исходя из удельного
давления ветра w на боковую проекцию вагона F (с учетом проекции
очертаний расчетного груза), принимаемого равным 500 Па на 1 м2:
Нв = ωF.

(3.22)

Равнодействующая этой квазистатической силы приложена в гео
метрическом центре площади боковой проекции кузова вагона с грузом
и тележек. Силу давления ветра принимают во внимание при расчетах
на устойчивость вагона от опрокидывания.
При расчетах вагонов, их деталей и узлов учитывают также попереч
ные силы взаимодействия между вагонами при движении поезда в кри
вых участках пути расчетного радиуса R = 250 м. Поперечные силы при
действии растягивающих продольных сил прикладываются к раме ку
зова в плоскости передних упорных угольников (упоров) автосцепного
устройства, а при действии сжимающих сил — в плоскости задних упор
ных угольников.
При предварительных расчетах рам кузовов вагонов на действие вер
тикальных сил их влияние учитывают за счет увеличения силы тяжести
вагона брутто на 12,5 % для двухэтажных пассажирских вагонов и на 10 %
для грузовых, изотермических и одноэтажных пассажирских вагонов.
Основные расчетные значения продольных сжимающих и растягивающих
сил (квазистатических и динамических), возникающих при движении по
езда и маневровых работах между вагонами и между вагоном и локомоти
вом, принимают в соответствии с расчетными режимами. Для уточнен
ных расчетов величины продольные силы определяют с учетом их ста
тистического распределения при соответствующем числе циклов действия
96

растягивающих и сжимающих сил за один год эксплуатации: для грузовых
вагонов — 17,5⋅103 и 7,5⋅103, для пассажирских — 16⋅103 и 14⋅103 циклов.
Продольные силы при растяжении (рывке) и сжатии (ударе) прило
жены к соответствующим передним и задним упорам на уровне оси ав
тосцепного оборудования вагонов. Так как продольная ось автосцеп
ного оборудования не совпадает с продольной осью, проходящей через
центр тяжести сечения хребтовой балки, при расчетах по I режиму учи
тывается величина конструктивного эксцентриситета, равная 0,1 м, а
по III режиму — 0,05 м.
Вагоны, оборудованные более эффективными ударнопоглощающи
ми устройствами типа подвижных хребтовых балок, рассчитывают на
скорректированные (обычно уменьшенные) значения продольных сил.
Продольные силы инерции узлов, деталей, отдельных масс вагона Ni
определяются пропорционально отношению масс по формуле

Ni = N

mi
mбр

,

(3.23)

где N — действующая на вагон сила удара или рывка, приложенная к автосцепке;
тi — масса iго узла, детали, груза, для которого определяется продольная сила;
тбр — масса вагона брутто.

Значения Ni можно определять по нормированным величинам про
дольных ускорений αi от узлов, деталей, отдельных масс по формуле
Ni = mai.

(3.24)

При предварительных расчетах значения продольных сил инерции
узлов, деталей, отдельных масс груженых вагонов определяют для I рас
четного режима (экстренное торможение, рывки, осаживания, удары
при маневрах и трогании поезда с места) исходя из нормированных ус
корений (замедлений): для грузовых восьми, шести и четырехосных
вагонов — 2g; 2,5g и 3,5g соответственно; для изотермических и пасса
жирских вагонов — 3g и 4,5g. Для III расчетного режима при нормаль
ных скоростях движения и служебных торможениях с рывками и толч
ками нормированные значения ускорений (замедлений) составляют: для
восьми, шести и четырехосных грузовых вагонов — 0,6g; 0,8g и 1g со
ответственно; для изотермических вагонов и пассажирских, следующих
в грузовых поездах, — 1,1g и 1,5g. При повышенных скоростях движе
ния, служебных и регулировочных торможениях без рывков и толчков
расчетное значение ускорения (замедления) для всех вагонов принима
ют равным 0,2g.
97

Продольные силы инерции узлов, деталей, отдельных масс прикладыва
ются в центре тяжести соответствующей массы; для жидкости в котле цис
терны равнодействующая сил инерции приложена на уровне продольной
оси котла. Передача сил инерции на конструкцию вагона осуществляется
через соответствующие крепления или за счет сил трения.
От действия продольной силы инерции кузова соответственно при
ударе или рывке возникает добавка к вертикальной динамической силе,
действующей на тележку, равная
h
Рвд = N к к ,
2l

(3.25)

где Nк — продольная сила инерции кузова вагона брутто, вычисляемая в соот
ветствии с формулами (3.23)—(3.24);
hк — расстояние от центра тяжести кузова вагона до продольной оси авто
сцепки;
2l — база вагона, расстояние по точкам опирания кузова вагона на тележки.

Вагоны, предназначенные для эксплуатации на международных ли
ниях, имеющие выход на колею 1435 мм, должны также рассчитываться
на силы взаимодействия с подвижным составом, оборудованным буфе
рами. При расчетах по I режиму на каждый буфер принимается про
дольная сжимающая нагрузка 1 МН, по III режиму на каждый буфер —
0,5 МН и на буфер по диагонали вагона — 0,4 МН.
Прочностные свойства конструкций вагонов дополнительно оцени
вают при действии основных самоуравновешенных нагрузок: сил рас
пора наклонных и скатывающихся грузов, внутреннем давлении паров
жидкости или газа, вертикальных кососимметричных сил. Методоло
гия расчета изложена в нормативной документации [25].
При расчетах необходимо учитывать возможное неравномерное
распределение сил распора между стойками боковых стен полувагонов,
динамическое давление груза при действии сил инерции массы груза,
возникающих при соударениях вагонов. Чтобы рассчитать борта плат
форм, распорную нагрузку определяют в зависимости от давления рас
пора груза, но не менее 25 кН на 1 м длины секции борта. Прочность
боковой стенки вагона при разгрузке его на вагоноопрокидывателе оце
нивают по II специальному дополнительному расчетному режиму. Стен
ка рассчитывается на изгиб из своей плоскости как рама, шарнирно
опертая верхним поясом и жестко заделанная в нижнем поясе, на силы,
возникающие от смещения одной опоры относительно другой на вели
чину 50 мм.
98

При расчете котлов цистерн на прочность расчетное внутреннее давле
ние определяют как сумму давления паров жидкости или газа и давления,
создаваемого гидравлическим ударом. Оболочку котла цистерны необхо
димо проверять на устойчивость от образования вакуума в котле, возника
ющего при нижнем сливе груза и закрытом колпаке или при быстром ох
лаждении паров жидкости после налива горячего груза и неисправности
впускного клапана. Избыточное внешнее давление (при вакууме) для про
верки устойчивости оболочки котла принимается равным 50 КПа.
Вследствие различного положения по уровню опорных точек пути
под колесами экипажа, разной высоты буксовых рессор возникают вер
тикальные кососимметричные силы. Эти взаимно уравновешенные силы
учитывают в расчетах тележек с жесткой рамой, а также при расчетах ку
зовов грузовых вагонов, имеющих большую базовую длину (с базой бо
лее 16 м) и жесткую на кручение конструкцию, у которой при движении
по кривым участкам пути может происходить замыкание боковых сколь
зунов, расположенных по диагонали.
Таким образом, основные продольные, вертикальные, боковые и са
моуравновешивающие нагрузки при расчете вагонов на прочность по
допускаемым напряжениям принимают в соответствии с расчетными
режимами в следующих сочетаниях.
Для грузовых вагонов по I расчетному режиму:
– продольные нагрузки — в соответствии с требованиями расчетного
режима;
– вертикальные нагрузки — сила тяжести вагона брутто и вер
тикальная добавка от продольной силы инерции кузова, которая рас
считывается для грузовых вагонов при N = 3,5 МН, для изотермических
вагонов, хоппердозаторов, вагонов самосвалов — при N = 3 МН, при
суммировании с силой тяжести брутто учитывается в размере 100 %;
– боковые нагрузки — для грузовых вагонов учитывается поперечная
составляющая от продольной квазистатической силы, которая при сжа
тии и растяжении поезда принимается равной 3 и 2,5 МН соответ
ственно, а для изотермических вагонов, хоппердозаторов, вагоновса
мосвалов — при продольной сжимающей и растягивающей силе 2,5 МН;
– самоуравновешенные нагрузки — силы распора грузов учи
тываются для вагонов, используемых для перевозки сыпучих и скаты
вающихся грузов, а силы внутреннего давления — для вагоновцистерн
и отдельных типов специализированных вагонов.
Для грузовых вагонов по III расчетному режиму:
– продольные нагрузки — в соответствии с требованиями расчетно
го режима;
99

– вертикальные нагрузки — сила тяжести вагона брутто и вер
тикальная динамическая нагрузка, рассчитанная при конструкционной
скорости движения;
– боковые нагрузки — центробежная сила вагона при движении в
кривых участках пути;
– самоуравновешенные нагрузки — силы распора груза, силы внут
реннего давления в котлах и вертикальные кососимметричные силы,
учитываемые соответственно при расчетах вагонов, предназначенных
для перевозки сыпучих и скатывающихся грузов, наливных и газооб
разных, и длиннобазных (более 16 м) вагонов.
ДЛЯ пассажирских вагонов по I расчетному режиму:
– продольные нагрузки — в соответствии с требованиями расчетно
го режима;
– вертикальные нагрузки — сила тяжести брутто и вертикальная до
бавка от продольной силы инерции кузова вагона, определяемая при
продольной силе N = 2,5 МН;
– боковые нагрузки — поперечная составляющая продольной квази
статической силы, определяемой при действии сжимающих сил 2,5 МН
и растягивающих — 1,5 МН.
ДЛЯ пассажирских вагонов по III расчетному режиму:
– продольные нагрузки — в соответствии с требованиями расчетно
го режима;
– вертикальные нагрузки — сила тяжести брутто и вертикальная ди
намическая нагрузка, рассчитываемая при конструкционной скорости
движения.
Для пассажирских вагонов при расчетах по I и III режимам самоурав
новешенные нагрузки не учитывают.
Вертикальные кососимметричные силы используют при расчетах на
прочность тележек пассажирских вагонов по III расчетному режиму.

3.3.3. Расчет и проектирование оборудования вагонов
в соответствии с «Нормами»
Постоянное и унифицированное оборудование вагонов, элементы
его крепления необходимо рассчитывать на одновременное действие
силы тяжести брутто оборудования, продольной, боковой и вертикаль
ной сил инерции массы брутто оборудования, возникающих при дви
жении вагона в составе поезда или при маневровой работе. При расче
тах используют наибольшие значения сил, возникающие при эксплуата
ции вагона.
100

Кузов вагона, все элементы вагонного оборудования в соответствии
с «Нормами» должны проверяться на отсутствие резонансных колеба
ний в интервале эксплуатационных скоростей вплоть до конструкци
онной. Частоты собственных колебаний этих элементов должны отли
чаться от эффективной частоты вынужденных колебаний кузова вагона
или рамы тележки не менее чем в 1,5 раза. Устройства для крепления и
фиксации грузов на вагонах рассчитываются на следующие усилия:
– крытые вагоны — расчетная нагрузка для увязочных скоб, колец и
поворотных кронштейнов внутри кузова в верхней (средней), нижней
части стен и на уровне пола составляет 30, 50 и 80 кН соответственно;
– полувагоны — расчетная нагрузка для увязочных скоб и колец сна
ружи и внутри кузова в верхней (средней) и нижней части стен прини
мается равной 30 и 150 кН;
– платформы — расчетная нагрузка для увязочных скоб (колец) на
боковых балках составляет 30 кН, для анкеров в полу — 100 кН, для лес
ных скоб — 150 кН и для контейнерных упоров — 300 кН. Для вагонов
всех типов буксировочные скобы рассчитывают на нагрузку 100 кН.
Вагонное оборудование, предназначенное для перевозки пассажи
ров, обслуживающего персонала и багажа, элементы его крепления рас
считывают на вертикальные нагрузки и продольные силы инерции.
Вертикальные расчетные нагрузки, принимаемые для элементов обо
рудования вагона, составляют: для одно и двухместных кресел (сиде
ний) — 1,5 и 2,5 кН соответственно (нагрузка равномерно распределяется
по площади сидения); для нижней спальной полки (дивана) — 3 кН (на
грузка распределяется в виде трех сил по 1 кН, приложенных на рас
стоянии 0,6 м друг от друга, и в виде равномерно распределенной нагрузки
по площади полки); для средней и верхней спальных полок — по 1,5 кН
(нагрузка распределяется в виде двух сил по 0,75 кН и приложенных так
же, как и при расчете нижней полки); для багажной полки, антресоли
— 1,5 кН/м2; для переходной площадки — 3 кН/м2, для лестниц, под
ножек, поручней — 2 кН (нагрузка приложена в виде двух сил по 1 кН,
расположенных на расстоянии 300 мм друг от друга). Продольные силы
инерции при расчете вагонного оборудования принимают равными для
I режима пятикратной величине расчетной вертикальной нагрузки, а
для III режима — 1,5кратной ее величине. При расчетах кресел и дива
нов считают, что 50 % продольной силы приложено в плоскости сиде
ния, 50 % — к спинке кресла (дивана) на высоте 400 мм от плоскости
сидения. При расчете лестниц, подножек, поручней продольные силы
инерции распределяются поровну между ступенькой (подножкой) и
поручнем, каждая из которых принимается равной величине вертикаль
101

ной нагрузки для I режима и 0,3 ее величины — для III режима. Особен
ности проектируемой конструкции, ее соответствие условиям заказчика,
расширение услуг и комфортных условий при перевозке пассажиров, об
служивающего персонала указываются в технических требованиях и при
водят к необходимости уточнения характера распределения и места при
ложения расчетных сил для полок, диванов, кресел и т.д.

3.4. Расчет напряжений и запасов прочности.
Оценка качества хода вагона
Напряжения в элементах конструкции вагона определяют на основе
современных методов сопротивления материалов [44], строительной ме
ханики [37] теории упругости, алгоритмы которых изложены в виде па
кетов прикладных программ, ориентированных на персональные элек
тронновычислительные машины (ПЭВМ). При расчете сложнонапря
женных элементов конструкции вагона вычисляют эквивалентные
напряжения, которые не должны превышать допускаемых значений для
данного расчетного режима. Эквивалентные напряжения σэ определя
ют для пластичных материалов при одноосном растяжении (или сжа
тии) σх и сдвиге τ по формуле

σэ = σ2х + 3τ2 ,

(3.26)

а при двухосном растяжении (или сжатии) σхσу и сдвиге τ по формуле
σэ = σ2х + σ2у − σ х σ у + 3τ2 .

(3.27)

Для древесины и других анизотропных материалов, в том числе по
лимерных и композитных, эквивалентные напряжения не определяют,
а расчетные значения нормативных и касательных напряжений, дей
ствующих вдоль и поперек волокон или осей однородности механи
ческих свойств, сравнивают с соответствующими допускаемыми на
пряжениями.
Для деталей вагонов, которые работают в условиях длительного и ин
тенсивного воздействия динамических нагрузок, производится расчет
на сопротивление усталости при многоцикловом нагружении. Такие
расчеты выполняют с учетом вероятностного рассеивания характеристик
сопротивления усталости детали и случайного характера ее динамичес
кого нагружения. При выполнении расчетов устанавливают, что за кри
102

терий отказа детали принимается появление развивающейся трещины
длиной 10—15 мм, а кривая усталости во всем диапазоне числа циклов
нагружения Ni имеет вид σm N = const. Кроме того, при суммировании
i
i
учитывается спектр повреждающих амплитуд динамических напряже
ний на основе гипотезы линейного суммирования повреждений, выс
казанной в 1924 г. Пальмгреном, в виде выражения

n

∑ Ni

= а , причем

i

для большинства деталей вагонов а = 1. Как правило, не учитывается
асимметрия циклов динамических напряжений, влияние которой на
накопление усталостных повреждений реальных конструкций мало.
Оценка усталостной прочности детали вагона производится по рас
четному значению коэффициента запаса сопротивления усталости n по
формуле:
nу =

σа N
σаэ

≥ [nу ],

(3.28)

где σа,N — величина предела выносливости натурной детали вагона (по ампли
туде), вычисленная для симметричного цикла и установившегося режима на
гружения при базовом числе циклов испытаний N0. Для несущих деталей ваго
нов базовое число циклов испытаний (база испытаний) составляет N0 = 107
циклов, а для осей и колес колесных пар N0= 108 циклов;
σаэ — расчетное значение амплитуды динамического напряжения условно
го симметричного цикла нагружения детали вагона, приведенное к базовому
числу циклов испытаний N0 и эквивалентное по повреждающему воздействию
реальному режиму эксплуатационных случайных напряжений за проектный
срок службы детали;
[n] — допускаемые значения коэффициента запаса сопротивления усталости.

Предел выносливости детали может определяться теоретическим
путем на основе теории подобия усталостного разрушения образцов из
материала детали и натурных деталей или экспериментальным — на ос
нове проведения ускоренных стендовых испытаний натурной детали.
По результатам экспериментальных исследований расчетное значе
ние предела выносливости σаN определяется по формуле:
σаN = σаN (1–Z р γ σ ),
где σ

аN

— среднее значение предела выносливости натурной детали;

103

Zр — квантиль распределения, соответствующий вероятности Р и принимае
мый, при условии, что σ

аN

— случайная величина, имеющая нормальный закон

распределения, для основных несущих деталей вагонов при Р = 0,95 Zр = 1,645;
γσ — коэффициент вариации предела выносливости детали, для различных
марок сталей и условий производства сварочных работ принимается равным
0,05—0,12.

Среднее значение предела выносливости определяется по формуле:
σаN =

σ −1
(К σ )к

,

(3.30)

где σ — среднее значение предела выносливости гладкого стандартного об
−1
разца, изготовленного из материала детали, при условии симметричного цикла
изгиба на базовом числе циклов нагружения N0. Обычно значения σ прини
−1
мают по справочникам для используемых в вагоностроении сталей или при
предварительных расчетах для проката и поковок из малоуглеродистых и низ
колегированных сталей равными приблизительно 0,5σв, а для стального литья
и алюминиевых сплавов соответственно σ ≈ (0,45 − 0,4)σ ;
−1
в
σв — нормативная минимальная величина предела прочности материала;
(К σ )к — среднее значение общего коэффициента снижения предела вынос

ливости натурной детали по отношению к пределу выносливости гладкого стан
дартного образца, определяется экспериментальным путем и для вагонных де
талей составляет (К σ )к = 1 – 5,5.

Значение (К σ )к принимается в зависимости от уровня концентрации
напряжений, учитывающего снижение сопротивления усталости изза ме
стного изменения формы и размеров детали, от коэффициента нео
днородности материала, масштабного фактора, от коэффициента влияния
упрочняющей поверхностной обработки детали, качества ее поверхности.
Величина эквивалентной приведенной амплитуды динамических
напряжений для расчетов натурных деталей на усталость определяется
по формулам:
при непрерывной функции распределения амплитуд напряжений —
Nc

σа max



f  σа  d σ а ,
σа.э =m
σm
а
Nо
i
i
 i
σа min

104

∫

(3.31)

при прерывной функции распределения —

σа.э =m

Nc
Nо

σа max К

m
∫ ∑ σа Рi ,

σа min i =1

(3.32)

i

где т — показатель степени;
Nc — суммарное число циклов динамических напряжений за расчетный срок
службы;
No — базовое число циклов, для стальных конструкций (кроме колесных
пар) принимается равным 107;

σа — текущее значение амплитуды напряжений в уравнениях (3.31)—(3.32);
i



f  σа  — плотность обобщенного распределения вероятностей амплитуд
 i
динамических напряжений в детали;
σа max, σa min— наименьшее (принимается обычно равным нулю) и наиболь
шее значения амплитуд напряжений соответственно;
Pi — вероятность появления амплитуд с уровнем σа .
i

Показатель степени т определяется по данным статистической обра
ботки результатов испытаний и принимается равным от 4 до 18 (для пло
хо обработанной поверхности он меньше, а для гладких, шлифованных
валов и осей с упрочненной накаткой поверхностью — максимальный).
Если динамические напряжения вызываются колебаниями и вибраци
ями при движении вагона, то
Nc = fэТр,

(3.33)

где fэ — центральная (эффективная) частота процесса изменения динамичес
ких напряжений, вычисляемая по формуле

fэ =

а
2π

g
f ст

;

(3.34)

а — коэффициент, принимаемый для кузова пассажирского, изотер
мического и грузового вагона, равный 1,1; 1,2 и 1,4 соответственно, а
для обрессоренных и необрессоренных частей тележек — 1,6 и 2,0;
fст — статический прогиб рессорного подвешивания для расчетного
режима загрузки вагона, м;
Тр — суммарное время действия динамических напряжений при дви
жении за расчетный срок службы детали.
105

Более точно эффективная частота определяется по результатам спект
рального анализа динамической нагруженности конструкций вагона.
Согласно «Нормам», для расчета и проектирования вагонов рекоменду
ются следующие допускаемые значения коэффициентов запаса сопро
тивления усталости, приведенные в табл. 3.1.
Таблица 3.1
Допускаемые значения коэффициентов запаса сопротивления усталости [ny]
Вариант

А

Б

В

Элементы
Значения
конструкции
[ny]
При использовании статистически надежных
1
1,3
экспериментальных данных по пределу вы2
1,4
носливости σаN при доверительной вероятно3
1,5
сти Р = 0,95 и надежных эксперементальных
данных по эксплуатационной нагруженности
4
1,7
детали σа.э
1
1,5
При использовании статистически надежных
экспериментальных данных по σаN при Р = 0,95
2
1,6
и приближенных данных по σа.э, определяе3
1,7
мых расчетным путем по установленным
нормативам динамических сил, либо при
использовании средневероятных данных по
4
1,9
σаN (при Р = 0,5) и надежных экспериментальных данных по σа.э
1
1,8
При использовании приближенных данных
по σаN, определяемых расчетным путем или
2
2,0
экспертной оценкой при Р ≅ 0,5, и прибли3
2,1
женных данных по σа.э, определяемых расчетным путем по установленным нормативам
4
2,2
динамических сил
Исходные условия расчета

Примечание. 1 — элементы кузова всех типов; 2 — тележки, сцепные и тормозные устройства грузовых и изотермических вагонов; 3 — тележки, сцепные переходные и тормозные устройства пассажирских вагонов; 4 — колесные пары и их
связи с рамой тележки вагонов всех типов.

Основные положения расчетов на устойчивость сжатых элементов
конструкции вагона
Устойчивость сжатых элементов проверяется путем сравнения рас
четных значений коэффициента запаса устойчивости ny с допускаемы
ми величинами:

106

ny =

σкр

τкр
≥ [ny ] или ny =
≥ [ny ],
σсж
τ

(3.35)

где σкр, τкр — критические значения напряжении сжатия и сдвига;
σcж, τ — расчетные значения напряжений сжатия и сдвига элемента;
[ny] — допускаемые значения коэффициента запаса устойчивости, которые
устанавливают в зависимости от конструкции, точности выполняемого расче
та и ответственности работы рассчитываемого элемента.

Оценка качества хода вагона
Основными показателями ходовых качеств для вагонов являются:
– коэффициент вертикальной динамики kдв и рамная сила Нр;
– вертикальные и горизонтальные ускорения кузова вагона;
– показатели плавности хода в вертикальном и горизонтальном (по
перечном) направлениях;
– коэффициент запаса устойчивости колесной пары от схода с рель
сов по условию вкатывания гребня колеса на головку рельса.
Кроме того, для пассажирских вагонов дополнительно оценивают
ожидаемые (фактические) уровни вибраций (виброускорений) в задан
ном диапазоне частот, а для грузовых — значения коэффициента попе
речной устойчивости вагона от опрокидывания в кривой от действия
боковых сил.
Значения коэффициентов динамики, рамных сил, ускорений, ви
браций определяют как из решения соответствующих динамических за
дач, так и по результатам ходовых динамических испытаний вагонов, при
которых регистрируют динамические нагрузки, прогибы рессорного под
вешивания, ускорения кузова в диапазоне частот колебаний до 20 Гц.
Допускаемые значения основных характеристик, оценивающих каче
ство хода вагона, представлены в табл. 3.2 [5]. Получаемые расчетные
значения коэффициентов динамики, рамных сил, вертикальных и
горизонтальных ускорений не должны превышать представленные в
табл. 3.2 соответствующие нормативные значения с вероятностью не
менее 0,97, а получаемые из анализа экспериментальных данных значе
ния показателей ходовых качеств — с вероятностью не менее 0,999.
Показатели плавности хода вагона рассчитывают в соответствии с
рекомендациями ОСТ 24.050.16 «Вагоны пассажирские, методика оп
ределения плавности хода» на основе анализа распределения величин
ускорений и частотного спектра колебательного процесса для кузова
вагона. Величины ускорений и частот определяют в результате иссле
107

Таблица 3.2
Допускаемые значения коэффициентов динамики, рамной силы
и ускорений узлов вагонов
Оценка хода
вагона

Коэффициент
динамики kдв

Ускорение в долях g

Рамная сила в
долях Нр/Рр

γг

γв

порож- груже- порож- гру- порожний
ный
ний женый ний

груженый

порожний

груженый

Отлично
Хорошо
Удовлетворительно

0,15
0,2

Кузов пассажирского вагона
0,12
–
–
0,15
0,12
0,15
–
–
0,2
0,15

0,07
0,12

0,05
0,1

0,25

0,2

Отлично
Хорошо
Удовлетворительно

0,5
0,6

0,4
0,5

0,7

0,6

Отлично
Хорошо
Удовлетворительно
Отлично
Хорошо
Удовлетворительно

0,25

0,2

0,15

0,12

Кузов грузового вагона
–
–
0,5
–
–
0,6

0,4
0,5

0,2
0,25

0,15
0,2

0,6

0,3

0,25

Обрессоренная рама тележки пассажирского вагона
0,3
0,28
0,15
0,12
0,3
0,28
0,2
0,35
0,33
0,2
0,17
0,35
0,33
0,25

0,15
0,2

0,4

0,3

0,25

Необрессоренная рама тележки грузового вагона
0,6
0,5
0,25
0,2
0,65
0,55
0,2
0,75
0,7
0,3
0,25
0,8
0,75
0,35

0,25
0,3

0,85

0,35

0,37

0,8

–

–

0,3

0,38

–

–

0,25

0,3

0,7

0,4

0,9

0,37

0,85

0,5

Примечание. Значения показателей для изотермического вагона следует принимать на 15 % меньше, чем для грузового; р0 — статическая нагрузка от колесной пары на рельсы; g — ускорение свободного падения; для вагонов специального назначения нормативы показателей динамических качеств устанавливаются в
техническом задании на проектирование.


дования динамических качеств вагона или при обработке данных ходовых
динамических испытаний опытного образца вагона. Среднее значение
показателей плавности хода в вертикальном и горизонтальном направ
лениях во всем диапазоне проектных скоростей движения вагона должно
быть не более 3,25 для порожнего и груженого состояний всех типов пас
108

сажирских вагонов, за исключением багажных, для которых как и для
изотермических вагонов, имеющих обслуживающий персонал, значе
ния показателя плавности хода вагона не должны быть более 3,75.
Устойчивость колесной пары против схода с рельсов определяют для
наиболее опасных случаев сочетания больших значений горизонтальной
поперечной силы при взаимодействии набегающего колеса с рельсом и
незначительной величиной вертикальной нагрузки на это колесо. При
одновременном действии такого сочетания нагрузок возможно вкаты
вание гребня набегающего колеса на головку рельса и последующий сход
вагона с рельсов.
Оценка устойчивости вагона от опрокидывания производится при его
движении по кривым участкам пути для двух случаев: опрокидывание
наружу или внутрь кривой. В первом случае рассматривают движение
вагона в составе поезда с максимальной скоростью по кривой данного
радиуса и возвышения наружного рельса. При этом учитывают центро
бежные и ветровые нагрузки, направленные наружу кривой, а также
поперечные составляющие продольных квазистатических сжимающих
сил. Во втором случае рассматривают движение вагона в режиме тяги
поезда с малой скоростью, когда практически отсутствуют центробеж
ные силы. При этом учитывают ветровые нагрузки, направленные внутрь
кривой, а также поперечные составляющие квазистатических растяги
вающих сил тяги.

3.5. Применяемые в вагоностроении материалы
и допускаемые напряжения
Детали и узлы вагона должны быть такими, чтобы обеспечивалась
их безотказная работа в эксплуатации. Наряду с механическими воз
действиями элементы вагона подвергаются также влиянию коррозии
(атмосферной, при перевозках влажных грузов, отпотевание в связи со
сменой температур, при перевозке химически активных грузов), абра
зивному износу, температурным воздействиям в различных областях
расположения железных дорог. Узлы и детали вагона, учитывая различ
ные районы эксплуатации, должны изготавливать в исполнении ХЛ (хо
лодный климат), что требует в технических условиях учета влияния на
материал изготовления максимальных до +50 °С и минимальных — до
–60 °С температур.
Прочностные свойства и надежность вагона в эксплуатационных ус
ловиях при различных видах воздействий обеспечиваются применением
соответствующих материалов с использованием технологических про
109

цессов изготовления, упрочнения и ремонта. Использование наиболее
рациональных конструктивных форм и профилей деталей и узлов ваго
на позволяет достичь необходимой прочности при наименьшей соб
ственной массе вагона.
Основными строительными материалами являются низколегирован
ные стали в виде стального проката (фасонного, сортового, листового)
и стальных отливок. Применяемые стали должны иметь достаточно
высокие механические характеристики, антикоррозионные свойства при
эксплуатации вагонов в различных температурных режимах, а также
удовлетворять требованиям необходимой пластичности материала и его
свариваемости, что необходимо для получения штампованных и гну
тых деталей, надежных сварных соединений при использовании элект
родуговой сварки.
При проектировании вагонов по предложениям ОАО «ВНИИЖТ» и
ОАО «НИИ вагоностроения» целесообразно применять стали со следу
ющими механическими характеристиками: временное сопротивление
разрыву σв = 500—570 МПа, предел текучести σт = 400 МПа, относи
тельное удлинение δ – 21 %, предел выносливости стандартного образ
ца при изгибе σ–1 = 210–230 МПа. Кроме того, в стали должно быть
малое содержание вредных примесей (фосфора и серы — не более 0,03 %
каждого из них), а также наличие необходимых присадок, существенно
увеличивающих коррозионную стойкость сталей.
В зависимости от степени нагруженности, доминирующего харак
тера предельного состояния (потеря прочности или потеря устойчивос
ти) и подверженности коррозии несущие элементы конструкции кузо
ва условно могут подразделяться на ряд групп: элементы и узлы конст
рукции вагона различной толщины (толстостенные — детали рамы,
каркаса стен; тонкостенные — дуги крыши, стойки, поперечные балки
и т.д.), предельным состоянием которых является потеря прочности, и
тонкостенные элементы (обшивка кузовов, подкрепляющие продоль
ные элементы и т.д.), предельным состоянием которых является потеря
устойчивости. Для элементов различной толщины металл должен обла
дать повышенными механическими характеристиками, но для тонко
стенных важнейшим требованием является повышенная антикоррози
онная стойкость материала. Присадка меди в стали до 30 % повышает
ее коррозионную стойкость (сталь марки 09Г2Д в сравнении со сталью
марки Ст3). В основных несущих элементах вагона (хребтовые, продоль
ные, боковые, шкворневые и поперечные балки рам вагонов; стойки и
обвязки кузова; котлы цистерн; рамы и надрессорные балки тележек;
несущие элементы рессорного подвешивания и подвески подвагонного
110

оборудования; несущие элементы тормозной рычажной передачи) не
обходимо применять низколегированную (легированную) прокатную
сталь. Для ограждений кузовов, котлов цистерн, бункеров, емкостей и
т.п. используют нержавеющие стали, двухслойные стали, алюминиевые
сплавы, стеклопластики, композиционные материалы и др.
Основные механические характеристики прокатных сталей, при
меняемых в вагоностроении, приведены в табл. 3.3.
Таблица 3.3
Основные механические характеристики для проката из сталей повышенной
прочности (ГОСТ 19281-89), рекомендуемых и применяемых в вагоностроении
Вид проката

Марка

Толщина, мм σт, МПа σв, МПа σ −1 , МПа δ, %

Сортовой
Полосовой лист
Фасонный
Гнутые профили

295
09Г2Д
09Г2Д
09Г2С

до 20
до 20
20—32
до 20

305
310
295
310

440
440
430
450

200
200
200
210

21
21
21
21

Сортовой
Полосовой лист
Фасонный

325
09Г2С
14Г2,15ГФ
15ХСНД

до 20
до 20
до 32
до 32

325
300
310
325

до 470
420
440
450

210
195
—
210

21
21
21
21

10Г2С1

10—60

—

—

—

21

345
09Г2С
10Г2С1
10ХНДП
15ХСНД
15ГФ
09Г2С
10Г2С1
14ХГС
10ХНДП
15ХСНД
15ГФ

—
до 10
—
—
10—20
—
до 20
до 10
—
до 10
до 32
10—20

—
345
—
—
345
—
310
345
—
350
345

—
480
—
—
480
—
470
490
—
—
470

—
220
—
—
220
—
200
225
—
—
225
—

21
21
21
21
21
21
21
21
20
21
20
20

15ГФ,10Г2Б
14Г2АФ

до 10
10—50

375
—

510
—

235
—

21
21

Гнутые профили
Сортовой
Полосовой
Фасонный

Лист
Гнутые профили

Фасонный
Лист

111

Окончание табл. 3.3
Вид проката

Марка

Толщина, мм σт, МПа σв, МПа σ −1 , МПа δ, %

Сортовой
Полосовой
Фасонный
Лист

390
12Г2Б
10ХСНД
15ХСНД

—
до 10
до 40
до 15

—
390
390
390

—
510
510
530

—
235
235
240

19
19
19
18

Лист

440
16Г2АФ
18Г2АФ

—
до 32
—

—
440
—

—
590
—

—
265
—

—
19
—

Гнутые профили

При использовании в вагоностроении различных материалов
дополнительные сведения по ним устанавливают соответствующими
техническими условиями и стандартами. Если в сталях с повышенной
стойкостью против атмосферной коррозии, поставляемых по требо
ванию заказчика, гарантировано содержание меди, то в обозначении
марки стали добавляется буква Д (09Г2Д, 09Г2СД и т.д.). Механичес
кие характеристики таких сталей соответствуют исходным маркам
(09Г2, 09Г2С и т.д.).
(В табл. 3.3 приняты обозначения: σт — предел текучести материала;
σв — временное сопротивление разрыву; σ−1 — предел выносливости
стандартного образца при изгибе; δ — относительное удлинение.)
Вследствие дефицитности никеля для обшивки кузовов, крыш и дру
гих элементов вагона, находящихся в подобных условиях, желательно
использовать безникелевые нержавеющие стали.
Для различных элементов и деталей вагонов, в том числе и специ
альных конструкций, используют легированные конструкционные ста
ли по ГОСТ 4543—71 (15Х, 20Х, 40Х, 25ХГМ, 30ХГСН2А и другие), ли
стовые коррозионностойкие, жаростойкие и жаропрочные стали по
ГОСТ 7350—77 (08X13, 12Х18Н10Т, 15Х25Т и другие), стали листовые
горячекатаные двухслойные коррозионностойкие по ГОСТ 10855—86
(09Г2+12Х18Н10Т, 10ХСНД+12Х18Н10Т и другие). Для двухслойных
сталей в расчетах обычно принимают механические характеристики
основного слоя в конструкции.
Пружины рессорного подвешивания тележек, поглощающих аппара
тов автосцепок, буферов, разгрузочных и других механизмов, торсионы
и другие элементы изготавливают из специальных рессорнопружин
ных сталей с соответствующей термообработкой. Наиболее ответствен
112

ные в работе пружины упрочняют дробеструйной обработкой и подвер
гают заневоливанию.
Для изготовления пружин и рессор применяют стали рессорнопру
жинную углеродистую и легированную (ГОСТ 14959—79), поставляемую
в виде прутков и полос. Прежде всего — это стали марок 55С2, 65С2А и
60С2, имеющие σт = 1175 МПа, σв = 1270 МПа, σ−1 = 570 МПа и δ = 6 %.
При проектировании новых пружин рекомендуется также использовать
стали марок 60С2А и 60С2ХФА, для которых соответственно σт = 1370 и
1470 МПа, σв = 1570 и 1670 МПа, σ–1 = 700 и 750 МПа и δ = 6 %.
Оси колесных пар должны изготовляться из специальных марок ста
лей, предусмотренных нормативнотехнической документацией, и под
вергаться поверхностной упрочняющей накатке.
Заготовки для изготовления осей подвижного состава колеи 1520 мм
(ГОСТ 472889) изготавливают из специальных сталей с σв = 580—650 МПа,
σ–1 = 260—280 МПа и δ = (18...20) %. Для изготовления колес цельно
катаных (ГОСТ 1079189) применяют стали, имеющие σв = 882–911 МПа
и δ = (8...12) %.
Эффективному снижению тары вагона способствует применение
алюминиевых сплавов в вагоностроении [21].
Основные механические характеристики для алюминия и алюминие
вых сплавов представлены в табл. 3.4.
Таблица 3.4
Основные механические характеристики для алюминия и алюминиевых
сплавов, рекомендуемых к использованию в вагоностроении
Наименование
металла, ГОСТ

Плиты из алюминия и
алюминиевых сплавов, ГОСТ 17232—79

Листы из алюминия и
алюминиевых сплавов, ГОСТ 21631—76

Марка
АДО
АДО
АМг6

АМг2
АМг5
АМг6М
АМг6
1915

Толщина,
мм
11—25
25—80
11—25
25—80
50—80
11—20
5—10,2
5—6
0,6—10,5
5—10,5
5—10,5

σт, МПа σв, МПа σ–1, МПа δ, %
—
—
147
137,2
127,4
196

78,4
63,7
303,8
294
274,4
313,6

—
—
—
—
—
—

18
15
11
6
4
10

—
130
155
155
195

175
275
315
315
315

—
100
110
110
—

7
12
15
15
—

113

Окончание табл. 3.4
Наименование
металла, ГОСТ
Профили прессованные из алюминия и
алюминиевых сплавов, ГОСТ 8617—81

Сплавы алюминиевые
литейные, ГОСТ
1583—89

Марка

Толщина,
мм

АМг2
АМг5
АМг6
Все размеры
АМг6М
1915
1915Т
АК-12
—
(АЛ2)
—
АМг6Л
—
(АЛ23)
—

σт, МПа σв, МПа σ–1, МПа δ, %
59
127
147
157
196
216
—
—
—
—

147
255
305
314
314
343
147
160
186
216

—
90
100
110
110
120
110
—
105
115

13
15
15
15
10
10
4
4
4—6
8

При проектировании вагонов не всегда удается использовать преиму
щества малой объемной массы алюминиевых сплавов изза низкого моду
ля их упругости (в 3 раза меньше, чем у стали), чтобы обеспечить необхо
димую жесткость конструкции, ограниченной габаритными размерами.
К положительным свойствам алюминиевых сплавов относятся их
высокая стойкость против коррозии и абразивного износа, повышен
ная удельная энергоемкость и благодаря этому повышенное сопротив
ление ударным нагрузкам. Антикоррозионные свойства позволяют не
производить окраску деталей. Из алюминиевых сплавов можно полу
чать крупногабаритные панели, замкнутые и пустотелые профили лю
бого сечения и производить сборку вагона из крупных панелей с мини
мальным объемом сварочных работ. Конструирование и изготовление
как вагонов в целом, так и их частей из алюминиевых сплавов показы
вает, что масса их может быть значительно уменьшена.
Полимерные материалы, пластмассы обладают малой объемной мас
сой, высокой коррозионной и биологической стойкостью, возможно
стью придания им необходимой расцветки без дополнительной окрас
ки. Использование в вагоностроении этих качеств полимеров способ
ствует снижению тары и улучшению эксплуатационных показателей
вагона. Основные механические характеристики полимерных материа
лов приведены в табл. 3.5.
Низкие значения модуля упругости пластмасс вызывают необходи
мость принятия дополнительных мер для обеспечения необходимой
жесткости элементов вагона. В основном полимеры используют для из
готовления внутреннего оборудования и отделки вагона. Проводятся
114

Таблица 3.5
Механические характеристики полимерных материалов, рекомендуемых для
использования в вагоностроении
Наименования материала
Полиэтилен высокого
давления
Полиэтилен низкого давления
Винипласт листовой
Аминопласт
Литьевой полиметилметалкрилат (ЛПТ)
Полиэфирный стеклопластик, смола ПН
Стеклоткань Т-11 (соотношение смолы и стеклоткани 1:1)

ГОСТ или технические условия

Предел прочности
при деформациях, МПа
Сжатие Растяжение

Изгиб

ГОСТ 16337—77

14,5

13

15,5

ГОСТ 16338—77

28

25

29

ГОСТ 9639—71
ГОСТ 9359—79

100
155

95
40

55
70

ТУ 6-05-952—74

70

140

140

ОСТ 6-05-431—78

—

—

—

ГОСТ 19170—73 на
основе

100

230

230

опытные разработки конструкций с использованием стеклопластика для
крыши крытого вагона, котла цистерны, обшивки вагонов, элементов
кузовов пассажирских и рефрижераторных вагонов.
Для изготовления основных несущих литых деталей вагонов (боковых
рам и надрессорных балок тележек, деталей автосцепного устройства и
т.п.) необходимо применять низколегированные стали с термооб
работкой отливок. По согласованию с заказчиком для этих узлов могут
применять углеродистые стали, если при этом обеспечивается необхо
димая надежность конструкции.
Основные механические характеристики сталей, используемых для
изготовления литых деталей, представлены в табл. 3.6.
Для литых деталей вагонов целесообразно применять низколегиро
ванные стали, содержащие марганец (Г) и ванадий (Ф), что способству
ет повышению динамической прочности и увеличению долговечности
деталей, изготовленных из них.
Согласно «Нормам» и ТУ 24.050.406—82 для вагонов колеи 1520 мм
при изготовлении различных литых деталей рекомендуется использо
вать низколегированные стали 20ФЛ, 20ГЛ, 20ГТЛ, 20ГФЛ, 20Г1ФЛ,
имеющие σт = 294–314 МПа, σв = 490 МПа, δ = 20 %.
115

Таблица 3.6
Основные механические характеристики сталей, рекомендуемых
и используемых для изготовления литых деталей в вагоностроении
Наименование металла, ГОСТ,
ТУ, вид термообработки
Отливки стальные
ГОСТ 977—88
Нормализация

Закалка и отпуск

Отливки из
хладостойкой и
износостойкой стали,
ГОСТ 21357—87
Нормализация,
закалка
и отпуск

Марка стали σт, МПа

σв,
МПа

σ–1, МПа δ, %

20Л
25Л
ЗОЛ
20ГЛ
20ФЛ
20Г1ФЛ
ЗОГСЛ
ЗОХГСФЛ
20ГЛ
ЗОГСЛ
32Х06Л
ЗОХГСФЛ

216
235
255
275
294
314
343
392
334
392
441
589

412
441
471
540
491
510
589
589
530
638
638
785

165
175
190
215
195
200
230
240
—
—
—
—

22
19
17
18
18
17
14
15
14
14
10
14

20ГЛ
20ФТЛ
30ХГ2СТЛ

300
320
600

500
520
700

—
—
—

20
20
12

20ГЛ
20ФТЛ
ЗОГЛ
30ХГ2СТЛ
ЗОХЛ

400
450
490
650
550

550
570
660
750
660

210
230
230
—
230

15
15
10
15
10

Для изготовления литых деталей автосцепного устройства подвижного
состава дорог колеи 1520 мм (ГОСТ 22703—91) необходимо применять ли
тые стали (табл.3.6), имеющие при их нормализации σт = 295—345 МПа,
σв = 490—510 МПа и δ = (18—20) %, а с учетом закалки и отпуска σт = 400—
500 МПа и более, σв = 540—600 МПа, σ–1 = 210—230 МПа, δ = (12—15) %.
Литые детали двухосных тележек грузовых вагонов колеи 1520 мм из
готавливают из аналогичных сталей для автосцепного устройства с уче
том их нормализации.
Поглощающие пружиннофрикционные аппараты для подвижного со
става дорог колеи 1520 мм (ГОСТ 22253—76) изготавливаются из сталей
30ГСЛБ и 32Х06У, имеющих σт = 490 МПа, σв = 657 МПа и δ = 10 %.
116

Представленные в данном разделе средние значения пределов вы
носливости σ–1 указаны для деформаций изгиба стандартного образца.
Для деталей, работающих в условиях доминирующих деформаций рас
тяжениясжатия (ответственные за работу высоконагруженные болты,
подвески), «Нормами» рекомендуется определять расчетные значения
предела выносливости по выражению: σ–1 ≈ 0,75σ–1. При отсутствии
данных о значениях пределов выносливости при ориентировочных рас
четах рекомендуется использовать зависимости: для малоуглеродистых
и низколегированных конструкционных сталей марок Ст3, 20, 09Г2,
09Г2С, 10Г2БД, 15ХСНД — σ–1 = 0,5σв; для литых сталей марок 20Л,
20ГЛ, 20ФЛ, 20ГТЛ, 20ГФЛ — σ–1 = 0,45σв; для алюминиевых сплавов
типа АМг5, АМг6, 1915 — σ–1 = 0,4 σв.
Для оценки вероятностных значений механических характеристик
стальных изделий, изготавливаемых из различных материалов, «Нор
мы» рекомендуют использовать параметры, приведенные в табл. 3.7.
Таблица 3.7
Параметры механических характеристик стальных изделий,
изготавливаемых из различных материалов
Вид изде- Марка стали, вид
лия
термообработки
Прокат,
лист

09Г2
09Г2С
10Г2С1
10ХСНД
15ХСНД
16Г2АФ
Ст3сп

Отливки

20ГЛ
Нормализация
20ГТЛ
Нормализация
20ГТЛ
Термоупрочнение

σт, МПа

σв, МПа

δ, %

Толщина,
мм

М

S

М

S

М

S

10—20
21—40
10—20
21—40
10—50
10—40
10—40
10—40
10—20
21—40

350
340
370
368
392
456
394
490
290
270

23
24
23
29
25
30
26
35
23
27

480
470
540
530
548
595
553
655
435
430

25
26
25
28
30
35
30
38
22
25

28
29
29
29
28
25
27
25
30
25

3
3
3
3,2
3,1

—

295

23,1

495

25,5

26

2,7

—

348

35

541

34,7

27

4,3

—

478

48,3

639

45,1

21,5

2,6

4,1
3,1
2,8
3,2
2.9

117

Через М и S в табл. 3.7 обозначены соответственно величины мате
матического ожидания и среднего квадратичного отклонения рассмат
риваемых параметров.
Применение для изготовления ответственных несущих элементов
вагонов новых материалов, в том числе новых марок сталей, допускается
по согласованию с заказчиком. Их внедрение должно быть обосновано
технически, экономически и обеспечено технологической подготовкой
производства и ремонтной базы [60].
Допускаемые напряжения устанавливают для каждого элемента ваго
на с учетом статической, вибрационной и ударной прочности материала,
а также его энергоемкости, свариваемости, чувствительности к концен
трации напряжений, коррозионной стойкости, хладноломкости и т.д. При
назначении допускаемых напряжений учитывают ответственность и харак
тер нагружения детали. Допускаемые напряжения устанавливают для каж
дого элемента в зависимости от расчетного режима нагружения п. 3.6.1.
Наибольшие допускаемые напряжения принимают для I режима нагруже
ния, обусловливающего наибольшие расчетные напряжения при малой
кратности их повторений, несколько меньшие — для дополнительного II
режима в связи с большей кратностью их повторений и существенно мень
шие (в 1,4—1,6 раза), чем для I, для III режима в связи с многократностью
повторения напряжений, обусловленных этим режимом.
Таблица 3.8
Допускаемые напряжения в МПа для хребтовой и шкворневой балок
рамы кузова, котлов и опор котлов цистерн
Вид, класс прочности и марка
металла

І режим
[σ]

[τср]

ІІI режим
[σсм]

[σ]

[τср]

[σсм]

09Г2, 09Г2С

0,9σт 0,55σт 1,25σт

190

110

265

09Г2С, 15ГФ, 15ХСНД

0,9σт 0,55σт 1,2σт

195

120

290

09Г2С, 15ГФ, 15ХСНД

0,9σт 0,55σт 1,2σт

210

130

310

10Г2Б, 14Г2АФ, 15ГФ

0,9σт 0,55σт 1,2σт

230

135

340

0,9σт 0,55σт 1,2σт

240

140

340

16Г2АФ, 18Г2АФ

0,9σт 0,55σт 1,2σт

260

160

400

Ст3, 20, сталь 16Д

0,9σт

155

95

215

390
12Г2Б, 10ХСНД, 14Г2АФ
440

118

0,6 σт

1,2σт

Окончание табл. 3.8
Вид, класс прочности и марка
металла

І режим
[σ]

[τср]

ІІI режим
[σсм]

[σ]

[τср]

[σсм]

80

50

—

Прокат из алюминиевых сплавов
Листы и профили
АМг5, АМг5М

120

70

—

АМг6, АМг6М

145

80

—

90

55

—

1915

175

100

—

110

65

—

АМг5

100

60

—

70

45

—

АМг6

125

75

—

80

50

—

1915Т

160

95

—

100

60

—

Плиты

В табл. 3.8 [τср] и [σсм] — соответственно допускаемые напряжения
среза и смятия.
Условие прочности элементов вагона запишем в следующем виде:
σэ ≤ [σ],
где σэ и [σ] — соответственно эквивалентное (3.26), (3.27) и допускаемое на
пряжения.

Гибкие элементы вагона (стержни каркаса, обшивка, хребтовая бал
ка и др.) проверяют на прочность и устойчивость. Для хребтовых и
шкворневых балок рам кузовов, котлов и опор котлов цистерн при дей
ствии наиболее невыгодного, но возможного в эксплуатации сочетания
нагрузок, соответствующих I и III расчетным режимам, допускаемые
напряжения согласно «Нормам» принимают в соответствии с табл. 3.8.
При учете по I расчетному режиму ударных продольных нагрузок (уда
ра, рывка) в сочетании с другими нагрузками допускаемые напряжения
принимают равными пределу текучести σт. Допускаемые напряжения
для котлов безрамных цистерн считают равными 0,95 от допускаемых
напряжений.
Допускаемые напряжения для котлов и арматуры цистерн, систе
матически работающих при высокой (и более 100 °С) температуре, оп
ределяют как произведение допускаемых напряжений на коэффициент,
принимаемый для температуры 100 °С — 0,95; 150 °С — 0,90; 200 °С —
0,85; 250 °С — 0,8; 300 °С — 0,75 и 350 °С — 0,7.
119

Допускаемые напряжения для элементов кузова вагона при действии
сочетаний нагрузок, соответствующих I и III расчетным режимам, при
ведены в табл. 3.9.
Таблица 3.9
Допускаемые напряжения в МПа для различных элементов кузова,
за исключением хребтовой и шкворневых балок, котлов цистерн и их опор
Класс прочности и марка материала, вид термообработки

І режим
[σ]

[τср]

ІІI режим
[σсм]

[σ]

[τср]

[σсм]

Стальной прокат
0,95σт

0,6σт

1,3σт

195

115

280

09Г2С, 10Г2С1, 15ГФ, 15ХСНД,
0,95σт
17ГС

09Г2, 09Г2С.10Г2С1

0,6σт

1,3σт

205

125

305

09Г2С, 10Г2С1.15ГФ, 15ХСНД,
0,95σт
10ХНДП, 17ГС

0,6σт

1,3σт

220

135

325

10Г2Б, 14Г2АФ, 15ГФ

0,95σт

0,6σт

1,3σт

240

140

355

12Г2Б.10ХСНД.14Г2АФ

0,95σт

0,6σт

1,3σт

250

150

370

16Г2АФ, 18Г2АФ

0,95σт

0,6σт

1,3σт

270

165

400

Ст 3, 15, 20, 16Д, 20К

0,95σт

0,6σт

1,25σт

165

100

245

Ст 5, 30

0,95σт

0,6σт

1,2σт

185

110

270

12X18H10T, 10Х14Г14Н4Т

0,95σт

0,6σт

1,2σт

200

120

270

10Х13Г18Д

0,95σт

0,6σт

1,2σт

215

130

310

65, 65Г — закалка + отпуск

0,95σт

0,65σт

—

500

350

—

55С2, 55С2А, 60С2 — закалка +
0,95σт
отпуск

0,65σт

—

750

600

—

0,65σт

—

1050

800

—

60С2ХФА — закалка +отпуск

0,95σт

Стальные отливки
20ГЛ, 20ГЛ-Б — нормализация

0,9σт

0,6σт

1,2σт

150

90

240

20ФЛ, 20ГТЛ — нормализация

0,9σт

0,6σт

1,2σт

155

95

245

20ГФЛ, 20Г1ФЛ — нормализация

0,9σт

0,6σт

1,2σт

165

100

250

20ГФЛ, 20Г1ФЛ — закалка +
отпуск

0,9σт

0,6σт

1,2σт

200

125

300

120

Окончание табл. 3.9
Класс прочности и марка материала, вид термообработки

І режим

ІІI режим

[σ]

[τср]

[σсм]

[σ]

[τср]

[σсм]

ЗОГСЛ, 32Х06Л — закалка +
отпуск

0,9σт

0,6σт

1,2σт

270

160

400

30ГХСФЛ — закалка + отпуск

0,9σт

0,6σт

1,2σт

330

190

500

Прокат из алюминиевых сплавов
АМг5. АМг5М

130

75

—

90

55

—

АМг6, АМг6М

150

85

—

115

60

—

1915

185

110

—

130

75

—

Плиты АМг5

110

65

—

80

50

—

Плиты АМг6

130

80

—

95

55

—

Плиты 1915Т

170

100

—

120

70

—

Допускаемые напряжения для котлов цистерн (включая опорные
узлы безрамных цистерн), работающих под высоким давлением (свыше
1 МПа), принимаются равными 0,8 от допускаемых напряжений. Допу
скаемые напряжения по III режиму для средних сечений продольных
балок универсальных платформ для случаев перевозки специальных
сосредоточенных грузов при расположении их посередине платформы
на длине 4,5 м условно принимаются на 20 % выше допускаемых напря
жений.
В соответствии с данными табл. 3.9 и действующими нагрузками
определяют допускаемые напряжения при расчете подвесного оборудо
вания и его креплений; оборудования и устройств вагонов, воспринима
ющих нагрузки от пассажиров и обслуживающего персонала; пятников
вагонов; крышек разгрузочных люков полувагонов.
Допускаемые напряжения для элементов тележек, за исключением
колесных пар, в соответствии с действующими на элементы нагрузка
ми приведены в табл. 3.10.
Допускаемые напряжения для деталей автосцепного устройства, а так
же для деталей буферов при расчете их на действующие нагрузки прини
мают равными 0,9 предела текучести σт. При расчете на ударное усилие
корпуса автосцепки допускаемое напряжение принимают равным 1,1 σт.
Величины допускаемых расчетных напряжений для новых материа
лов устанавливают, исходя из статистически достоверных величин пре
121

Таблица 3.10
Допускаемые напряжения в МПа для элементов тележек, за исключением колесных пар
I режим
III режим
Класс прочности и марка материала, вид
термообработки
[σ]
[τср] [σсм] [σ] [τср] [σсм]
Стальной прокат
295 09Г2, 09Г2С
325
09Г2С, 15ГФ, 15ХСНД
345
09Г2С, 10Г2С1, 15ГФ, 15ХСНД

0,9σт 0,55σт 1,1σт 180
0,9σт 0,55σт 1,1σт 190
0,9σт 0,55σт 1,1σт 205

105
115
125

250
275
300

Ст 3, 20, 16Д

0,9σт 0,55σт 1,1σт 150

90

200

Ст 5, 30

0,9σт 0,55σт 1,1σт 170

100

230

55С2,55С2А,60С2 — закалка + отпуск

1000

750

—

700

550

—

60С2ХФА — закалка + отпуск

1350

1000

—

950

700

—

20Л, 25Л — нормализация

0,85σт 0,5σт

σт

120

75

160

20ГЛ, 20ГЛ-Б — нормализация

0,85σт 0,5σт

σт

140

85

220

20ФЛ, 20ГТЛ — нормализация

0,85σт 0,5σт

σт

145

85

230

20ГФЛ, 20Г1ФЛ-нормализация

0,85σт 0,5σт

σт

150

90

235

Стальные отливки

делов прочности, текучести, показателей ударной вязкости, пластично
сти, трещиностойкости, хладноломкости, пределов выносливости при
циклических вибрационных и повторноударных воздействиях, корро
зионной стойкости, чувствительности к концентрации напряжений и др.
Допускаемые напряжения для деталей из пластмасс выбирают по табл. 3.5
на основании справочных и экспериментальных данных с учетом усло
вий работы этих деталей.
Для изготовления отдельных амортизирующих элементов, упругих
шарниров, прокладок (виброизолирующих и уплотнительных) и других
рекомендуется применять резины, обладающие необходимыми свой
ствами. Допускаемые напряжения для амортизационных резин пред
ставлены в табл. 3.11.
Для узлов и деталей внутреннего оборудования вагонов, элементов
опор, прокладок, настила пола используют деревянные детали из дре
весины, столярных, фанерных, древесноволокнистых, древесностру
жечных плит и древеснослоистого пластика. Допускаемые напряжения
для деревянных деталей приведены в табл. 3.12.
122

Таблица 3.11
Допускаемые напряжения для амортизационных резин

Марка
резины

Статическое напряжение, МПа

Динамическое напряжение, МПа
Кратковременное
ударное

Длительное
циклическое

Вид деформаций
СжаСдвиг со
Сдвиг со
Сдвиг со
Сдвиг
Сжатие Сдвиг
Сжатие Сдвиг
тие
сжатием
сжатием
сжатием

1847
ИРП-346
6621
2959
ИРП-347
6620
4611
7842
ИРП-357
2462
ИРП-348
6700

2,5
2
2
3,5
3
3
3,5
4
4
4,5
4
4

1,5
1,2
1,2
2
1,6
1,6
1,8
3
2
2,5
2
2

2
1,8
1,8
2,5
2
2
2,2
3
2,5
2,5
2,4
2,4

4
3
3
5,5
4,5
4,5
5,5
5,5
7
6
6,5
5,5

1,5
1
1
2
1,5
1,5
1,5
1,8
1,6
2
1,8
1,8

1,5
1
1
2
1,8
1,8
1,8
1,8
1,6
2
1,8
1,8

1,2
1
1
1,4
1,2
1,2
1,1
1,4
1,2
1,6
1,4
1,4

0,3
1,2
0,2
0,4
0,25
0,3
0,25
0,6
0,4
0,6
0,5
0,45

1
1,8
0,8
1,2
1
1
0,8
1,5
1,2
1,5
1,2
1,5

Таблица 3.12
Допускаемые напряжения для деревянных деталей в МПа
III режим
Порода (марка) материала

Изгиб и сжа- Срез попе- Смятие и сжатие вдоль рек волокна тие поперек
волокон [σ]
[τср]
волокон [σсм]

Дуб, ясень, клен

11

6

3

Лиственница

10

4

1,8

Бук, береза

9

5

2,4

Сосна обыкновенная

8,5

4

1,5

Ель обыкновенная

8,5

4

1,5

Сосна, ель якутская, кольская, кавказская

7,5

3,5

1,3

Пихта, кедр, осина

7

3

1,2

Столярные плиты типа CP

6

1,2

123

Окончание табл. 3.12
III режим
Порода (марка) материала

Изгиб и сжа- Срез попе- Смятие и сжатие вдоль рек волок- тие поперек
волокон [σ]
на [τср] волокон [σсм]

Фанерные плиты
ПФ-А

15

4

3

ПФ-В

20

5

4

Древесноволокнистые плиты
Т-350

8

—

—

Т-400

8,5

—

—

СТ-500

10

—

—

ДСП-А

—

—

30

ДСП-Б

—

—

25

ДСП-В

—

—

20

Древесноволокнистый пластик

Примечание. Допускаемые напряжения для I расчетного режима и условий механизированной погрузки-выгрузки определяют умножением допускаемых напряжений по III режиму на коэффициент 1,6.

Конструкции перегородок купе, узлы и детали внутреннего оборудо
вания, элементы опор, прокладок, настил пола для пассажирских, по
чтовобагажных и специальных вагонов, изготовляемые из древесины,
фанеры, древесноволокнистых, древесностружечных плит и древесно
слоистого пластика и других полимерных материалов, должны соот
ветствовать требованиям ГОСТ 12.1.044—89 «Пожаровзрывоопасность
веществ и материалов. Номенклатура показателей и методы их опре
деления» и техническим требованиям «Пожарная безопасность пасса
жирских вагонов» (1992 г.). На использование материалов в пас
сажирских вагонах должно быть разрешение Департамента ОАО «РЖД»
или Государственного комитета санитарноэпидемиологического над
зора России.

3.6. Оценка надежности вагонов
При эксплуатации вагоны расходуют свой технический ресурс, по
этому его необходимо восстанавливать. Вагоны, как и другие машины
[15], относят к обслуживаемым, ремонтируемым объектам. Надежность
124

вагонов характеризуется показателями безотказности работы, долговеч
ности и ремонтопригодности [45]. Для их оценки вводятся следующие
понятия:
– отказ вагона или его узла — событие, заключающееся в нарушении
его работоспособности, при котором вагон не может использоваться для
выполнения основной производственной деятельности и временно или
окончательно при достижении предельного состояния исключается из
рабочего парка для производства ремонта или списания;
– предельное состояние — техническое состояние вагона или узла,
при котором невозможно его использование, а восстановление рабо
тоспособности — нецелесообразно в основном по экономическим по
казателям.
Основными наиболее характерными видами отказов механической
части вагонов являются:
– разрушение (излом) — недопустимое в эксплуатации нарушение
формы ответственных несущих элементов вагона вследствие возникно
вения существенных значений остаточных деформаций от действия эк
стремальных значений случайных нагрузок (внезапные отказы);
– усталостное разрушение элементов — постепенное образование и
развитие трещин от действия длительных, многократных динамичес
ких нагружений (постепенные отказы);
– изменения характера соединений (ослабление), предусмотренного
технической документацией, или условий взаимодействия элементов
конструкции вагона вследствие смятия или износа сопряженных повер
хностей (постепенные отказы);
– предельное утонение элементов вследствие абразивного контактного
и коррозионного износа (постепенные отказы).
Критерии отказов и предельных состояний устанавливаются норма
тивнотехнической документацией.
Для оценки надежности вагонов используют следующие основные
показатели безотказности работы вагона: вероятность безотказной рабо
ты и параметр потока (интенсивность) отказов; долговечность вагона —
назначенный и фактический средний или гаммапроцентный срок служ
бы (ресурс) до ремонта вагона или его списания; ремонтопригодность
вагона — величина суммарных трудозатрат на все виды технического
обслуживания и ремонтов за полный ремонтный цикл или удельные
трудозатраты в течение года эксплуатации.

125

3.6.1. Показатели безотказности работы вагона
При анализе безотказности работы вагона его рассматривают как
сложную механическую систему, состоящую из n последовательно со
единенных (в смысле надежности) расчетных узлов (сборочных единиц),
каждый из которых в свою очередь состоит из т последовательно со
единенных деталей (элементов). Отказ каждой детали ведет к отказу узла,
а отказ узла — к отказу вагона, т.е. рассматривается система без резер
вирования. Основными узлами при оценке надежности вагона прини
мают кузов, тележку, автосцепное, автотормозное оборудование.
При расчетах по «Нормам» предполагается, что отказы узлов или
деталей (элементов) являются взаимно независимыми. Тогда вероят
ность безотказной работы вагона в течение определенного срока нара
ботки т можно определить по формуле, приведенной в работах [25,45]:
Рб (Т ) =

n

n

m

1

1

1

∏ Рi (Т ) = ∏∏ Рi j (Т ),

(3.36)

где Рi(Т) — вероятность безотказной работы iго расчетного узла за срок T;
Рij(Т) — вероятность безотказной работы iго расчетного узла, m и n — пре
дельные числа за срок наработки jй детали (элемента).

Так как для конкретной детали (элемента) могут иметь место различ
ные виды отказов со случайным их сочетанием и смешанным влиянием
на время и характер отказа, учитывая начальную независимость разных
видов отказов, общую (суммарную) вероятность безотказной работы
детали (элемента) определяют как произведение частных вероятностей:
К

∏ Рijf (Т ),

Рi (Т )

(3.37)

1

где К — число учитываемых видов отказов;
Рijf (Т ) — вероятность отказа определенного iго вида для данной детали

(элемента).

Каждый определенный вид отказа детали происходит вследствие вза
имодействия в процессе наработки обобщенных параметров эксплуа
тационной нагруженности элемента Qэ и его несущей способности RK.
К обобщенным параметрам нагруженности несущих деталей (элементов)
механической части вагона относятся: максимальные значения суммар
126

ных напряжений, возникающих при экстремальной перегрузке σmax,
максимальные значения суммарных квазистатических напряжений сжа
тия σсж , величина эквивалентной приведенной амплитуды ди
max
намического напряжения σаэ и др. Указанным обобщенным парамет
рам нагруженности соответствуют параметры несущей способности для
детали (элемента): пределы текучести σт и прочности σв материала де
тали, значения критических напряжений σкр при оценке устойчивости
формы сжатого стержня, пределы выносливости σ–1(σаN) и т.д.
Если в процессе эксплуатации вагона соблюдается вероятность реа
лизации условия RK > Qэ , то обеспечивается надежное функциониро
вание данной детали (элемента). Значения параметров Qэ и RK для кон
кретной детали являются случайными величинами, а большое число
разнообразных факторов воздействия позволяет считать обоснованной
гипотезу о нормальном законе распределения этих параметров. Тогда
для конкретного вида отказа в общем случае вероятность безотказной
работы детали (элемента) определяют по формуле

 R −Q
э
Рi (Т ) = 1 − Ф  К
 σRQ


2

t
t

−
≅ 1
е 2 dt ,

2π
−∞


∫

(3.38)

где R и Qэ — средние значения (математические ожидания) обобщенных
К
параметров несущей способности и эксплуатационной нагруженности детали
соответственно;
σRQ — среднеквадратичное отклонение распределения разности случайных

(

)

параметров RК − Qэ .

В свою очередь,
2
2
σRQ = σR
− σQ
,

(3.39)

здесь σR и σQ — соответственно среднеквадратичные отклонения параметров
R K и Qэ ;

1
2π

t

∫е

−∞

−

t2
2 dt

— полный интеграл вероятности для квантили t =

RК − Qэ
σRQ

.

Значения интеграла Ф(t) — функции Лапласа — определяют по спра
вочникам для данного значения квантили.
127

Для частных случаев расчета вероятность безотказной работы дета
ли (элемента) при рассмотрении моделей постепенного отказа усталос
тного характера и ограниченном ресурсе детали определяют по более
упрощенным формулам с использованием гипотезы о снижении вынос
ливости детали изза возникающих перегрузок. Так, для модели посте
пенного отказа усталостного характера, когда суммарное число циклов
за срок службы является большим — Nсумм > 107 – 108 циклов, а лишь
небольшая часть амплитуд динамических напряжений превышает пре
дел выносливости σа > σаN , вероятность безотказной работы опреде
ляется по формуле


1n

Р (Т р ) = 0,5 + Ф 
2 2
 n γ σаN + γ ε2



,




(3.40)

где n
 — относительный коэффициент запаса сопротивления усталости;
γσаN — коэффициент вариации предела выносливости детали;
γε — коэффициент вариации амплитуд динамических эксплуатационных на
пряжений, вычисляется по результатам расчетов или данным экспериментальных
исследований, приближенно принимается равным 0,25.

Значения относительного коэффициента запаса вычисляют из выра
жения
nр
n
 = ,
n

(3.41)

где np и n — предельные коэффициенты нагруженности и нагруженности по
средним соответственно.

Значения np определяют по номограммам (рис. 3.3) в зависимости
от значений показателя m степени кривой усталости, коэффициента
вариации γε динамических напряжений для случая нормального их
распределения (а), (б) и от величины N x =

kN сумм
N0

, или от величины

показателя т и Nx для распределения Рэлея (в). При определении Nx
параметр К для малоуглеродистой, среднеуглеродистой и легирован
ной сталей принимается равным 1,33, 1,65 и 1,8 соответственно; Nсумм
и N0 — суммарное число циклов за срок службы и базовое число циклов
действия переменных напряжений.
128

Рис. 3.3. Номограммы для определения предельного коэффициента нагруженности

Значение коэффициента п определяется из выражения
n=

σа (1 + u p max γ ε )
σаN

,

(3.42)

где σ и σ
— математические ожидания (средние значения) величин амп
аN
а
литуды динамических напряжений и предела выносливости;
up max — максимальная расчетная квантиль, принимаемая равной 5.

129

Вероятность безотказной работы детали (элемента) в течение време
ни Т применительно к модели внезапных прочностных отказов опреде
ляется по формуле


n
1
Р (Т ) = 0,5 + Ф 
2
 n 2 γR
+ γ ε2



,




(3.43)

где n
 — среднее расчетное значение коэффициента запаса сопротивления ус
талости;
γR — коэффициент вариации предела несущей способности;
γε — коэффициент вариации показателей прочности.

3.6.2. Определение параметров потока отказов вагонов
Чтобы проанализировать надежность вагона, его отдельных узлов и
деталей (элементов) по фактическим эксплуатационным данным, в об
щем случае, согласно «Нормам» используют параметр потока отказов ω,
определяемый по формуле
ω=

Ω(t p )
tp

,

(3.44)

где Ω(tp) — среднее удельное число отказов вагонов данного типа, его узлов и
деталей за расчетный период эксплуатации;

tр — средняя наработка вагона за расчетный период эксплуатации до пер
вого деповского ремонта.

Так как вагон подразделяется на отдельные расчетные системы
(узлы), которые в свою очередь делят на отдельные детали (элементы),
параметр потока отказов вагона рассчитывают по формуле
n

n m

1

1

ωв = ∑ ωi = ∑∑ ω ji ,
1

где ω — параметр потока отказов iго расчетного узла (детали) вагона;
i
ω ji — параметр потока отказов jго элемента iго узла.

130

(3.45)

Параметр потока отказов для вновь проектируемых конструкций ва
гонов устанавливают с учетом отказов такой же детали (элемента) ваго
нааналога.
В табл. 3.13 представлены вычисленные на основании эксплуатаци
онных обследований и установленные «Нормами» параметры потока от
казов основных типов грузовых вагонов.
Таблица 3.13
Параметры потока отказов основных типов грузовых вагонов
Тип и модель вагона

Параметр потока
отказов вагона ω

в

1/год

1/105 км

Полувагон четырехосный с люками и торцовыми дверями,
модель 12-753, 12-757

0,51

0,56

Полувагон четырехосный с люками и торцовыми стенами,
модель 12-119

0,44

0,52

Полувагон четырехосный с глухим кузовом, модель 12-1592

0,40

0,47

Крытый четырехосный вагон, модель 11-270

0,51

0,68

Платформа четырехосная универсальная, модель 13-4012

0,24

0,31

Платформа четырехосная для контейнеров и колесной техники, модель 13-9004

0,32

0,40

Цистерна четырехосная нефтебензиновая, модель 15-1443

0,39

0,40

Цистерна четырехосная для серной кислоты, модель 15-1548

0,32

0,46

Вагон-хоппер для цемента, модель 19-758

0,40

0,55

Вагон-хоппер для зерна, модель 19-756

0,27

0,34

Примечание. Данные относятся к новым вагонам в период их эксплуатации до
первого планового ремонта в депо (усредненные значения).

3.6.3. Показатели долговечности и ремонтопригодности вагонов
Долговечность конструкции вагона, его узла или детали (элемента) ха
рактеризуется сроком службы или техническим ресурсом. Показатели дол
говечности устанавливают в нормативнотехнических документах и срав
нивают их с фактическими значениями, полученными в эксплуатации.
Проектный срок службы детали (элемента) оценивают в соответствии
с критериями усталостной долговечности при многоцикловом динами
ческом нагружении. Вероятностное значение технического ресурса оп
ределяется при использовании расчетных значений предела выносли
вости детали (элемента) и допускаемых значений коэффициента запаса
сопротивления усталости [n].
131

Средний срок службы детали (элемента), которая в процессе эксплу
атации подвергается механическому износу с изменением геометричес
ких размеров контактирующих поверхностей, оценивают по формуле

Тк =

∆ hнач –hпред
=
,
j
j

(3.46)

где ∆ — расчетная допускаемая величина износа;
hнач, hпред — начальный и предельно допустимый в эксплуатации размер
детали (элемента);

j — средняя интенсивность (скорость) изнашивания детали (средняя ве
личина износа за единицу времени эксплуатации).

При наличии статистически достоверных данных о сроке службы кон
струкции вагонааналога для определения среднего срока службы новой
конструкции вагона Т «Нормы» рекомендуют использовать формулу
н

Тн =

Та

N
1–∑ ∆i 1 − ia
 N
1
iH

n






,

(3.47)

где Т — средний срок службы конструкции вагонааналога до предельного
а
состояния;
∆i — доля отказов конструкции вагонааналога по iй детали (элементу);
п — число деталей (элементов) новой проектируемой конструкции, подверг
шихся изменениям;
Nia и NiH — долговечность iй детали (элемента) конструкции вагонаана
лога и новой конструкции соответственно (определяют экспериментальным,
расчетным или экспертным путем).

Обычно проектные сроки службы нового вагона и его основных уз
лов указывают в техническом задании на проектирование.
Показатели ремонтопригодности рассчитывают в зависимости от
ожидаемых величин параметров потока отказов и соответствующих рег
ламентных работ при техническом обслуживании и плановых ремонтах
вагонов за период до первого планового капитального ремонта. На по
казатели ремонтопригодности вагона существенно влияют нормативы
трудозатрат при обслуживании и ремонте вагонов. В зависимости от
132

значимости показателей ремонтопригодности обычно определяют
суммарные оперативные трудозатраты на все виды обслуживания и ре
монта вагона за период до капитального ремонта, их среднегодовые зна
чения или удельную оперативную трудоемкость технического осмотра
и ремонта в депо.
Важнейшими становятся вопросы оптимизации конструкции ваго
нов на стадиях проектирования и ремонта с позиций экономической
целесообразности использования их в рыночных условиях эксплуата
ции железных дорог [60].

133

Глава 4. АНАЛИЗ КОНСТРУКЦИЙ,
ПРОЧНОСТИ И НАДЕЖНОСТИ КОЛЕСНЫХ ПАР
Колесная пара относится к ходовым частям и является одним из от
ветственнейших элементов вагона. Она направляет движение вагона по
рельсовому пути и воспринимает все нагрузки, передающиеся от ваго
на на рельсы и обратно. Безопасность движения поездов во многом за
висит от конструкции, материала, технологии изготовления и ремонта,
а также качества обслуживания колесных пар в эксплуатации. Конст
рукция и содержание колесных пар оказывает влияние на плавность
хода, величину сил, возникающих при взаимодействии вагона и пути, и
сопротивление движению [11, 13, 17, 20].

4.1. Классификация и устройство колесных пар
Колесная пара (рис. 4.1) состоит из оси 1 и двух укрепленных на ней
колес 2. Тип, основные размеры и технические условия на изготовление
колесных пар определяются Государственными стандартами, а содер
жание и ремонт — «Правилами технической эксплуатации железных
дорог РФ» и «Инструкцией по осмотру, освидетельствованию, ремонту
и формированию вагонных колесных пар».

Рис. 4.1. Колесная пара и форма шейки оси

134

Тип колесной пары определяется типом оси, диаметром колес, а также
способом крепления роликового подшипника на оси (табл. 4.1).
Таблица 4.1
Типы колесных пар вагонов
Диаметр Тип подшипТип колесТип оси колеса, ника на колесной пары
мм
ной паре
РУ1-950

950

Качения

На всех грузовых и пассажирских
вагонах постройки после 1963 г.

РУ1Ш-950 РУ1Ш

950

Качения

На всех грузовых и пассажирских
вагонах постройки с 1979 г.

РУ-950

РУ

950

Качения

На всех грузовых и пассажирских
вагонах постройки до 1964 г.

РУ-1050

РУ

1050

Качения

На пассажирских вагонах постройки до 1959 г.

957

Кассетный

На грузовых вагонах нового поколения

Нового Х
поколения

РУ1

Применение

Примечание: Х — для осевой нагрузки 245 кН.

Вагонные оси различают по размерам, которые устанавливаются в
зависимости от величины расчетной нагрузки, воспринимаемой при
эксплуатации вагона.
Колесные пары с роликовыми подшипниками имеют условные обо
значения РУ1950, РУ1Ш950, РУ950 и РУ1050 (РУ — роликовая уни
фицированная, Ш — крепление подшипников приставной шайбой).
Последний тип в настоящее время не формируется. Исходя из расчет
ной нагрузки определяются диаметры шеек 3, 4 (рис. 4.1), подступич
ной 5 и средней 6 частей оси. Предподступичная часть 7 является сту
пенью перехода от шейки к подступичной части оси и служит для уста
новки уплотняющих устройств буксы. На подступичных частях 5 прочно
закрепляются колеса 2.
Колесные пары с осями, предназначенными для эксплуатации с ро
ликовыми подшипниками, различают между собой по конструкции тор
цового крепления внутренних колец роликовых подшипников на шей
ке: с нарезной частью для навинчивания корончатой гайки; с помощью
приставной шайбы, для чего на торцах делаются отверстия с нарезкой
для болтов крепления. Такое крепление выполнено в двух вариантах:
тремя или четырьмя болтами. Колесные пары с формой шейки 3 обо
значаются РУ1, а с формой 4 — РУ1Ш. В эксплуатации находится еще
небольшое количество колесных пар с осями типа РУ с диаметром шеек
135

135 мм, которые в настоящее время снимаются с эксплуатации. Основ
ным типом колесных пар являются конструкции с цельнокатаными
стальными колесами с диаметром по кругу катания 950 мм. Для вагонов
нового поколения диаметр колес равен 957 мм. В пассажирских вагонах
старых типов осталось в эксплуатации еще небольшое количество ко
лесных пар с диаметром колес 1050 мм у пассажирских вагонов, с те
лежками ЦМВ (цельнометаллический вагон).
Для безопасного движения вагона по рельсовому пути на оси 1 проч
но закрепляются колеса 2 (рис. 4.2) с соблюдением строго определен
ных размеров (табл. 4.2). Во избежание неравномерной передачи нагруз
ки на колеса и рельсы разность размеров от торца оси до внутренней гра
ни обода колес допускается не более 3 мм. Колеса колесной пары не
должны иметь разность диаметров более 20 мм для продотвращения од
ностороннего износа гребней колес и недопущения повышенного сопро
тивления движению вагона.
Таблица 4.2
Основные размеры колесной пары (рис. 4.2)
Наименование размера
Расстояние между внутренними гранями ободов колес:
скорость до 120 км/ч
скорость свыше 120 км/ч
Отклонения расстояний L,
измеренных в четырех точках, расположенных в двух
взаимно перпендикулярных
плоскостях
Отклонения размеров l с
одной и другой стороны
Диаметр по кругу катания
колес
Отклонения диаметров по
кругу катания у одной колесной пары:
без обточки
с обточкой
Овальность по кругу катания
Ширина обода

136

НаиНомиНаиОбоТип колесменьший, нальный, больший,
значеной пары
мм
мм
мм
ние
L
L

Все колесные
пары

1438
1439

1440
1440

1441
1442

∆L

—//—

0

0

1,5

∆l

—//—

0

0

3

D

Все, кроме
РУ-1050
РУ-1050

950
1050

950
1050

964
1064

∆D

—//—

0
0

0
0

1,0
1,5

—//—

0

0

0,5

—//—

130

130

133

В

Рис. 4.2. Основные размеры колесной пары

С целью снижения инерционных усилий колесные пары скоростных
вагонов подвергаются динамической балансировке: для скоростей
140...160 км/ч допускается дисбаланс не более 6 Н⋅м; для скоростей
160...200 км/ч — не более 3 Н⋅м.
В вагонах, оснащенных дисковыми тормозами, на оси 1 (рис. 4.3),
кроме двух колес 2, прочно укреплены диски 3.
Колесные пары с раздвижными колесами на оси имеют более слож
ную и тяжелую конструкцию. На Брянском машиностроительном заво
де в 1957 г. была создана колесная пара с раздвижными на оси колесами
типа ТГ14 весом 1860 кг. В Германии (в бывшей ГДР) были созданы
колесные пары с раздвижными колесами типа ДРШ весом 2200 кг и
типа ДР1У весом 1700 кг. Передвижение колес из одного положения в
другое предусмотрено осуществлять автоматически при движении ва
гона по специальному переводному стенду на железнодорожном пути,
соединенному одним концом с колеей 1520 мм, а вторым — с колеей
1435 мм. Один из вариантов конструкции колесной пары с раздвижны
ми колесами был разработан специалистами ОАО «НПК Уралвагонза
вод» и ОАО «НИИ железнодорожного транспорта» (ОАО ВНИИЖТ).
На железных дорогах Польши в грузовых тележках типа 4РС/Н с осе

Рис. 4.3. Колесная пара с дисковым тормозом

137

выми нагрузками от 20 до 25,5 т и максимальными скоростями движе
ния 120 и 100 км/ч соответственно применяются колесные пары с раз
движными колесами типа СУВ 2000 при движении по железным доро
гам с шириной колеи 1435 и 1520 мм.
Конструкции с раздвижными колесами отличаются от обычных колес
ных пар более сложным устройством, увеличенной массой и стоимостью
изготовления. Однако техникоэкономические расчеты показывают, что при
перевозке некоторых грузов раздвижные колесные пары, несмотря на пере
численные выше недостатки, включая дополнительные затраты на ремонт
и содержание, позволяют сократить капитальные вложения и эксплуата
ционные расходы по сравнению с затратами, необходимыми для органи
зации и производства перегрузочных работ на пограничных станциях.
Бесперегрузочное сообщение обеспечивает также сокращение потерь
грузов и ускорение их доставки потребителю, что имеет важное значе
ние особенно для скоропортящихся грузов.
На Великолужском локомотивовагоноремонтном заводе спроекти
рована и построена опытная колесная пара, у которой колесо вращает
ся вокруг невращающейся оси. Испытания такой колесной пары пока
зали, что она обеспечивает лушие динамические качества вагона в кри
вых участках пути.

4.2. Вагонные оси
Вагонная ось (рис. 4.4) является составной частью колесной пары и пред
ставляет собой стальной брус круглого, переменного по длине поперечно
го сечения. На подступичных частях 3 оси располагаются колеса, укреп
ленные жестко или подвижно, а на шейках 1 размещаются подшипники.

Рис. 4.4. Типы вагонных осей

138

Вагонные оси различаются между собой: размерами, определяемыми
в зависимости от заданной нагрузки; формой поперечного сечения —
сплошные или полые; способом торцового крепления подшипников
качения на шейке оси — корончатой гайкой или шайбой. Кроме того,
оси классифицируются по материалу и технологии изготовления. Меж
ду шейками 1 и подступичными частями 3 находятся предподступич
ные части 2, служащие для размещения деталей задних уплотняющих
устройств букс, а также для снижения концентрации напряжений в пе
реходных сечениях от подступичных частей к шейкам оси.
В местах изменения диаметров для снижения концентрации напря
жений имеются плавные сопряжения — галтели, выполненные опре
деленными радиусами: от шейки 1 к предподступичной части 2, от
предподступичной к подступичной части 3 и от средней 4 к подсту
пичным частям.
Снижение концентрации напряжений, вызванных посадкой внутрен
него кольца роликового подшипника, обеспечивается разгружающей ка
навкой, расположенной у начала задней галтели шейки оси (рис. 4.4, в).
Оси для подшипников качения на концах шеек имеют нарезную часть К
(рис. 4.4, а) для навинчивания корончатой гайки, а на торце имеется
паз с двумя нарезными отверстиями для постановки и крепления двумя
болтами стопорной планки.
В вагонных осях с креплением подшипников качения с помощью
приставной шайбы в торцах шеек делаются нарезные отверстия для трех
или четырех болтов (рис. 4.4, б).
На торцах оси предусмотрены центровые отверстия (рис. 4.4, г),
служащие для установки и закрепления оси или колесной пары в цент
рах при обработке на токарном станке. Форма и размеры центровых
отверстий стандартизированы. Оси колесных пар, оборудуемых диско
вым тормозом, а также оси, на которых предусмотрена установка при
вода подвагонного генератора, имеют посадочные поверхности для ус
тановки тормозных дисков или деталей редуктора. Основные размеры
и допускаемые нагрузки для стандартных типов осей вагонов широкой
колеи, кроме вагонов электро и дизельпоездов, приведены в табл. 4.3.
Ось колесной пары для вагонов нового поколения представляет со
бой сплошной (или полый) вал переменного по длине сечения, состоя
щий из двух шеек оси, на которые устанавливаются на прессовой по
садке двухрядные конические роликовые подшипники кассетного типа и
полубуксы. На предподступичных частях располагаются с использовани
ем прессовой посадки задние крышки с уплотнениями букс. На подсту
пичных частях с помощью прессовой посадки устанавливаются колеса. Все
139

Таблица 4.3
Стандартные типы осей вагонов широкой колеи
Диаметр, мм

Расстояние
между
пред- подв Длина Общая центрами
под- стуТип оси шей- стусере- шей- длина приложепичдине ки, мм оси, мм ния наки пичной
грузки на
ной части
шейки,
мм
части

Наибольшая статическая нагрузка от
колесной пары на
рельсы, кН (тс), для
вагонов

РУ1

130

165

194

185

176

2294

2036

228 (23,5)

177 (18)

РУ1Ш

130

165

194

185

190

2216

2036

228 (23,5)

177 (18)

грузовых

пассажирских

РУ

135

165

194

185

248

2390

2036

228 (23,5)

177 (18)

РУ1Ш

140

175

205

170

190

2216

2036

245 (25)

—

Нового 150
Х поколения

185

210

180

190

2216

2036

245 (25)

—

Примечание: Х — для осевой нагрузки 245 кН.

части оси механически обрабатываются и упрочняются накатыванием ро
ликами. Торцевые части оси имеют три резьбовых отверстия М24, рас
положенные равномерно (120°) на окружности диаметром 100 мм.
На шейки осей РУ1 и РУ1Ш устанавливаются роликовые подшип
ники с наружным диаметром 250 мм, а на оси РУ — 280 мм, поэтому
посадочные диаметры у них разные. Для грузовых вагонов с нагрузками
от колесной пары на рельсы до 245 кН предусмотрена усиленная ось,
имеющая увеличенные диаметры шейки, предподступичной, ступичной
и средней частей (140, 175, 204 и 172 мм соответственно).
Оси проектируют в исполнении УХЛ по ГОСТ 15150—77. Для ваго
нов магистральных железных дорог колеи 1520 мм оси изготовляются
из осевой заготовки по ГОСТ 4728—79: для вагонов основных типов
применяется сталь марки ОсВ, для вагонов электропоездов — сталь мар
ки ОсЛ. Химический состав осевой стали в %: углерода 0,40...0,48; мар
ганца 0,55…0,85; кремния 0,15...0,35; фосфора не более 0,04; серы не
более 0,45; хрома и никеля не более каждого по 0,30; меди не более 0,25.
Параметры шероховатости чистовой оси установлены ГОСТ 2789—79.
В соответствие с ГОСТ 4008—79 гарантийный срок эксплуатации чис
товых осей установлен 8,5 лет, а срок службы — 15 лет. На торце чисто
вой оси предусмотрена маркировка с соответствующим расположени
ем знаков и клейм (рис. 4.5).
140

Рис. 4.5. Расположение знаков и клейм на торце шейки новой роликовой оси:
а — с креплением подшипника гайкой; б — шайбой; 1 — клеймо Госприемки;
2 — условный номер предприятия, производившего обработку и перенесшего
знаки маркировки; 3 — номер оси; 4 — две последние цифры года изготовления
черновой оси; 5 — клеймо технического контроля

Технологический процесс изготовления вагонной оси имеет большое
значение в обеспечении надежной работы ее в эксплуатации. Черновые
оси изготавливают из осевой заготовки методами ковки, штамповки,
винтовой прокатки или радиальноротационного горячего деформиро
вания. Изготовление двумя последними из приведенных методов обес
печивает наиболее высокую производительность и улучшение качества
металла оси. После формообразования профильные заготовки подвер
гаются нормализации или нормализации с дополнительным отпуском.
Все термические операции осуществляются при автоматической регис
трации заданных режимов. При этом механические свойства материала
оси должны соответствовать указанным в табл. 4.4.
Таблица 4.4
Механические свойства материала вагонной оси
Временное сопротивление
при растяжении, МПа

Ударная вязкость, МДж/м
Относительное
удлинение, % не Среднее значе- Минимальное
менее
ние, не менее
значение

580,0—615,0

20,0

0,5

0,35

620,0—645,5

19,0

0,4

0,3

650,0 и более

18,0

0,35

0,3

141

4.3. Колеса
По конструкции вагонные колеса можно разделить на безбандаж
ные (цельные); бандажные (составные, состоящие из колесного цент
ра, бандажа и предохранительного кольца); упругие, имеющие между
бандажом и колесным центром упругий элемент; раздвижные на оси и
вращающиеся на оси колеса. По способу изготовления колеса делятся
на цельнокатаные и литые; в зависимости от размеров по диаметру, из
меренному в плоскости круга катания, — 950, 957 и 1050 мм.
В эксплуатации колеса, перекатываясь по рельсовому пути, переда
ют ему значительные статические и динамические нагрузки через не
большую площадь, работая в сложных условиях окружающей среды.
Одновременно с этим в процессе торможения между колесами и колод
ками, а также в контакте с рельсами возникают силы трения, вызываю
щие нагрев и износ обода, что способствует образованию в нем ряда
дефектов. Удары на стыках могут вызывать появление трещин и отко
лов в ободьях колес. В этой связи от их исправного состояния во мно
гом зависит безопасность движения поездов.
Учитывая сложные условия работы и повышение надежности в эксп
луатации, поверхность катания колеса должна обладать высокой проч
ностью, ударной вязкостью и износостойкостью, а металл диска и ступи
цы, удерживающейся на оси силами упругости, необходимой вязкостью.
Этим требованиям удовлетворяют составные колеса, в которых бан
даж можно изготавливать из стали повышенной прочности и твердости,
а колесный центр — из более вязкой и дешевой стали. Кроме того, при
достижении предельного износа или появления другого повреждения в
эксплуатации бандаж можно заменить без смены колесного центра.
Однако в современных условиях эксплуатации железных дорог изза
существенных недостатков по прочности и надежности, значительной
трудоемкости формирования колесной пары и повышенной массы бан
дажные колеса в нашей стране были заменены на безбандажные. При
чем наиболее совершенными и надежными в эксплуатации признаны
стальные цельнокатаные. Конструкция, размеры и технология изготов
ления колес определены государственными стандартами.
Колеса нового поколения имеют наружный номинальный диаметр
по кругу катания 957 мм, устанавливаются на подступичные части оси
методом прессовой посадки. Колесо состоит из ступицы, диска и обода;
зоны переходов от ступицы к диску и от диска к ободу выполняются без
«перегибов» таким образом, что максимально снижается влияние кон
центраторов напряжений; диск упрочняется наклепом дробью или дру
142

гим методом; толщина обода обеспе
чивает возможность многократного
восстановления профиля поверхности
катания. Материал колес имеет повы
шенную твердость до 350—380 НВ пос
ле термообработки, позволяющую
поднять в 1,5—2 раза износостойкость
гребня колеса и в 1,5—2 раза снизить
образование выщербин.
Стальное цельнокатаное колесо (рис.
4.6) состоит из обода 1, диска 2 и сту
пицы 3. Рабочая часть колеса представ
ляет собой поверхность катания 4. Но
минальный размер ширины обода со
ставляет 130 мм. На расстоянии 70 мм
от внутренней грани а обода, являю
щейся базовой, расположен вообража
емый круг катания, используемый для
измерения специальными инструмен
тами диаметра колеса, толщины обода
и проката.
Противоположная грань б называет
ся наружной. Ступица 3 с ободом 1 объе
динены диском 2, расположенным под Рис. 4.6. Стальное цельнокатаное
вагонное колесо
некоторым углом к плоскости круга ка
тания, что придает колесу упругость и
способствует снижению уровня динамических сил во время движения ва
гона. Ступица служит для посадки колеса на подступичной части оси. По
верхность катания 4 обрабатывается по стандартному профилю. В соответ
ствии с ГОСТ 10791—64 цельнокатаные колеса изготавливают из сталей
двух марок: 1 — для пассажирских вагонов локомотивной тяги, немотор
ных вагонов электро и дизельпоездов; 2 — для грузовых вагонов желез
ных дорог колеи 1520 мм с нагрузкой от оси на рельсы до 228 кН.
Химический состав сталей колес в %: марки 1 — углерода 0,44—0,52, мар
ганца 0,80—1,20, кремния 0,40—0,60, ванадия 0,08—0,15; марки 2 — углеро
да 0,55—0,65, марганца 0,50—0,90, кремния 0,20—0,42; для обеих марок ста
лей допускается не более: фосфора 0,035 и серы 0,040. Ободья колес под
вергаются упрочняющей термической обработке путем прерывистой
закалки и отпуска. Механические свойства стали ободьев после упрочня
ющей термической обработки должны соответствовать нормам (табл. 4.5).
143

Таблица 4.5
Механические свойства стали ободьев вагонных колес
Марка
стали колеса

Временное со- Относительное
противление, удлинение, %
МПа

Относительное
сужение, %

Твердость на глубине 30 мм, НВ

не менее

1

882— 1078

12

21

248

2

911—1107

8

14

255

Ударная вязкость стали дисков колес при температуре 20 °С должна
быть не менее: для стали марки 1 — 0,3 МДж/м2; для стали марки 2 —
0,2 МДж/м2.
На процессы взаимодействия колес с рельсами и безопасность дви
жения поездов существенное влияние оказывает профиль поверхности
катания (рис. 4.7).

Рис. 4.7. Профили поверхности катания колес:
а — для грузовых и пассажирских вагонов локомотивной тяги, немоторных ва
гонов электро и дизельпоездов, а также путевых машин; б — для пассажирских
вагонов, эксплуатируемых со скоростями движения свыше 160 км/ч; в — вагонов
промышленного транспорта

144

Каждый из приведенных профилей поверхности катания колеса име
ет гребень, служащий для направления движения и предохранения от
схода колесной пары. Гребень имеет высоту 28 мм, измеряемую от его
вершины до горизонтальной линии, проходящей через точку пересече
ния круга катания с профилем. Угол наклона наружной грани гребня
оказывает влияние на безопасность движения: его увеличение повыша
ет устойчивость колесной пары на рельсах и уменьшает износ.
Стандартный профиль (рис. 4.7, а) имеет конусность рабочей части
1:10, которая обеспечивает центрирование колесной пары при ее дви
жении на прямом участке пути и предотвращает образование неравно
мерного износа по ширине обода колеса, а также улучшает прохожде
ние кривых участков пути. Вместе с тем, конусность 1:10 создает усло
вия для появления извилистого движения, что неблагоприятно влияет
на плавность хода вагона. Поверхность профиля катания колеса с ко
нусностью 1:3,5 гораздо реже катится по рельсу, поэтому она меньше
изнашивается. Благодаря наличию этой конусности и фаски 6 мм×45°
наружная грань (рис. 4.7) приподнимается над головкой рельса даже при
наличии допустимого проката, наплыва металла и других дефектов по
верхности катания колес, обеспечивая безопасный проход стрелочных
переводов.
Профиль поверхности катания обода для колесных пар пассажирс
ких вагонов, эксплуатируемых со скоростью движения свыше 160 км/ч
(рис. 4.7, б), имеет горизонтальную площадку между размерами 60,7 и
70 мм, конусности 1:50; 1:10; 1:3,5 и фаску 6 мм×45°. Наружная грань
гребня составляет 65° к горизонтали вместо 60, как это предусмотрено в
стандартном профиле (рис. 4.7, а), переходные радиусы закруглений
также изменены. Цилиндрическая часть катания, обработанная в соот
ветствие с горизонтальной частью профиля, исключает извилистое дви
жение колесной пары, а вместе с уменьшенной конусностью до 1:50 ра
бочей части колеса не допускает ухудшения плавности хода вагона. Уве
личение угла наклона наружной грани гребня совместно с изменением
профиля рабочей части поверхности катания колеса улучшает устойчи
вость движения колесной пары, способствует уменьшению износа греб
ня, повышает безопасность движения вагонов скоростных поездов.
Технология изготовления стальных колес основана на штамповано
катаном способе, включающем в себя процессы подготовки заготовок,
их нагрева, горячей деформации, противофлоксной, термической и ме
ханической обработки, контроля и испытания.
В процессе изготовления колес на наружной грани обода в горячем
состоянии наносят знаки и клейма (рис. 4.8).
145

Упругие колеса более сложной
конструкции, имея упругие элемен
ты между ободом и колесным цент
ром, обладают целым рядом пре
имуществ, особенно важных для ва
гона скоростных пассажирских
поездов, трамвая и метрополитена.
При конструировании учитывается,
чтобы в эксплуатации такое колесо
Рис. 4.8. Знаки и клейма на наружной
обладало следующими качествами:
грани обода стального цельнокатаного
смягчало вертикальные и боковые
колеса:
1 — месяц и год изготовления; 2 — но толчки; имело минимальную вели
мер плавки; 3 — приемочное клеймо; чину необрессоренной массы;
4 — номер заводаизготовителя; 5 — уменьшало шум при движении ва
номер колеса
гона; обеспечивало упругость пере
дачи крутящего момента в мотор
ных вагонах при движении и торможении; снижало напряжения в эле
ментах колесной пары и сопряженных с ней деталей.

4.4. Соединение колеса с осью
Безопасность движения поездов во многом зависит от надежного
соединения колеса с осью. Это соединение осуществляется главным
образом посредством прессовой посадки. При этом способе колеса, по
саженные на ось, удерживаются на ней благодаря наличию натяга, об
разующегося за счет несколько большего диаметра подступичной части
оси по сравнению с диаметром ступицы колеса. При этом от величины
натяга существенно зависит прочность соединения: недопустимы как
завышенные, так и заниженные натяги. Кроме того, на надежность со
единения колеса с осью влияет точность обработки посадочных повер
хностей и процесс запрессовки. Поэтому размеры прессового соедине
ния колеса с осью и технология запрессовки должны строго соответ
ствовать ГОСТ 4835—79 и другим указанным в нем стандартам, а также
требованиям нормативнотехнической документации, в которых уста
новлены также нормы контроля прочности посадки и способы устране
ния неисправностей, возникающих в процессе запрессовки.
Формирование вагонных колесных пар и процесс запрессовки колес
на ось осуществляют в колесных цехах вагоностроительного завода
(ВСЗ), вагоноремонтного завода (ВРЗ) и в вагонных колесных мастерских
(ВКМ). Перед запрессовкой производят обработку сопрягаемых повер
146

хностей ступицы колеса и подступичной части оси с соблюдением норм
натяга, допусков круглости (овальности), профиля продольного сече
ния (конусообразности), волнистости, шероховатости. Для обеспече
ния плавного захода оси в ступицу колеса при запрессовке наружный
конец подступичной части оси обтачивается на конус с разностью ди
аметров не более 1 мм и длиной 7—15 мм (запрессовочный конус). Для
соблюдения установленной шероховатости подступичные и средняя
части оси после механической обработки упрочняют накатыванием
специальными роликами и затем контролируют дефектоскопом. По
садочная поверхность ступицы колеса растачивается на карусельном
станке с обеспечением натяга в пределах 0,1—0,25 мм. Во избежание
задиров в процессе запрессовки и снижения концентрации напряже
ний в оси внутренние кромки отверстия ступицы выполняют с закруг
лением радиусом 4—5 мм.
Процесс запрессовки колес на ось выполняется следующим обра
зом. Подготовленное колесо и ось подвешивают на балке пресса так,
чтобы геометрические оси отверстия ступицы, плунжера пресса и ва
гонной оси совпадали. Сопрягаемые поверхности оси и колеса покры
вают ровным слоем натуральной олифы или льняного, конопляного,
подсолнечного масел. Конец оси вставляют в отверстие ступицы, а то
рец другого конца оси упирают в торец плунжера, для защиты от по
вреждения резьбовой части на шейку оси надевают предохранительный
стакан, включают электродвигатель пресса, что обеспечивает продви
жение плунжера со скоростью до 2 мм/с, необходимой для качествен
ной запрессовки. После посадки одного колеса, ось поворачивается и
процесс повторяется.
На каждую формируемую колесную пару индикатор вычерчивает две
диаграммы — для левого и правого колес.
Качество запрессовки устанавливается анализом диаграммы. При этом
контролируемыми параметрами диаграммы являются конечное усилие,
длина сопряжения и форма кривой. Конечное усилие РІзк запрессовки
колеса на ось (рис. 4.9, а) определяют положением верхней точки кри
вой 3 от нулевой линии. В случае расположения начала и конца кри
вой выше или ниже нулевой линии (например, кривые 1 и 2) конеч
ное усилие определяется с учетом величины этого смещения, т.е. так,
как показано на рис. 4.9, а величинами Р′зк и Р″зк, а также при пере
косе диаграммы учитывается конечное отклонение от нулевой линии.
В этих случаях при соответствии нормам конечного усилия запрессов
ка не бракуется.

147

Рис. 4.9. Примеры записей диаграмм запрессовки индикатором пресса:
а — годные; б — непригодные

Минимально допустимая длина сопряжения L, определяемая по ди
аграмме (рис. 4.9, а), должна быть не менее: для колес номинального
диаметра 950 мм — 145⋅i мм; для колес диаметра 1050 мм — 155⋅i мм (i —
передаточное число индикатора, т.е. масштаб диаграммы по длине).
Вследствие некачественной обработки сопрягаемых поверхностей сту
пицы колеса и подступичной части оси, а также наличия других откло
нений диаграммы будут иметь следующие особенности по сравнению с
нормальными (рис. 4.9, б): 4 — вогнутая кривая, получаемая при нали
чии конусов или впадин на посадочных поверхностях; 5 — кривая с рез
кими колебаниями давления в средней части, получаемая при наличии
на посадочных поверхностях резко выраженных неровностей; 6 — кри
вая со скачком давления в конце запрессовки, получаемая в результате
замедленного прекращения поступления масла в цилиндр пресса при
окончании запрессовки; 7 — кривая с резкими колебаниями давления
на большой длине, получаемая при наличии неровностей, расположен
ных на большой длине посадочных поверхностей; 8 — кривая с плав
ным колебанием давления, получаемая при наличии на посадочных
поверхностях более длинных неровностей; 9 — нормальный вид диаг
раммы запрессовки.
В случае получения неудовлетворительной диаграммы по форме, длине
сопряжения или несоответствия нормам конечного усилия запрессовки
соединение бракуется и колесная пара подлежит расформированию. При
отсутствии после распрессовки задиров на посадочных поверхностях
разрешается повторно насадить колесо на ту же ось без дополнитель
ной механической обработки. Более двух раз перепрессовывать колесо
на один и тот же конец оси не разрешается без дополнительной механи
ческой обработки.
На типовом бланке диаграммы записывают следующие данные: дату
запрессовки, тип колесной пары, диаметры подступичной части оси и
148

отверстия ступицы с точностью до 0,01 мм, номер оси, натяг, длину сту
пицы, конечное усилие запрессовки, маркировку цельнокатаного ко
леса правого (со стороны маркировки на торце оси) и левого. Диаграм
ма запрессовки подписывается: в линейных предприятиях — мастером
или начальником вагонных колесных мастерских (ВКМ), а при отсут
ствии начальника — старшим мастером или заместителем начальника
вагонного депо (ВЧД); на вагоноремонтных заводах — мастером или
инспектором ОТК, а на предприятиях промышленного транспорта, кро
ме того, заводским инспекторомприемщиком. На каждой забракован
ной диаграмме делается отметка «Брак» с указанием причины браков
ки. Годные и забракованные диаграммы запрессовки после оформле
ния и приемки колесных пар хранятся 20 лет.
У сформированных колесных пар подлежат проверке: расстояние
между внутренними боковыми поверхностями ободьев колес, разницу
расстояний между внутренними боковыми поверхностями ободьев ко
лес до ближних к ним торцов оси, разность диаметров колес по кругу
катания, отклонение от соосности кругов катания колес относительно
оси базовой поверхности.
После осмотра, обмера и проверки колесные пары передают на учас
ток механической обработки, где производится обработка поверхности
катания, обточка и накатка шеек, а затем проверяют основные размеры
колесной пары. Обработанные колесные пары передаются на участок
окраски, где они покрываются краской черного цвета на олифе, лаком
или эмалью. Окраске подлежат: колеса по всей поверхности, кроме по
верхности катания у пассажирских и ободьев у грузовых вагонов; подсту
пичные и предподступичные части оси между лабиринтными кольцами
и ступицами колес (после монтажа буксовых узлов); средняя часть оси.
На каждой принятой колесной паре в холодном состоянии выбива
ют знаки маркировки и клеймения. На торце шейки правой стороны
колесной пары наносят (рис. 4.10): 1 — знак формирования; 2 — клеймо
ОТК; 3 — условный номер предприятия, сформировавшего колесную
пару; 4 — приемочные клейма; 5 — дата формирования; 6 — клейма,
относящиеся к изготовлению оси.
При монтаже буксовых узлов на предприятиях, которые не произво
дили формирование колесных пар, знаки и клейма о производстве мон
тажа выбиваются на торце левой шейки оси (рис. 4.11): 1 — условный
номер предприятия, производившего монтаж буксовых узлов; 2 — знак
монтажа буксовых узлов; 3 — дата монтажа. При постановке редуктор
нокарданного привода генератора от торца шейки оси колесная пара
подвергается полному освидетельствованию с нанесением клейма —
149

Рис. 4.10. Знаки и клейма, наносимые на торцы шейки правой стороны
колесной пары:
а — с осью типа РУ1; б — с осью типа РУ1Ш

Рис. 4.11. Расположение знаков и клейм на торце левой шейки оси колесных пар:
а — типа РУ950; б — типа РУ1Ш950

букв РК (редукторнокарданный привод) и даты установки (месяц рим
ской цифрой и две последние цифры года). Колесные пары, прошедшие
динамическую балансировку, имеют клеймо «Б», выбитое на ободе каж
дого колеса рядом с маркировкой. После опробования ступиц колес на
сдвиг в сторону распрессовки на торце оси с правой стороны колесной
пары выбивают знаки и клейма: две округленные буквы ФФ, номер заво
да или ВКМ, дату опробования на сдвиг, приемочные клейма ОАО «РЖД».
150

Одним из важнейших преимуществ прессового соединения вагон
ных колес с осью является наличие контроля качества запрессовки пу
тем анализа индикаторной диаграммы, что обеспечивает надежность
работы колесной пары и безопасность движения поездов. Однако при
прессовой посадке колес на оси обычно до 25—30 % напрессовок имеет
несоответствие конечных усилий нормам или отклонение формы ин
дикаторной диаграммы от допустимой. Кроме того, при прессовой по
садке иногда возникают механические повреждения сопрягаемых по
верхностей, снижающие усталостную прочность и надежность колес
ной пары, а также сдвиги колес с оси в процессе эксплуатации вагонов.
С целью устранения перечисленных недостатков проводились иссле
дования по применению тепловой посадки, при которой нагретую сту
пицу колеса, имеющую предварительный натяг, свободно надевают на
ось, а после остывания колесо прочно соединяется с осью. Вследствие
отсутствия надежного контроля качества посадки, усложнения снятия
колес с оси при расформировании колесных пар и значительно боль
ших затрат энергии на нагрев тепловое соединение в настоящее время
на наших железных дорогах не применяется.

4.5. Колесные пары для вагонов нового поколения
Колесные пары для вагонов нового поколения оснащаются буксами
с двухрядными коническими подшипниками кассетного типа TBU
130×250 по ТУ ВНИИПП 0482, которые монтируются в типовые кор
пусы букс грузовых вагонов. В колесной паре применены оси типа
РУ1Ш, изготовленные из осевых заготовок по ГОСТ 4728—79 или из
непрерывно литой вакуумированной стали и колеса повышенного ка
чества и твердости.
Колеса и роликовые подшипники насаживаются на ось посредством
прессовой посадки. Торцовое крепление подшипников на оси осуще
ствляется шайбой с четырьмя болтами М20. Конструкция торцевого
крепления подшипников позволяет производить обточку колес по кру
гу катания без демонтажа крепления.
Колесные пары типа РУ1Ш950, оборудованные подшипниками кас
сетного типа, должны соответствовать требованиям Инструкции ЦВ/3429,
ТУ 24.05.816—82 и чертежам № 578.10.0002 СБ и № 578.10.0000 СБ.
Размеры осей типа РУ1Ш должны соответствовать требованиям Инст
рукции ЦВ/3429 и ТУ 24.05.816—82. Размеры колес и технические тре
бования к ним должны соответствовать требованиям Инструкции ЦВ/
3429 и ТУ 0943157011243282003. Колесные пары изготавливаются из
151

следующих материалов: ось вагонная — из стали марки ОС ГОСТ 4728—
79 по ТУ 310006901124328; колесо цельнокатаное — из стали по ТУ
094315701124328.
Оси колесных пар, предназначенных для вагонов с осевыми нагруз
ками 25 т, имеют диаметр шеек 150 мм, на которые устанавливаются на
прессовой посадке двухрядные конические роликовые подшипники
кассетного типа. Предподступичные части диаметром 185 мм, служат
для установки на прессовой посадке задних крышек букс с уплотнения
ми. На подступичных частях оси диаметром 210 мм методом прессовой
посадки устанавливаются колеса диаметром 957 мм, что обеспечивает
надежную работу колесных пар на весь срок службы. Средняя часть оси
имеет диаметр 180 мм. Переходов от одной части оси к другой выполня
ются в виде галтелей, соответствующих ГОСТ 22780—93. Все части оси
механически обрабатываются и упрочняются накатыванием роликами
в соответствии с «Технологической инструкцией по упрочнению нака
тыванием роликами осей колесных пар вагонов» ТИ32ЦВВНИИЖТ—
86. На торцевых частях оси расположены три резьбовых отверстия М24.
Касаясь внедрения колес нового поколения, можно отметить, что
они отличаются от стандартных повышенными прочностными свой
ствами ободьев в сочетании с достаточной пластичностью и вязкос
тью. Материал колес обеспечивает повышенную твердость после тер
мообработки (ступенчатая закалка и низкий отпуск при температуре
450—500 °С с двухчасовой выдержкой) обода до 350—380 НВ, позво
ляющую увеличить в 1,5—2 раза износостойкость гребня колеса и в
1,5—2 раза снизить образование выщербин в стандартных колесах.
Такой эффект, вопервых, достигается за счет повышения содержания
углерода до 0,63—0,67 %, микролегирования и применения новых ре
жимов термической обработки. Вовторых, эти колеса обладают вы
сокой чистотой стали по газонасыщенности и содержанию неметал
лических включений. Кроме того, они имеют регламентированный
уровень остаточных напряжений и более жесткие требования приемоч
ного контроля. Теоретический анализ напряженного состояния цель
нокатаных колес после закалки и отпуска показал, что при самых же
стких условиях прерывистой закалки обода напряженное состояние в
нем, соответствующее трехосному растяжению с превалированием
окружных растягивающих напряжений, достигает уровня, приближа
ющегося к пределу прочности колесной стали. После отпуска при тем
пературе 500 °С в течение 2 ч оно преобразуется в неопасное, причем
после такого отпуска распределение остаточных напряжений практи
чески не зависит от жесткости закалки.
152

Работы по созданию цельнокатанных колес с повышенной твердо
стью обода были начаты ОАО «ВНИИЖТ» совместно с ОАО «Выксун
ский металлургический завод» (Горьковская обл.) в 1995—1996 гг. Сле
дует отметить, что подобные работы в США начали проводиться в кон
це 30х годов прошлого столетия. Первый стандарт на вагонные колеса
с повышенной твердостью обода был создан в 1942 г., а широкое приме
нение таких колес началось лишь в 1988 г.
Колеса повышенной твердости проходят опытную эксплуатацию на
сети ОАО «РЖД» уже более трех лет. Результаты подтверждают их пре
имущество перед стандартными колесами. Средний пробег за 2007—
2008е годы колесной пары с колесами повышенной твердости до пер
вой обточки составляет 279,7 тыс. км. В общем массиве всех серийных
колес средний пробег — 106,3 тыс. км. Пробег колесных пар с закален
ным ободом на 1 мм его износа при осевой нагрузке 265 кН (экспери
ментальное кольцо ОАО «НИИ железнодорожного транспорта») соста
вил свыше 200 тыс. км, что в 4 раза выше, чем стандартных колесных
пар. Изготовленная в начале 1998 г. опытная установочная партия колес
повышенной твердости (1000 шт.) длительное время успешно эксплуа
тировалась на ВосточноСибирской железной дороге в условиях низ
ких температур и при повышенных динамических нагрузках. Результа
ты опытной эксплуатации свидетельствуют о значительных преимуще
ствах колес с закаленным ободом, износ гребня у них оказался в 2 раза
меньше, чем у стандартных колес.
Хотя стоимость колес повышенной прочности в среднем на 11 %
выше стандартных, за счет надежности и большей продолжительности
жизненного цикла их использование на сети ОАО «РЖД» не только по
высит безопасность движения, но и обеспечит годовой экономический
эффект в размере 3 тыс. 42 руб. на одно колесо. Если в 2005 г. доля колес
ных пар с повышенной твердостью в рабочем парке грузовых вагонов со
ставляла всего 13,4 %, то в 2007 г. этот показатель достиг уровня 41,9 %.
Одновременно с разработкой колес повышенного качества и твер
дости отработана технология изготовления колес новой конструкции —
с криволинейным Sобразным (податливым) диском с целью существен
ного снижения динамических сил в системе «колесо—рельс». Помимо
стойкости к износу они обладают высокой прочностью дисков, что ис
ключает вероятность образования трещин и изломов в течение всего
срока службы. Такие колеса будут использоваться в первую очередь для
грузовых вагонов нового поколения с нагрузкой от колесной пары на
рельсы 245 кН. Кроме того, ведутся исследования по снижению массы
колеса на 15—20 % и по остаточным растягивающим напряжениям в
153

колесе за счет приведения толщины обода колеса в соответствии с со
временными зарубежными аналогами, т.е. за счет уменьшения толщи
ны обода и уменьшения длины ступицы. Например, на железных доро
гах США (см. ААR М107 или М208) колеса имеют толщину обода 38,
51 или 64 мм, а длину ступицы — 177,8 мм; на железных дорогах МСЖД
(см. UIC 8122) — толщину обода 40, 50 или 55 мм, длину ступицы 175 мм.
Следовательно, толщина обода колес зарубежных (дальнее зарубежье)
железных дорог в 1,5—2 раза тоньше, а пробег колес до распрессовки
вдвое выше, чем на отечественных железных дорогах.

4.6. Силы, действующие на колесную пару вагона
На колесные пары при наиболее неблагоприятном сочетании дей
ствует большинство сил, передаваемых при движении вагона [14]. Наи
более нагруженной в этом случае является, как правило, первая по на
правлению движения, так как при вписывании подвижного состава в
кривой участок пути в сочетании с вертикально статической и динами
ческой нагрузками на нее действует направляющая сила рельса. Места
приложения действующих сил — шейки осей, а реакции возникают на
поверхности катания колеса в месте контакта с рельсом. В некоторых
случаях отдельные виды нагрузок прикладываются к средней части оси,
например в местах расположения шкива привода подвагонного генера
тора, диска тормоза и др.
Вертикальная статическая нагрузка груженого вагона, приложенная
к центрам шеек оси (рис. 4.12, а), подсчитывается по формуле

Рст =

Рбр – m 0 Ркп + 2m 0 Рш 1 + λ
⋅
,
2m 0
2

(4.1)

где Рбр, Ркп, Рш — сила тяжести соответственно вагона брутто, колесной пары и
консольной части оси, считая от торца шейки до плоскости круга катания колеса;
m0 — число колесных пар в вагоне;
λ — средняя величина коэффициента использования грузоподъемности ва
гона, для пассажирского вагона λ =1.

Вертикальная динамическая нагрузка, возникающая при колебании
обрессоренных масс, вычисляется по формуле

Р д = Рст k дв ,
где kдв — коэффициент вертикальной динамики колесной пары.

154

(4.2)

Рис. 4.12. Схема загружения колесной пары вагона:
а — вертикальными статической и динамической силами; б — вертикальными
силами от боковых горизонтальных нагрузок; в — горизонтальными нагрузка
ми от центробежной силы и давления ветра; г — вертикальными нагрузками от
сил инерции необрессоренных масс; Не — сила ветра; Нц — центробежная сила;
Н — поперечная горизонтальная сила; Рнс — сила инерции средней части оси;
Рнк — сила инерции колеса; jк — ускорение левого колеса; j1 и j2 — ускорение
буксового узла соответственно левого и правого колеса; jс — ускорение средней
части оси

Коэффициент kдв определяется по эмпирической формуле

Вv 
,
k дв = λ в  А +

f ст 



(4.3)

где λв — величина, зависящая от осности тележки (табл. 4.1);
А, В — величины, зависящие от гибкости рессорного подвешивания и типа
вагона соответственно (табл. 4.1);
v — скорость движения вагона, м/с;
fст — статический прогиб рессорного подвешивания, м.

155

Таблица 4.6
Значения величин, необходимых при расчете коэффициентов динамики
колесных пар
Тип вагона
Грузовой:
четырехосный
шестиосный
восьмиосный
изотермический
Пассажирский
—//—

Диапазон
скоростей, м/с

А

В⋅104

D

λв

λг

δ⋅10–3

15—33
15—33
15—33
33—39
33—39
39—55

0,03
0,03
0,03
0,05
0,06
0,06

6,0
6,0
6,0
5,5
4,5
4,5

130
130
130
130
130
115

1,0
0,9
0,8
1,0
1,0
1,0

1,0
0,9
0,8
1,0
1,0
1,0

1,0
1,0
0,8
0,8
0,8
0,8

В связи с учетом наиболее неблагоприятного сочетания несиммет
ричного вида колебаний вертикальную динамическую нагрузку счита
ют приложенной к центру одной шейки (рис. 4.12, а), а на другой ее
принимают равной нулю.
Вертикальные реакции рельсов от действия статической и динамичес
кой сил (рис. 4.12, а) определяют из условий равновесия колесной пары:

∑ М А = ( Рст + Р д ) (b2 − S ) − Рст (b2 + S ) + N в2 2S = 0,
откуда после преобразования получается:
b −S
N в2 = Рст − Р д 2
;
2S

(4.4)

из соблюдения условия ∑Ру = 0 (где Ру — проекция вертикальных сил
на ось у)

b +S
N в1 = Рст + Р д 2
.
2S

(4.5)

Вертикальная нагрузка от центробежной силы, догружающая одну
шейку и разгружающая другую (рис. 4.12, б), определяется по формуле:

Рц = Н ц′

hц
2b2

,

где Н′ц — центробежная сила вагона, отнесенная к одной колесной паре;

156

(4.6)

hц — высота центра тяжести вагона над уровнем осевых линий колесных пар;
2b2 — расстояние между центрами шеек оси.

Вертикальная нагрузка от давления ветра (рис. 4.12, б), действую
щая аналогично центробежной силе, определяется по формуле
Р в = Н в′

hв
2b2

,

(4.7)

где Н′в — сила ветра на боковую поверхность вагона, отнесенная к одной ко
лесной паре;
hв — расстояние от равнодействующей давления ветра до уровня осевых
линий колесных пар.

Из условия равновесия колесной пары, например суммы моментов, рав
ной нулю относительно точки В, определяют реакции опор от действия
вертикальных сил, вызванных центробежной и ветровой нагрузками:

∑ М в = ( Рц + Рв ) (b2 + S ) − ( Рц + Рв ) (b2 − S ) + N б 2S = 0,
откуда

(

)

2b2
N б = Рц + Рв
.
2s

(4.8)

Горизонтальные нагрузки от центробежной силы и давления ветра
(рис. 4.12, в) определяются следующим образом. Рамная сила Нр рас
считывается по формуле

Нр =

Рбр
m0

⋅ k дг .

(4.9)

Коэффициент горизонтальной динамики kдг определяют по эмпи
рической формуле:
k дг = λ г δ ( 40 + Fv ),

(4.10)

где δ — величины, зависящие от осности тележки и гибкости рессорного под
вешивания соответственно (табл. 4.6);
F — коэффициент, равный для вагонов: грузовых — 4,5; изотермических —
4,0; пассажирских — 3,5.

157

Поперечная составляющая сила трения, возникающая в месте кон
такта колеса с внутренним рельсом кривого участка пути,
Н2 = µNв,

(4.11)

где µ — коэффициент трения при скольжении колеса по рельсу (µ = 0,25);
Nв — вертикальная нагрузка движущегося по внутреннему рельсу колеса.

Боковое давление Н1, приложенное к колесу, движущемуся по наруж
ному рельсу кривого участка пути, определяется из условия равновесия:
∑Рх =Н1 – Н – Н2 = 0,
откуда
Н1 = Н + Н2.

(4.12)

Вертикальные реакции рельсов в этом случае (рис. 4.12, в) определя
ются из условия равновесия, например:
∑МА = Нг — Nг2s = 0,
откуда

Nг = Н

r
.
2S

(4.13)

Вертикальные нагрузки от сил инерции необрессоренных масс оп
ределяются по второму закону Ньютона как произведение массы эле
мента колесной пары на ускорение. При этом принимается наиболее
неблагоприятное условие несимметричного действия инерционных сил,
когда ускорение одного колеса, например левого (рис. 4.12, г), возника
ет, а на правом оно равно нулю. Причем принимается линейное изме
нение ускорений по длине колесной пары. В результате обработки экс
периментальных данных установлена эмпирическая формула зависи
мости ускорения буксового узла от скорости движения вагона и
некоторых параметров:
j1 =

2000 + Dv
,
mн

(4.14)

где D — величина, зависящая от типа вагона и скорости движения (табл. 4.6);
mн — сумма масс необрессоренных частей, опирающихся на рельс:

тн = 1/ 2ткп + тб + тр ,

(4.15)

где mкп, mб, mр — массы соответственно колесной пары, буксового узла и необрес
соренных деталей, опирающихся на буксу.

158

Ускорение левого колеса jr, средней части оси jс и правого буксового
узла j2 определяются из подобия треугольников (рис. 4.12, г):

jк = j1 2s /(l2 + 2S );

(4.16)

jc = 1/ 2 jк ;

(4.17)

j2 = j1l2 /(l 2 + 2S ).

(4.18)

Силы инерции, действующие на шейки оси (рис. 4.12, г):

Рн1 = т1 j1;

левую

(4.19)

Рн2 = т2 j2 ,

правую

(4.20)

где m1, m2 — суммы необрессоренных масс, приходящихся соответственно на
левую и правую шейки оси.

Силы инерции (рис. 4.12, г):
левого колеса

Рнк = тк jк ;

средней части оси, приложенной на расстоянии

(4.21)
2
S от плоскости круга
3

катания левого колеса — Рн.с = тс jc ,

(4.22)

где mr, mc — массы колеса и средней части оси соответственно.

Если на средней части оси укреплены редуктор или шкив привода
подвагонного генератора, диск тормоза, то дополнительно следует учесть
соответствующие силы инерции.
Вертикальные реакции рельсов от действия инерционных сил опре
деляются из условий равновесия:
∑Мв =Рн1(2S+l2+l4)+Pн.к2S+Рн.с

4
S+
3

+ Pн2(l2+l5) – Nн12S = 0,

(4.23)

откуда
Nн1 =Рн1(2S+l2+l4)/2S+Pн.к+2/3Рн.с+Рн2(l2+l5)/2S.
Из условия ∑Ру = 0 получим
Nн2 = –Рн1(l2+l4)/2S+(1/3)Pн.с –Рн2(2S+l2+l5)/2S.

(4.24)

Возможные сочетания активных и реактивных нагрузок, передавае
мых колесной паре при различных условиях и режимах нагружения в
159

эксплуатации, можно получить суммированием отдельных групп сил
(рис. 4.12), учитывая направление их действия. В результате при самом
неблагоприятном сочетании сил к центрам шеек будут приложены вер
тикальные расчетные нагрузки:
Р1 = Рст + Р д + Рн + Рв ;

к левой

Р2 = Рст − Рц − Рв .

к правой

(4.25)
(4.26)

В этом случае вертикальные реакции рельсов от суммарного действия
составляющих сил определяются по формулам
левого колеса

N1 = N в1 − N б − N г − N н1;

(4.27)

правого колеса

N 2 = N в2 − N б − N г − N н2 .

(4.28)

4.7. Нагруженность расчетных сечений оси
Вагонная ось (рис. 4.13) имеет переменное по длине поперечные се
чения в связи с различной их нагруженностью. Наиболее загруженные
поперечные сечения оси, являющиеся расчетными, имеют следующие
расположения: 1—1 — по внутренней кромке кольца заднего роликового
подшипника, расположенной у начала разгружающей канавки; 2—2 —
по внутренней галтели шейки на расстоянии 1/3 длины переходного уча
стка от начала галтели; 3—3 — в плоскости круга катания; 4—4 — посере
дине оси; 5—5 — по галтели в месте перехода от подступичной к средней
части оси.
Изгибающие моменты в расчетных сечениях определяются по формулам

М1 = Р1l1 + Рн1(е1 + l1 ) + Нrш ;
М 2 = Р1l3 + Рн1(е1 + l3 ) + Нrш ;
М 3 = Р1l 2 + Рн1(е1 + l 2 ) + Нrш + М л ;

(4.29)

М 4 = Р1b + Рн1(е1 + b) + Нrш + М л − RcS + Рнсl 4 ;
М 5 = Р1b + Рн1(е1 + b ) + Нrш + М л − Rc (b − l 2 ).
В связи с тем, что в расчетной схеме оси (см. рис. 4.13) удалены коле
са, их действие заменено силами Н1 и Н2, а также изгибающими момен
тами Мл и Мп, определяемыми по формулам
160

Рис. 4.13. Расчетная схема оси и положение расчетных сечений

М л = Н1 − (1 − β)Рн1(l 2 + е1 );
М п = Н 2r ,
где β = 0,7 — коэффициент передачи инерционных сил на внутренние сечения оси.

Изгибающие моменты в тех же сечениях, возникающие от вертикаль
ной статической нагрузки, составляют

М ст1 = Рстl 2 ;
М ст2 = Рстl3 ;
М ст3 = М ст4 = М ст5 = Рстl 2 .

(4.30)

Моменты сопротивления изгибу расчетных сечений i = 1 ÷ 5 опреде
ляются по формулам
сплошной оси — W =
i

πdi3
32

; полой — Wi =

πdi3  d04i
1 −
32  d 4
i



;



(4.31)

где di — диаметр оси в iм расчетном сечении, м;
d0i — диаметр полости в iм расчетном сечении, м.

161

Напряжения в расчетных сечениях оси, возникающие от действия:
σi =

расчетных сил —

Мi
Wi

;

(4.32)

вертикальной статической нагрузки — σстi =

М стi
Wi

.

(4.33)

4.8. Оценка прочности вагонной оси
Расчет новой оси колесной пары при ее проектировании или оценке
прочности стандартной оси при намечаемом изменении условий ее на
гружения в эксплуатации производится вероятностным методом с уче
том сопротивления усталости, вероятностного рассеивания прочност
ных характеристик оси и действующих на нее динамических нагрузок.
В качестве критерия оценки прочности по этому методу расчета для каж
дого расчетного сечения оси принимается условие:
n ≥ [n],

(4.34)

где n — расчетный коэффициент запаса усталостной прочности;
[n] — допускаемый коэффициент запаса сопротивления усталости.

Расчетный коэффициент запаса усталостной прочности в iм сече
нии оси определяется по формуле:
ni =

2α min
еS

2

(m −1)

m

N0
N c Ф(t max ) − Ф(t min )



,

(4.35)

где Ф(t max ),Ф(t min ) — нормированные интегральные функции нормального
распределения (функция Лапласа), определяются по таблицам справочников;
α min =

σ −1Di

2σстi

— минимальный коэффициент перегрузки расчетных сече

ний i;
σ–1Di — максимальный и минимальный пределы выносливости оси, при
нимаются по табл. 4.7;
m — показатель степени в уравнении кривой усталости, зависящий от
свойств материала и технологии изготовления, принимается для накатанных
осей т =18; для ненакатанных — т = 8;

162

Таблица 4.7
Средние значения предела выносливости оси, полученные на базе 108
циклов, МПа
Расчетное сечение оси

Накатанной

Ненакатанной

1—1

150

80

2—2

150 (165∗)

80

3—3

135

80

4—4

180 (200∗∗)

135

5—5

180 (190∗)

135

∗ В случае накатки галтели роликом с поворачивающейся осью вращения.
∗∗Для осей с цилиндрической средней частью.

N0 — базовое число циклов, для осей рекомендуется N0 = 108;
Nc — суммарное число циклов за срок службы оси, принимается для осей
пассажирских вагонов Nc = 1,0⋅109; для осей грузовых и изотермических ваго
нов Nc = 1,2⋅109;

Значения параметров s, tmax, tmin определяются по формулам:

s = t о − t о2 − 2ln αmin ;

t max =

ln α max +

t min =

s

ln α min +
s

(4.36)

s2
2 − sm;

(4.37)

s2
2 − sm,

(4.38)

где to = 4,5 — для осей пассажирских вагонов;
to =4,0 — для осей грузовых и изотермических вагонов;
αmax и αmin — соответственно максимальный и минимальный коэффици
ент перегрузки оси.

Допускаемый коэффициент запаса сопротивления усталости оси [n]
следует принимать равным: [n] = 2,0 — для осей грузовых и изотерми
ческих вагонов; [n] = 2,1 — для осей почтовых, багажных, почтовоба
гажных и т.п. вагонов; [n] = 2,3 — для осей пассажирских вагонов.
Если в результате расчетов условие (4.34) выполняется, то ось обла
дает необходимым запасом усталостной прочности.
163

4.9. Оценка надежности вагонной оси
Вагонная ось относится к ответственным элементам конструкции под
вижного состава, работающим в условиях интенсивного динамического
нагружения, поэтому она должна рассчитываться на надежность и, прежде
всего, определяться показатели долговечности (срок службы) и безотказ
ности (вероятность безотказной работы и интенсивность отказов).
Для принятого срока службы Тр вероятность безотказной работы
iго сечения оси определяется по формуле


 1
Р (Т р ) = 1 − Ф 
 К vi




 [n] С Т
i р

 σ
−1Di



(

)

1
m




 1 

−1  −Ф 
,

К vi 





 

(4.39)

где Кvi — коэффициент вариации предела усталостной прочности для iго рас
четного сечения оси;
Тр — срок службы оси, для которой определяется нормативная вероятность
безотказной работы, Тр = 10 лет;
Ci — коэффициент, определяемый по формуле:

′
) σm
λN c exp 0,5sн2i (m − 1)m  Ф(t min
i  стi



Сi =
;
Т р N −1

(4.40)

λ — коэффициент, учитывающий действие только разрушающих циклов,
согласно исследованиям ОАО «НИИвагоностроения» и ОАО «НИИ железно
дорожного транспорта» (ОАО ВНИИЖТ) λ = 0,156; t ′ = t
− 0,357/ sнi .
min
min i

Вероятность безотказной работы оси как единого целого изделия
определяется по формуле:
Р(Тр) = Р(Тр)1⋅Р(Тр)2⋅Р(Тр)3⋅Р(Тр)4⋅Р(Тр)5.

(4.41)

Надежность оси и ее расчетных сечений оценивается по условию:
Р(Тр) = ≥ [Р(Тр)],

(4.42)

где [Рр] — нормативное значение вероятности безотказной работы оси за 10 лет
(по предельному состоянию), не менее, для вагонов: грузовых — 0,983; почтовых,
багажных — 0,988; пассажирских — 0,990.

164

Интенсивность отказов iго расчетного сечения определяется по фор
муле:
λ(Тр)i = f(Тр)i / Р(Тр)i, (4.43)
где f(Рр)i — плотность распределения времени работы (наработки) до отказа
iго расчетного сечения,

f (Т р )i =

1
mТ р К vi


 [n] С Т
i р

 σ
−1Di



(

)

1
m

 
 
 ⋅ ϕ 1
 К
  vi
 


 [n] С Т
i р

 σ
−1Di



(

)

1
m




− 1 ;


 

(4.44)

ϕ(t) — плотность нормированного нормального распределения, определяе
мая для найденного значения t по формуле:

1
е
ϕ(t ) =
2π

− z2
2

(4.45)

или берется из таблицы дифференциальной функции распределения.

4.10. Условный метод расчета на прочность оси колесной пары
При условном (приближенном) методе расчета на прочность ось рас
сматривается в статическом состоянии, на нее действует система сил
(рис. 4.14), состоящая из вертикальной силы, равной 1,25Р0, и горизон
тальной Н = 0,5Р0, где Р0 — максимальная статическая расчетная или
фактическая нагрузка от колесной пары на рельсы; 1,25 и 0,5 — коэф
фициенты, учитывающие динамическое действие сил соответственно в
вертикальном и горизонтальном направлениях.
Максимальная статическая нагрузка от колесной пары на рельсы при
проектировании вагона определяется заданием. При оценке прочности су
ществующей оси фактическая осевая нагрузка подсчитывается по формуле
Р0 =

Рст + Т
m0

,

(4.46)

где Рст — статическая нагрузка вагона, представляющая собой силу тяжести
груза в вагоне;
Т — собственная сила тяжести — от тары вагона;
m0 — число колесных пар в вагоне.

165

Рис. 4.14. Схема действия сил при условном методе расчета оси колесной пары

В расчетной схеме (рис. 4.14) внешние силы приложены на расстоя
нии h =1,45 м от осевой линии колесной пары.
Вертикальная 1,25Р0 и горизонтальная Н = 0,5Р0 силы загружают
вертикальной силой:
левую шейку —

правую шейку —

Р1 =

Р2 =

1,25Р0
2

1,25Р0
2

+

−

Нh
;
2b2

Нh
.
2b2

(4.47)

(4.48)

В формулах (4.47) и (4.48), кроме уже известных обозначений, вели
чина 2b2 — расстояние между серединами шеек. Вертикальные реакции
рельсов можно определить уравнением:
для левого колеса —

166

N1 =

1,25Р0
2

+

Н (h + r )
;
2s

(4.49)

для правого колеса —

N2 =

1,25Р0
2

−

Н (h + r )
,
2s

(4.50)

где r — радиус колеса по кругу катания;
2s — расстояние между кругами катания колесной пары.

Горизонтальная реакция рельса уравновешивает внешнюю горизон
тальную силу Н, т.е. Нр = Н и приложена к гребню левого колеса (см.
рис. 4.14). Как видно из рис. 4.14, левая половина оси является расчет
ной, хотя и правая может оказаться в таком же положении при вписы
вании вагона в кривой участок пути с поворотом в другую сторону.
Рассматривая приведенную на рис. 4.14 расчетную схему, изгибаю
щие моменты, вызванные действием расчетных нагрузок, в условном
методе подсчитывают в трех наиболее опасных сечениях:
1— 1 — у внутренней галтели шейки; 2—2 — в подступичной части —
в плоскости круга катания колеса; 3—3 — в среднем сечении оси.
Изгибающий момент в шейке оси — у внутренней галтели (сечение
1—1) подсчитывается по формуле

l

М1 = Р1  1 + ∆l1 ,
2




(4.51)

где l1 — длина шейки оси;
∆l1 — допустимый или фактический износ по длине шейки.

Изгибающий момент в подступичной части оси — в плоскости круга
катания колеса (сечение 2—2) —
М2 = Р1l2 + Hr,

(4.52)

где l2 — расстояние от середины шейки оси до плоскости круга катания колеса.

Изгибающий момент в середине оси (сечение 3—3) —
М3 = Р1b2 + Hr – N1S.

(4.53)

Момент сопротивления изгибу оси в расчетных сечениях для сплош
ной и полой конструкций подсчитывается по формулам (4.31).
В условном методе определяют, исходя из уравнения прочности на
изгиб M i = Wi [σi ], где [si] — допускаемые напряжения, определяют ми
нимально допустимые диаметры оси, обеспечивающие необходимую ее
прочность:

167

шейки —

подступичной части —

середины оси —

32М1

d1 = 3

d2 = 3

d3 = 3

π[σ1 ]

32М 2
π[σ2 ]

32М 3
π[σ3 ]

=3

=3

=3

0,1М1
[σ1 ]
0,1М 2
[σ2 ]

0,1М 3
[σ3 ]

;

(4.54)

;

(4.55)

.

(4.56)

Допускаемые напряжения при расчете оси условным методом при
ведены в табл. 4.8.
Таблица 4.8
Допускаемые напряжения в расчетных сечениях оси [σ
σi], МПа,
при условном методе расчета
Тип вагона

В шейке
(сечение 1—1)

В подступичной
части
(сечение 2—2)

В средней части
(сечение 3—3)

Пассажирский

100

140

130

Грузовой и изотермический

120

165

155

Если при оценке прочности существующей оси фактические диамет
ры в соответствующих расчетных сечениях оказались равными или боль
шими, чем полученные по формулам (4.54)—(4.56), то прочность обеспе
чена. При проектировании новой оси расчетные диаметры шеек колес
ной пары с подшипниками качения увеличивают на 2 мм, а подступичной
и средней частей — на 6 мм, что предусматривает возможные износы в
эксплуатации.

4.11. Устойчивость колесной пары против схода с рельсов
Устойчивость колесной пары в рельсовой колее оценивается коэф
фициентом устойчивости колеса против схода с рельса, учитывающим
соотношение вертикальных и горизонтальных составляющих сил, воз
никающих при движении вагона [5]. При неблагоприятном сочетании
вертикальных и горизонтальных сил, а также при нарушении условий
168

загрузки и отклонении в состоянии вагона могут возникнуть случаи вка
тывания гребня колеса на головку рельса, что приводит к сходу вагона с
рельсов. Для предупреждения схода вагона в эксплуатации производит
ся проверка устойчивости движения колеса по рельсу, для чего подсчи
тывается коэффициент по формуле:
k уk =

tgβ − µ Рв1 
⋅
≥ k ,
1 + µtgβ Рб  уk 

(4.59)

где β — угол наклона образующей гребня конусообразной поверхности колеса
с горизонталью: для стандартного профиля β = 60°, для объединенного профи
ля β = 65, для профилей железных дорог западноевропейских стран β =70°;
µ — коэффициент трения взаимодействующих поверхностей колес и рель
сов, принимается µ = 0,25;
Рв1 и Рв2 — вертикальные составляющие силы реакции соответственно на
бегающего и ненабегающего колес на головку рельса;
Рб — горизонтальная составляющая силы реакции набегающего колеса на
головку рельса, действующая одновременно с Рв1 и Рв2.

Составляющие силы Рв1, Рв2 и Рб определяются по формулам:

b − а2
 b − а2

b
r
Рв1 = Р0 
(1 − k дв ) − k дб  + Н р + Ркп
;
l
l
1
 l


(4.60)

b − а1
 b − а1

b
r
Рв2 = Р0 
(1 − k дв ) − k дб  + Н р + Ркп
;
1
l
l
 l


(4.61)

Рб = Н р + µР в2 ,

(4.62)

где Р0, Ркп — соответственно осевая статическая нагрузка и собственная сила
тяжести колесной пары;

k дв — среднее значение коэффициента вертикальной динамики, прибли
женно k дв = 0,75kдв (kдв определяется по формуле (4.3));

k дб — среднее значение коэффициента динамики при боковой качке, при
ближенно k дб = 0,25 k дв ;
Нр — среднее значение рамной силы, вычисляемое по формуле (4.9) при
среднем значении k дб ;

169

b — половина расстояния между серединами шеек оси, для стандартных осей
b =1,018 м;
l — расстояние между точками контакта колес с рельсами, l =1,555 м;
а1, а2 — расстояния от точек контакта до середины шеек, а1 = 0,217 м, а2 = 0,264 м;
r — радиус колеса, м.

Допустимое значение коэффициента запаса устойчивости колес
ной пары от схода с рельсов принимается: для пассажирских вагонов
[kук] = 1,8; для изотермических вагонов [kук] = 1,6; для грузовых ваго
нов [kук] = 1,4.
При kук < [kук] может произойти вкатывание гребня колеса на го
ловку рельса и сход вагона с рельсов.

4.12. Использование конечноAэлементной модели при расчете
системы колесо—рельс
При расчете системы колесо—рельс в МИИТе на основе матричных ме
тодов и МКЭ (метод конечных элементов) [35, 36] разработана конечноэле
ментная модель (КЭМ), содержащая фрагмент рельса и колесо (рис. 4.15).
С использованием КЭМ и метода поэтапного расчета было исследо
вано перераспределение напряженнодеформированного состояния
(НДС) при различной жесткости
подшпального основания пути и
различных схемах контактирова
ния колеса с рельсом, а также с
учетом сил, обусловленных трени
ем скольжения при проскальзова
нии. Проведено сравнение резуль
татов расчетов по МКЭ с класси
ческими зависимостями расчета
НДС в зоне пятна контакта и с эк
спериментальными данными. В
результате этого были сделаны
выводы, что использование МКЭ
для исследования НДС системы
колесо—рельс обеспечивает воз
можность высокоточной оценки
НДС без введения различных эк
спериментально установленных
Рис. 4.15. Конечноэлементная модель
(КЭМ) для исследования НДС систе корректирующих множителей.
мы колесо—рельс

170

Глава 5. АНАЛИЗ КОНСТРУКЦИЙ
И НАДЕЖНОСТИ БУКС
Буксы являются важнейшими элементами ходовых частей вагона, от
надежности которых во многом зависит безопасность движения поез
дов. Буксы располагаются на шейках оси и преобразуют вращательное
движение колесных пар, обеспечивая продвижение вагона с необходи
мыми скоростями. Буксы воспринимают и передают колесным парам
силы тяжести груженого кузова, а также динамические нагрузки, воз
никающие при движении вагона по кривым участкам и стрелочным пе
реводам, неровностям пути и стыкам рельсов, при торможении и наез
де колеса на башмак во время спуска вагонов с горки, при наличии не
равномерного проката и ползуна на поверхности катания колес и др.
Буксы предохраняют шейки оси от загрязнения и повреждения, явля
ясь резервуаром для смазки и местом размещения подшипников, они
ограничивают продольные и поперечные перемещения колесных пар
относительно рамы тележки. Работая в сложных условиях нагружения
и при изменяющихся погодных условиях окружающей среды, буксы дол
жны обеспечивать минимальное сопротивление вращению колесных
пар, высокую надежность и безопасность движения вагона. Поэтому к
их конструкции и расчетам при проектировании предъявляют высокие
требования с учетом повышенных скоростей движения поездов и роста
осевых нагрузок.

5.1. Классификация вагонных букс
В практике вагоностроения получило распространение большое
количество типов и конструкций букс [7, 8, 9, 10, 12, 26, 27], которые
можно объединить в отдельные группы. В зависимости от типа вагона
их подразделяют на буксы грузовых и пассажирских вагонов, предназ
наченных для обычных, скоростных и высокоскоростных поездов. По
типу подшипников их подразделяют на буксы с подшипниками каче
ния и с подшипниками скольжения; по способу посадки внутреннего
кольца роликового подшипника на шейку оси применяют буксы на го
рячей и на втулочной посадке. По типу торцового крепления внутрен
171

него кольца подшипника на шейке оси — с креплением гайкой или шай
бой, а некоторые из них оснащаются упругими элементами; по количе
ству роликовых подшипников на шейке применяют буксы с одним или
двумя роликовыми подшипниками, а для скоростных и высокоскорос
тных вагонов — еще и с дополнительным упорным шариковым подшип
ником. Существуют буксы с корпусом и бескорпусные, а также буксы с
упругими элементами между корпусом буксы и боковой рамой тележ
ки, смягчающими удары и поглощающими шумовые колебания.
Недостатки букс с подшипниками скольжения, приводящие к мас
совым задержкам поездов изза перегрева букс, повышению затрат по
техническому обслуживанию и ремонту вагона, нарушению безопасно
сти движения поездов послужили причинами перевода пассажирских и
грузовых вагонов на буксы с подшипниками качения.

5.2. Подшипники качения буксового узла
Оснащение вагонов буксами с подшипниками качения обеспечива
ют важные преимущества по сравнению с буксами, оборудованными
подшипниками скольжения, основными из которых являются: сниже
ние отказов примерно в 10 раз в связи с резким снижением случаев пе
регрева букс, в результате чего увеличиваются скорости движения и ус
коряется оборот вагонов; уменьшается сопротивление движению на 20 %
при скоростях 60...70 км/ч, а при трогании с места — в 7—10 раз; сопро
тивление движению не зависит от времени стоянки поезда и низкой тем
пературы окружающей среды; сокращается расход топлива и электро
энергии локомотивами до 10 %, расход смазки уменьшается примерно
в 5 раз; исключается расход подбивочных материалов и баббита; отпа
дает необходимость в штате станционных смазчиков и в сезонных пере
заправках букс, сокращается штат слесарей и осмотрщиков, а также
количество пунктов технического обслуживания вагонов; ликвидиру
ется буксосмазочное хозяйство, полностью сокращается обслуживаю
щий его персонал и др.
Важным преимуществом роликовых подшипников является улучше
ние экологии и условий работы сотрудников работников вагонного хо
зяйства. В настоящее время в России более 95 % грузового вагонного
парка и все пассажирские вагоны оборудованы буксами с подшипника
ми качения. Основными требованиями к буксам при проектировании,
являются: безотказность и долговечность работы в экстремальных ус
ловиях эксплуатации в течение установленного срока службы; мини
мально возможная собственная масса при высокой надежности рабо
172

ты; простота выполнения операций по монтажу и демонтажу буксовых
узлов при ремонте; надежная герметизация буксового узла от попада
ния пыли и влаги; обеспечение взаимозаменяемости и унификации де
талей. Буксы следует проектировать так, чтобы равнодействующая на
грузка проходила через середину шейки оси.
Типовая букса с глухой подшипниковой посадкой внутреннего кольца
цилиндрических роликовых подшипников на шейку оси применяется в
современных грузовых и пассажирских вагонах [26]. При горячей по
садке на шейку оси внутреннее кольцо роликового подшипника, имея
определенный натяг, нагревается и свободно одевается на шейку оси, а
после остывания прочно охватывает шейку. Применяется также прессо
вый способ посадки внутреннего кольца с определенным натягом. При
втулочной посадке коническая втулка запрессовывалась с помощью спе
циального пресса между шейкой и внутренним кольцом, имеющим та
кую же коническую поверхность. В буксах современных вагонов приме
няют радиальные роликовые подшипники с короткими цилиндрически
ми роликами двух типов: однорядные с цилиндрическими роликами и
однобортовым внутренним кольцом (рис. 5.1, а); однорядные с безбор
товым внутренним кольцом и плоским приставным упорным кольцом.
В буксах вагонов прежних лет постройки использовали двухрядные сфе
рические роликовые подшипники на втулочной посадке (рис. 5.1, б).
Подшипники состоят из наружного 1 и внутреннего 3 колец, роли
ков 2 и сепараторов 4. Кольца и ролики изготавливаются из сталей ма
рок ШХ4, ШХ15 и ШХ15СГ. Сталь марки ШХ4 регламентируемой про
каливаемости обладает более высокой твердостью поверхностного слоя

Рис. 5.1. Типы роликовых подшипников:
а — цилиндрический на горячей посадке; б — сферический на втулочной посадке

173

и достаточной вязкостью внутренних волокон, что обеспечивает более
высокую устойчивость хрупкому разрушению по сравнению со сталями
марок ШХ15 и ШХ15СГ.
Цилиндрические подшипники просты в изготовлении, стоимость их
ниже других типов, но по сравнению со сферическими они требуют боль
шей точности сборки и тщательной подборки по радиальным зазорам. Ра
диальная нагрузка, приходящаяся на цилиндрический ролик, распределя
ется равномерно по всей его рабочей длине, а у сферических подшипников
неравномерно, что вызывает повышенные контактные напряжения в мес
те соприкосновения роликов и дорожек качения колец. В результате срав
нения статистических данных эксплуатации долговечность цилиндричес
ких роликовых подшипников в 6—8 раз выше по сравнению со сферичес
кими при равных габаритах и действии одинаковой радиальной нагрузке.
Ролики цилиндрического подшипника (рис. 5.2, а) имеют скосы у
торцов. У подшипников на горячей посадке ролики с 1973 г. изготавли
вались с рациональным контактом с поверхностью дорожек качения
колец — с так называемой «бомбиной» (рис. 5.2, б).
В буксах грузовых и пассажирских вагонов применяют подшипники
на глухой подшипниковой посадке, а небольшое количество в грузовых
вагонах прежних лет — на втулочной (табл. 5.1). Буксы на горячей и вту
лочной посадке имеют свои преимущества и недостатки. Преимущества
ми букс с глухой подшипниковой посадкой являются: снижение массы
буксы вследствие отсутствия втулки и уменьшения габаритных разме
ров подшипника; сокращение почти в 5 раз затрат труда на монтаж и
демонтаж подшипников, а в связи с этим в 2,5 раза снижение эксплуа
тационных затрат на ремонт букс.
Однако при таком способе посадки нередко наблюдается уменьше
ние натяга. Для успешного применения этого способа необходимо обес

Рис. 5.2. Формы цилиндрических роликов:
а — со скосами; б — с «бомбиной»

174

Таблица 5.1
Типы букс, применяемых в грузовых и пассажирских вагонах
Вариант

Тип буксы

Габаритные
размеры подУсловные
шипника вме- обозначения
сте с втулка- подшипников
ми, мм

Типы вагонов

Все современные грузовые вагоны с нагрузкой
от колесной пары на
рельсы до 235 кН и пассажирские вагоны

1

С двумя цилиндрическими подшипниками на
горячей посадке

130×250×80

30-42726 ЛМ
(задний)
30-232726
Л1М
(передний)

2

С двумя цилиндрическими подшипниками на
горячей посадке

140×260×80

30-42728 ЛМ Грузовые вагоны с нагрузкой от колесной
(задний)
30-232728 ЛМ пары на рельсы 245 кН
(передний)

3

С передним цилиндрическими и
задним сферическим подшипниками на втулочной посадке

135×280×93

4

С двумя сферическими подшипниками на втулочной посадке

135×280×93

5

Кассетного типа

130×230×160
150×250×175

73727 (задний)
72727 Л2
(передний)

Цельнометаллические
пассажирские (ЦМВ) и
грузовые вагоны прежних лет постройки

7327 (задний ЦМВ и грузовые вагоны
и передний) прежних лет постройки

Вагоны нового поколения

печение стабильности размеров внутренних колец; применение повышен
ных натягов; обеспечение длительной эксплуатации букс без снятия внут
ренних колец с шеек оси; применение нагревателей, обеспечивающих
снятие внутренних колец с шеек оси без их перегрева и повреждения.

5.3. Кассетный подшипник с коническими роликами типа
×250×
×160 для вагонов нового поколения
СОМРАСТ TBU130×
Особенность конструкции кассетного подшипника с коническими
роликами типа COMPACT TBU130x250x160 (Швеция) заключается в
том, что он устанавливается в серийный корпус буксы грузовых вагонов
(рис. 5.3) и вместе с корпусом буксы и лабиринтным кольцом напрессо
175

вывается на шейку оси колесной
пары типа РУ1Ш950. Крепле
ние подшипника на оси колес
ной пары осуществляется с по
мощью торцевой шайбы и четы
рех болтов М20. Корпус буксы
закрывается крепительной и
смотровой крышками.
В кассетном подшипнике
COMPACT TBU130×250×160
установлены высокотехноло
гичные лабиринтные уплотне
ния с контактными элементами
низкого трения, специально раз
работанные для защиты подшип
ника от внешних загрязнений и
обеспечения низкого уровня мо
мента трения в уплотнении.
Сепаратор подшипника вы
полнен из полиамида для обес
печения уменьшения износа и
Рис. 5.3. Подшипник кассетного типа
трения, а также увеличения сро
TBU130×250×160:
ка службы смазки и межремон
1 — полиамидный сепаратор; 2 — внутрен
тных интервалов.
нее кольцо; 3 — конический ролик; 4 — на
Между внутренним кольцом
ружное кольцо; 5 — дистанционное кольцо
заднего ряда подшипника и его
лабиринтным кольцом уста
новлена полимерная прокладка для предотвращения возникновения
фреттинг коррозии (контактной коррозии). Все поверхности подшип
ника COMPACT TBU130×250×160 защищены антикоррозионным по
крытием — оксидом фосфата. На детали подшипника наносится следу
ющая маркировка: внутреннее кольцо — SKF IR7095/VA3882 X ITALY
V 01/07 I2578 0315; наружное кольцо — SKF OR7095/VA3882 X ITALY
V 01/07 12357(табл. 5.2)
Порядковым номером кассетного подшипника как целого изделия
считается номер, нанесенный на наружное кольцо, например 12357. На
уплотнениях всех букс со стороны торцевой шайбы наносится марки
ровка соответствующего номера чертежа, по которому изготовлен под
шипниковый узел, например: BT2870501.

176

Таблица 5.2
Маркировка на элементах подшипника
ПорядСтрана
Код
Дата
Номер
ковый
произво- заво- произпартии
номер
дитель
да водства

Подшипник

Торговая
марка

Обозначение
кольца

Внутреннее
кольцо

SKF

IR-7095/VA3882

ITALY
(Италия)

V

01/07

I-2578

0315

Наружное
кольцо

SKF

OR-7095/VA3882

ITALY
(Италия)

V

01/07

—

12357

5.4. Особенности устройства букс грузовых вагонов
На железных дорогах России наибольшее распространение получи
ли буксы на горячей посадке вследствие их преимуществ. Современная
типовая букса с двумя цилиндрическими роликовыми подшипниками
для любого типа грузового вагона может иметь два вида торцевого креп
ления внутренних колец от продольного сдвига — торцевой корончатой
гайкой или тарельчатой шайбой. Букса с торцевым креплением гайкой
(рис. 5.4, а, б) имеет корпус 1, в котором размещены передний 2 и зад
ний 3 подшипники с короткими цилиндрическими роликами.
Со стороны колеса корпус закрыт лабиринтным уплотнением 4 (съем
ный лабиринт) и 5 (лабиринтное кольцо), а впереди — крепительной 8
и смотровой 10 крышками с болтами 6 и шайбами 9. Крепительная
крышка из стали или алюминиевого сплава крепятся к корпусу буксы
15 болтами 16 и прочно удерживает наружные кольца роликовых под
шипников 2 и 3 в буксе, не позволяя им проворачиваться и перемещаться
вдоль оси при вращении колесной пары. Внутренние кольца подшип
ников закреплены на шейке оси с торца корончатой гайкой 11, стопор
ной планкой 13 и болтами 12. Между корпусом буксы 1 и крепительной
крышкой 8 установлено уплотнительное кольцо 7, обеспечивающее гер
метизацию буксового узла. Внутренняя полость буксы заполнена кон
систентной смазкой, обеспечивающей надежную работу подшипников
в сложных условиях их нагружения. Другой вариант торцового крепле
ния внутренних колец подшипников отличается следующими особен
ностями (рис. 5.4, в). К торцу шейки оси тремя или четырьмя (вариан
ты) болтами 21 укрепляется тарельчатая шайба 17, которая своими выс
тупающими краями нажимает на приставное кольцо 18 и прочно
закрепляет внутренние кольца подшипников 19 и 20 на шейке оси 14,
удерживая их от продольного сдвига при действии осевых нагрузок. Та
кое крепление обладает повышенной надежностью в эксплуатации.
177

Рис. 5.4. Букса грузового вагона с двумя цилиндрическими роликовыми
подшипниками:
а — конструкция; б — торцевое крепление внутреннего кольца корончатой
гайкой; в — торцевое крепление внутреннего кольца тарельчатой шайбой

Корпус буксы грузовых вагонов может изготавливаться из стали или
алюминиевого сплава. Стальной корпус буксы (рис. 5.5, а) представля
ет собой отливку из стали марок 20ФЛ, 20ГЛ. С целью получения мел
козернистой структуры отливки корпуса подвергаются термической
обработке.
Для соединения с боковой рамой тележки по бокам корпуса выпол
нены приливы 1, а с целью равномерного распределения нагрузки меж
ду роликами — ребра жесткости 3 и для опоры рамы тележки — ребра 5.
+0,07 

Внутренняя часть корпуса растачивается под размер  250 +0,022  мм для





178

Рис. 5.5. Корпус буксы грузового вагона:
а — стальной; б — из алюминиевого сплава

посадки наружных колец подшипников. В передней части под болты
крепления крепительной крышки высверливают отверстия 2 с нарез
кой резьбы М20. В задней части корпуса растачиваются кольцевые ка
навки 4 лабиринтного уплотнения. Масса стального корпуса составляет
45 кг, корпус буксы из алюминиевого сплава (рис. 5.5, б), который по
чти в 3 раза легче стального, благодаря меньшему (в 3 раза) модулю уп
179

ругости снижает действие высокочастотных колебаний, в результате
повышается долговечность подшипников, улучшается взаимодействие
вагона и верхнего строения пути, снижается уровень шума. По своей
конструкции алюминиевый корпус имеет большое сходство со сталь
ным. Для обеспечения необходимой посадки наружных колец подшип
ников внутренняя цилиндрическая поверхность корпуса обрабатывает
+0,061 

ся с отклонениями  250 +0,015  мм.





На ОАО «НПК Уралвагонзавод» разработана букса с упругими эле
ментами (рис. 5.6), включающая резиновые прокладки 6 для смягчения
радиальных и осевых нагрузок.
Нижняя часть корпуса отсутствует, поэтому связь лабиринтной ча
сти 3 и крепительной крышки 4 снизу осуществлено болтами (четырь
мя или тремя) 5. Герметизация внутренней полости буксы достигнута с
помощью уплотнительных прокладок 2. На верхнюю часть корпуса 7
опирается рама тележки.

Рис. 5.6. Букса с упругими элементами

180

5.5. Кассетные подшипники качения с коническими роликами
В настоящее время в буксах грузовых и пассажирских вагонов же
лезных дорог России внедряются кассетные роликовые подшипники,
разработанные в нашей стране по образцу подобных подшипников, при
меняемых в США, Канаде, Японии, Швеции. Такая букса имеет суще
ственные преимущества: компактность конструкции; уменьшенная мас
са; возможность реализации скоростей движения более 200 км/ч; повы
шенная ремонтопригодность; увеличенная эксплуатационная надежность
за счет резкого сокращения числа отказов по торцовому креплению,
износам и разрушению сепараторов; повышенная гарантийная ответ
ственность изготовителя (до 8—10 лет); нет необходимости в индукци
онных печах и масляных ваннах для нагрева внутренних и лабиринтных
колец; сокращение не менее чем в 2 раза площади колеснороликовых
производственных участков и штата обслуживающего персонала депо и
вагоноремонтных заводов за счет упразднения участков по ремонту ро
ликовых подшипников. При этом существенно повышается культура
производства, улучшается экологическая обстановка, возрастает про
изводительность труда, снижается трудоемкость и энергоемкость. На
ремонтных предприятиях и при новом формировании колесных пар
будут производиться только
запрессовка новых подшипни
ка на шейку оси и затяжка бол
тов торцового крепления.
Отечественная букса кассет
ного типа для грузовых и пас
сажирских вагонов с габаритны
ми размерами 130×230×150 мм
(130 — диаметр шейки оси, 230 —
наружный диаметр, 150 — дли
на) показана на рис. 5.7.
При подкатке в типовую те
Рис. 5.7. Схема кассетного подшипника:
лежку грузового вагона колесной
1
— уплотнительный кожух (передний и
пары с напрессованными в хо
задний); 2 — упорное кольцо (переднее);
лодном состоянии на шейки оси
3 — стопорная шайба; 4 — болт; 5 — пере
буксами кассетного типа необхо дняя крепительная крышка; 6 — внутреннее
дима специальная деталь — по кольцо; 7 — наружное кольцо; 8 — сепара
лубукса (адаптер) (рис. 5.8). Она тор; 9 — дистанционное кольцо; 10 — кони
предназначена воспринимать от ческий ролик; 11 — задняя крепительная
крышка
боковой рамы тележки радиаль
181

ные и осевые нагрузки, переда
вать их на кассетный буксовый
узел, а также ограничивать пере
мещение колесной пары поперек
и вдоль вагона.
Верхняя часть наружной по
верхности полубуксы выполнена
так же, как и в алюминиевом кор
пусе (алюминиевый сплав АМ6)
буксы из прессованных труб ТФ2,
ТФ5 и из штампованной заготов
ки. Потолок между опорными
выступами в поперечном сечении
имеет переменную толщину,
уменьшающуюся от центральной
вертикальной плоскости к опор
Рис. 5.8. Полубукса (адаптер) кассетно
ным выступам. Это обеспечивает
го буксового узла тележки грузового
оптимальную податливость верх
вагона
ней части и способствует более рав
номерному распределению нагрузки между роликами двухрядного кони
ческого подшипника, увеличивая его долговечность. Фактическая масса
такой полубуксы составляет 12,7 кг. Одновременно был разработан адап
тер (полубукса) из стальной литой заготовки, масса которого равна 32 кг.

Букса с коническим роликовым подшипником кассетного типа
фирмы SKF
Подшипник типа COMPACT TBU130×250×160 устанавливается в
серийный корпус буксы грузовых вагонов (рис. 5.9) и вместе с корпусом
буксы и дополнительным уплотнением — лабиринтом напрессовывает
ся на шейку оси. Торцевое крепление подшипника осуществляется с
помощью вкладыша и четырех болтов М20. Корпус буксы закрывается
крепительной и смотровой крышками. Внешними отличительными
признаками такого подшипника являются: наличие на лабиринтном
кольце выступающего у основания выступающего кольцевого буртика
шириной 4 мм и диаметром 18 мм, а также надпись «К SKF», буква «К»
высотой 100—150 мм, нанесенная белой краской на смотровой крышке
каждого буксового узла и дополнительное клеймо «К» высотой 10 мм и
шириной 5 мм на бирке, установленной под левым верхним болтом М20
крепительной крышки правого буксового узла.
182

Рис. 5.9. Букса с коническим подшипником кассетного типа:
1 — лабиринт отъемный; 2 — жестко закрепленный лабиринт; 3 — кожух; 4 — крышка
задняя; 5 — кольцо уплотнительное; 6 — ось РУ1Ш; 7 — корпус буксы; 8 — подшип
ник; 9 — крышка; 10 — вкладыш; 11 — заглушка; 12 — болт М20×60; 13 — крышка
передняя;14 — крышка смотровая; 15 — болт М12×35

Рис. 5.10. Клейма и надписи, отличающие буксы с кассетными подшипниками
типа COMPACT TBU130×250×160

183

5.6. Особенности устройства букс пассажирских вагонов
Особенность конструкции буксы пассажирского вагона заключает
ся в том, что в нижней части корпуса (рис. 5.11) отлиты заодно с ним
кронштейны 1 с отверстиями 2 для пропуска шпинтонов, укрепленных
на раме тележки. Кронштейны предназначены для размещения пружин
буксового подвешивания. Свод корпуса буксы имеет переменное сече
ние для рационального распределения нагрузок на ролики цилиндри
ческих подшипников. Передняя часть корпуса позволяет устанавливать
редукторнокарданный привод подвагонного генератора. В потолке кор
пуса буксы имеется несквозное отверстие с резьбой М16×1,5 мм, служа
щее для крепления термодатчика контроля за состоянием буксы при
движении вагона. Задняя часть корпуса буксы выполнена как одно це
лое с лабиринтной частью.
Лабиринтное кольцо (рис. 5.12, а) прочно одевается на предподсту
пичную часть оси и вместе с лабиринтной частью корпуса буксы обес
печивает необходимую герметичность заднего ее затвора.
Крепительная крышка (рис. 5.12, б) предназначена для фиксации
наружных колец подшипников и совместно с уплотнительным коль
цом герметизируют передний затвор буксы. В зависимости от типа бук
сы крепительные крышки могут иметь четыре или восемь отверстий
для болтов. Смотровая крышка (рис. 5.12, в) позволяет производить
промежуточную ревизию буксы и обточку колесной пары без демон
тажа букс. Крышки могут изготавливаться из стали или из алюминие
вого сплава.

Рис. 5.11. Корпус буксы пассажирского вагона

184

Рис. 5.12. Лабиринтное кольцо (а); крепительная крышка (б); смотровая
крышка (в)

5.7. Буксы пассажирских вагонов нового поколения
Вагоны нового поколения оборудованы буксовыми узлами с кас
сетными коническими подшипниками. Буксы тележки модели 684096
(рис. 5.13) состоят из корпуса буксы 1, кассетного двухрядного подшипни
ка 2 с размерами 230×130×150 с коническими роликами с прессовой посад
кой внутренних колец на ось, задней 3 и передней 4 крышек, фиксирующих
внутренние кольца подшипника на шейке оси в осевом направлении.
185

Рис. 5.13. Буксы тележки модели 684096:
а — левая, б — правая; 1 — корпус буксы; 2 — кассетный двухрядный подшипник;
3 — задняя крышка; 4 — передняя крышка; 5 — шайба; 6 — болт; 7 — стопорная
шайба; 8 — кольцо; 9 — кожух; 10 — задняя крепительная крышка; 11 — передняя
крепительная крышка; 12 — болт; 13 — болт; 14 — осевой датчик; 15 — пово
док; 16 — специальный болт; 17 — болт; 18 — смотровая крышка; 19 и 20 — уп
лотнительные прокладки

Посадка задней крышки на предподступичную часть оси — прессо
вая. Передняя крышка 4 фиксируется на оси шайбой 5 и болтами 6, сто
порящимися стопорной шайбой 7, поджимая внутренние кольца под
шипника. Для предотвращения попадания влаги и пыли на дорожки
качения подшипника на его задней и передней крышках выполнены
кольцевые канавки, в которые вставлены кольца 8, кольца в паре с ко
жухами 9, вставленными в наружное кольцо подшипника, образуют ла
биринтное уплотнение подшипника. Наружное кольцо подшипника
фиксируется в корпусе буксы с помощью задней 10 и передней 11 кре
пительных крышек, поджимаемых к корпусу буксы болтами 12.
На переднюю крепительную крышку 11 левого буксового узла с помо
щью болтов 13 устанавливается осевой датчик 14. Крутящий момент пе
редается от оси на датчик поводком 15, установленный на специальных
болтах 16, крепящих переднюю крышку подшипника. Правым считается
буксовый узел, на котором под верхними болтами передней крепитель
ной крышки установлены бирки 5 с нанесенной на них маркировкой.
Как вариант (рис. 5.14), на переднюю крепительную крышку 1 лево
го буксового узла может быть установлен с помощью двух винтов осе
вой датчик 2, который взаимодействует с диском 3, закрепляемым на
торце оси между фланцем 4 и шайбой 5 на специальной бобышке 6, под
186

Рис. 5.14. Левый буксовый узел тележки с осевым датчиком:
1 — крепительная крышка; 2 — осевой датчик; 3 — диск; 4 — фланец; 5 — шайба;
6 — специальная бобышка; 7 — болт; 8 — пластина

жатой болтами 7. Размер А (3,7 мм) регулируется фланцем 4 или пласти
нами 8, устанавливаемыми под осевой датчик 2. Указанные датчики слу
жат для регулирования работы дискового тормоза с целью предотвраще
ния юза колесной пары. Правые буксовые узлы (см. рис. 5.13) закрыва
ются с помощью болтов 17 смотровой крышкой 18. Для предотвращения
попадания влаги и грязи в буксовые узлы между крепительными и смот
ровыми крышками и корпусом буксы устанавливаются уплотнительные
прокладки 19 и 20.
С целью исключения несанкционированного проникновения в бук
совые узлы на передних крепительных крышках и смотровой или осе
вом датчике каждого буксового узла по одному болту обвязываются про
волокой и пломбируются.
Буксы тележек моделей 684075 и 684076 (рис. 5.15) имеют кассетный
двухрядный подшипник с габаритными размерами 230×130×150 мм с прес
совой посадкой внутренних колец на ось. На крепительной крышке одной
из букс установлен осевой датчик скольжения, который регулирует работу
дискового тормоза с целью предотвращения юза колесных пар.
187

Рис. 5.15. Буксовый узел тележки модели 684076:
1, 9 — крепительные крышки; 2 — задняя крышка; 3 — уплотнительное кольцо;
4 — кожух; 5 — корпус буксы; 6 — подшипник; 7 — передняя крышка, 8 — уплот
нительное кольцо; 10 — резиновая прокладка; 11— смотровая крышка; 12 — 6олт
М20; 13 — стопорная шайба; 14 — болт М12 с шайбой; 15 — болт М20 с шай6ой;
16 — болт М16 с шайбой; 17 — датчик скольжения; 18 — поводок; 19 — шпилька

5.8. Буксы вагонов скоростных пассажирских поездов
Буксы вагонов скоростных поездов отличаются от обычных наличи
ем упорного шарикового подшипника, воспринимающего повышен
ные осевые нагрузки, возникающие при высокой скорости движения
до 200 км/ч и более. Буксы опытных вагонов поезда «Русская тройка»
(рис. 5.16), который в настоящее время не эксплуатируется, кроме ци
линдрических заднего 6 и переднего 9 подшипников, имеют шарико
вый 10 с разъемным внутренним кольцом 24.
Внутренние кольца подшипников на шейке оси 1 посажены тепло
вым способом и закреплены торцовой гайкой 16, застопоренной шай
бой 17 с помощью болтов 18. Заднее уплотнение состоит из лабиринт
ного воротника 2 и лабиринтного кольца 4, укрепленного болтами 3 к
корпусу буксы 5 с уплотнительной прокладкой 27. Наружные кольца
цилиндрических подшипников 6 и 9 закреплены с помощью болтов 22
крепительной крышкой 12, которая снабжена уплотнительным коль
цом 23. Для смягчения осевых ударов шариковый подшипник 10 снаб
жен двумя тарельчатыми пружинами 21, помещенными в стакан 19,
закрытый крышкой 11. Смотровая крышка 15 к крепительной 12 ук
188

Рис. 5.16. Букса вагонов пассажирского поезда «Русская тройка»

реплена с помощью болтов 13 и уплотнена прокладкой 14. Подшипники
разделены между собой дистанционными кольцами внутренними 8 и
25 и наружным 7. Корпус 5 буксы имеет нижнюю пробку 26 и верх
нюю 28, а крепительная крыш
ка оборудована пробкой 20.
Для предотвращения нагру
жения шарикового подшип
ника 10 радиальной нагруз
кой его наружное кольцо по
ставлено с зазором между
корпусом 5 буксы. Он испы
тывает лишь осевые усилия,
освобождая от них цилиндри
ческие подшипники 6 и 9,
внутренние кольца которых в
связи с этим не имеют буртов.
Скоростные поезда «Авро
ра» были оборудованы опыт
ными буксами (рис. 5.17) с
двумя цилиндрическими под
шипниками 2 и 3 и радиаль
ным шариковым 4, воспри
нимающим осевые нагрузки.
В целях взаимозаменяемости
Рис. 5.17. Букса скоростного пассажирского
применен корпус серийного
поезда «Аврора»
189

производства, букса монтируется на стандартную ось. Конструктивной
переработке подвергнута осевая гайка 6, детали ее стопорения и основ
ная крышка 5. Благодаря большому зазору между гайкой и внутренним
кольцом шариковый подшипник не должен воспринимать радиальные
нагрузки.
Наружное кольцо шарикового подшипника 4 насажено по скользящей
посадке в корпус буксы 1 и в специальную крышку 5, которая прижимает
подшипник 4 к наружному кольцу цилиндрического подшипника 3.
Надежность работы буксы во многом зависит от качества смазыва
ния подшипников. С 1973 г. для буксовых узлов с роликовыми подшип
никами применяется консистентная смазка ЛЗЦНИИ, обеспечиваю
щая противоизносные, противокоррозионные и противозадирные явле
ния в процессе интенсивного нагружения подшипников в эксплуатации.
Однако при попадании в буксу воды до 5 % ее качество ухудшается, что
снижает работоспособность подшипников, так как происходит схваты
вание торцов роликов с бортами колец, износ центрирующей поверх
ности сепаратора, а также наблюдаются коррозионные повреждения и
др. В связи с этим испытаны новые смазки для роликовых подшипни
ков со специальными химически активными присадками, обладающие
более высокой стабильностью свойств в процессе работы буксового узла.
Этим требованиям отвечает модифицированная универсальная смазка
под условным названием «Буксол».
Для повышения надежности вагонных букс с 1995 г. организован
выпуск роликовых подшипников с сепаратором из полиамида (стекло
наполненный полиамид с графитом), масса которого в 10 раз меньше
латунного, что наряду с заменой меди, обеспечивает снижение инерци
онных нагрузок, действующих на его узлы. В результате появилась воз
можность выполнить более тонкими перемычки сепаратора и размес
тить в подшипнике 15 роликов вместо 14, что позволит увеличить его
долговечность почти на 20 %, а несущую радиальную и осевую грузо
подъемность на 9...10 %. Применение полиамидных сепараторов в экс
плуатации способствует повышению класса шероховатости поверхнос
тей скольжения (торцов роликов) подшипников, что приводит к значи
тельному росту несущей их способности при действии аксиальных
нагрузок. Кроме того, повышается ресурс работы смазки благодаря
уменьшению скорости ее окисления в процессе эксплуатации. Прове
денные в ОАО «ВНИИЖТ» исследования показали, что в роликовом
подшипнике с латунным сепаратором смазка типа ЛЗЦНИИ из исход
ной щелочной среды переходит в кислую среду за счет процессов окис
ления примерно через 50 тыс. км пробега, а в роликовом подшипнике с
190

полиамидным сепаратором она оставалась еще нейтральной после про
бега 300 тыс. км. Различие в скорости окисления смазки объясняется
каталитическим действием латуни и инертностью полиамида в окисли
тельном процессе. Кроме того, проведенные испытания роликовых под
шипников с латунным и полиамидным подшипниками в аварийном ре
жиме показали, что от момента достижения температуры нагрева под
шипников 100 °С до полного их разрушения с полиамидным сепаратором
вагон может пробежать свыше 1000 км, а с латунным сепаратором —
всего лишь 20 км. Причиной этого является то, что полиамидный сепа
ратор, расплавляясь при высокой температуре, выполняет функции до
полнительной смазки и тем самым обеспечивает более длительную жи
вучесть роликовых подшипников.

5.9. Методы расчета букс вагонов
Буксы в эксплуатации воспринимают все основные статические и
динамические нагрузки от рамы тележки и передают их к вращающим
ся осям колесных пар вагона. Они при этом должны обеспечивать высо
кую надежность в сложных условиях эксплуатации, выдерживать норми
руемую долговечность работы подшипников. Долговечность подшипни
ков качения представляет собой срок службы, измеряемый километрами
пробега или числом оборотов, в течение которого не должны появлять
ся признаки усталости металла роликов и дорожек качения не менее чем
у 90 % подшипников данной группы при одинаковых условиях эксплу
атации. На этом понятии основаны значения динамической грузоподъ
емности, приводимые в каталогах и используемые при расчете долго
вечности вагонных подшипников. Наряду с расчетом долговечности
элементы подшипников качения проверяются на контактную прочность
и надежность работы в условиях эксплуатации.
При проектировании буксы вагона подбор подшипников обычно
производят в следующем порядке [18, 27]:
– определяют силы, действующие на буксу вагона;
– выбирают типы и количество подшипников, устанавливаемых на
шейке оси;
– рассчитывают эквивалентные нагрузки, действующие на подшипник;
– устанавливают долговечность подшипников;
– вычисляют требуемую величину динамической грузоподъемности
подшипника;
– в каталоге по выбранному типу находят размеры подшипника, обес
печивающего необходимую динамическую грузоподъемность. При этом
191

посадочный диаметр внутреннего кольца подшипника принимают на
основе расчета шейки оси на прочность;
– проверяют материал на контактную прочность тел качения и ко
лец подшипников при действии на них максимальных сил;
– устанавливают надежность подшипников на основе вероятност
ных расчетов, рассматривая случайный характер процессов их работы.
Расчетная схема для определения прочности и долговечности при
этом должна соответствовать распределению нагрузки между ролика
ми, когда наиболее нагруженный силой ролик находится на вертикаль
ной оси подшипника, т.е. на направлении нагрузки. Нагрузка на осталь
ные ролики практически уменьшается пропорционально косинусу угла
между направлением силы и прямой, соединяющей центр ролика с цен
тром подшипника.
Такая схема распределения нагрузок между роликами подтверждает
ся многочисленными испытаниями, проведенными в ОАО (ВНИИЖТ).
Результаты стендовых и поездных испытаний (рис. 5.18) показывают, что
при движении вагона в роликовом подшипнике буксы тележки модели

Рис. 5.18. Распределение нагрузки между роликами в корпусе буксы грузово
го вагона:
1 — в условиях стендовых испытаний (статическое приложение радиальной на
грузки); 2 — в поездных условиях; Р0, Р1, Р2... — нагрузки на центральный и бо
ковые ролики (с индексом «g» — в условиях движения, с индексом «c» — при
стендовых испытаниях); p — повторяемость нагружения

192

18—100 практически одинаковую на
грузку воспринимают семь роликов
(из девяти) вместо трех (из пяти) при
действии на подшипник одной ради
альной нагрузки. Это объясняется тем,
что в буксах тележек грузовых вагонов
вследствие забегания боковых рам воз
никают моменты в горизонтальной
плоскости, которые перегружают ро
лики, расположенные под углами 2αр
и 3αр (αр — угол между двумя смеж
ными роликами). Поскольку в тележ
ках пассажирских вагонов на буксы
действуют меньшие моменты в гори
зонтальной плоскости, можно допус
кать несколько большую разгрузку
Рис. 5.19. Расчетная схема нагру
центрального и смежных с ним роли
жения роликового подшипника
ков за счет увеличения нагрузки на
буксы вагона
ролики, расположенные под углом 2αр
(ролики, расположенные под углом
3αр, практически не воспринимают вертикальную нагрузку).
Расчетная схема (рис. 5.19), когда центр наиболее нагруженного ро
лика расположен на направлении вертикальной нагрузки Рn, а нагрузка
на остальные ролики уменьшается пропорционально косинусу угла меж
ду направлением силы и прямой, соединяющей центр ролика с центром
подшипника (nαр ≤ 90°, где n — порядковый номер ролика, отсчитанный
от центрального), принимается при выборе роликовых подшипников.

5.9.1. Силы, действующие на буксу вагона
Статическая вертикальная сила, приходящаяся на буксу вагона в гру
женом состоянии в эксплуатации, определяется по формуле
⎞
1 ⎛ Р +Т
Рбг = ⎜ ст
− Р кп ⎟,
⎟
2 ⎜ m0
⎝
⎠

(5.1)

то же в порожнем состоянии вагона —
⎞
1⎛ Т
Рбг = ⎜
− Р кп ⎟ .
⎟
2 ⎜ m0
⎝
⎠

(5.2)
193

Горизонтальная сила, действующая по направлению продольной оси
колесной пары, приходящаяся на одну буксу вагона в груженом состоя
нии, определяется по формуле
Н бг =

Р ст + Т
2т0

η,

(5.3)

то же в порожнем состоянии вагона —

Н бг =

Т
η.
2т0

(5.4)

В формулах (5.1)—(5.4):
Рст — статическая нагрузка вагона нетто;
Т — тара вагона;
Ркп — вес колесной пары;
m0 — количество колесных пар в вагоне;
η — коэффициент, учитывающий действие горизонтальных нагрузок — цен
тробежной силы и давление ветра: η = 0,125 — для пассажирского; η = 0,10 для
грузового вагона.

Наибольшая вертикальная сила, приходящаяся на одну буксу исхо
дя из допустимой нагрузки от колесной пары на рельсы,

Р − Ркп
Рб.max = 0
,
2

(5.5)

где Р0 — допустимая нагрузка от колесной пары на рельсы.

5.9.2. Выбор типов и количества подшипников в буксе
При выборе типов и количества подшипников на шейке оси учиты
вают основные требования к подшипниковым узлам, предъявляемые к
ним в условиях эксплуатации (рис. 5.20). Прежде чем перейти к расче
там динамической грузоподъемности и выбору требуемого типоразмера
подшипника, намечают тип подшипника, наиболее пригодного для кон
кретных условий работы. Такой предварительный выбор типа и серии
подшипника может быть осуществлен с учетом характера нагружения и
скоростного режима применительно к отдельным типам подшипников.
При выборе типа и серии подшипников для вагонных букс особое
внимание должно быть уделено высокой надежности его работы с уче
194

Рис. 5.20. Основные требования к подшипниковым узлам в зависимости
от условий эксплуатации

том заданной долговечности, вибро и ударостойкости, а также безо
пасности, ремонтопригодности, экономичности, экологичности, герме
тичности, требованиям к удобству периодического смазывания, монта
жа и демонтажа подшипникового узла. Важным является выбор сма
зочных материалов и способов уплотнения букс.
Как показывают многочисленные исследования ОАО (ВНИИЖТ) и
многолетний опыт эксплуатации, для вагонных букс наиболее рацио
нальный подшипниковый узел включает в себя два цилиндрических
роликовых подшипника без дистанционного кольца между ними. При
проектировании букс вагонов скоростных поездов на шейку оси может
быть установлен упорный шариковый подшипник с целью разгруже
ния цилиндрических подшипников от неблагоприятно действующих на
них аксиальных нагрузок. Подобные подшипниковые узлы широко при
меняют в буксах грузовых и пассажирских вагонов отечественных и за
рубежных железных дорог.

5.9.3. Определение эквивалентных нагрузок,
действующих на подшипник
При расчете радиальные и осевые силы, действующие на подшип
ник, приводят к эквивалентной (условной), определяемой по формуле

(

)

Рr = XVFr + YFa K т K б ,

(5.6)

где Х, Y — коэффициенты радиальной и осевой нагрузок соответственно [8,
табл. 4.3 и 4.4, 4.7 и 4.8. С. 226—228];
V — коэффициент вращения. При вращении внутреннего кольца по отно
шению к нагрузке V = 1,0, а при вращении наружного кольца по отношению к
нагрузке V = 1,2;

195

Fr — средняя постоянная радиальная нагрузка;
Fa — средняя постоянная осевая нагрузка;
Kт — температурный коэффициент [8, табл. 4.5. С. 227];
Kб — коэффициент безопасности (динамический) [8, табл. 4.6. С. 227—228].

Формулу (5.6) применяют при расчете динамической эквивалентной
радиальной нагрузки для шариковых радиальных и радиальноупорных,
а также роликовых радиальноупорных подшипников. Для роликовых
радиальных подшипников используют формулу

Pr = Fr K т K б .

(5.7)

Динамическая эквивалентная осевая нагрузка для шариковых и ро
ликовых упорнорадиальных подшипников

(

)

Ра = XFr + YFa K т K б ,

(5.8)

а для шариковых и роликовых упорных подшипников —

Ра = Fa K т K б .

(5.9)

Значения Х и Y в формуле (5.8) приведены в работе [8, табл. 4.7 и 4.8,
с. 228].
С целью определения эквивалентной динамической нагрузки необ
ходимо переменные радиальные и осевые силы, действующие на под
шипник вагонных букс, привести к средним постоянным величинам.
При достаточной точности расчетов среднюю постоянную нагрузку, име
ющую то же влияние на долговечность подшипника, что и переменная
нагрузка, определяют по формуле

Fr = 3,33 p1F13,33 + p2 F23,33 + ... + pi Fi3,33 ,

(5.10)

где р1, р2, ..., рi — соответственно повторяемость нагрузок F1, F2, ..., Fi в долях
единицы.

Применительно к вагонным буксам принимают два слагаемых фор
мулы (5.10) при определении эквивалентной динамической радиальной
нагрузки: для универсальных грузовых вагонов принимают р1 = 0,7 —
доля эксплуатации вагона в груженом режиме, р2 = 0,3 — то же в порож
нем режиме; для специализированных грузовых вагонов можно принять
р1= р2= 0,5; для пассажирских вагонов р1 = 1,0, р2 = 0. Соответственно
определяют составляющие нагрузок F1 и F2, действующие на подшип
196

ник, используя формулы (5.1), (5.2) или (5.5) — максимально допусти
мую конструктивную нагрузку.
При подсчете эквивалентной динамической осевой нагрузки рас
сматривают также два случая действия аксиальных сил, приложенных к
подшипнику — во время извилистого движения вагона на прямых и при
движении в кривых участках пути. При этом считается, что число левых
и правых поворотов вагона в кривых одинаково; доля движения вагона
по прямым составляет 0,75, а по кривым — 0,25. Принимается также,
что каждая сторона буксы вследствие равного количества левых и пра
вых кривых находится под воздействием осевой нагрузки половину вре
мени движения как по прямым, так и по кривым участкам пути.
Рассматривая два этих режима и пренебрегая относительно неболь
шой ветровой нагрузкой, получаем: Р1 = 0,75/2 = 0,375; Р2 = 0,25/2 =
0,125.
F1 = 2/3 ⋅Нц — при движении на прямых, F2 = Нц — в кривых участ
ках пути (Нц — центробежная сила, приложенная к подшипнику, кото
рая определяется с учетом формулы (3.18)).
Цилиндрические роликовые подшипники, применяемые в типовых
буксах вагонов, рассчитывают только на радиальные нагрузки, а осевые
нагрузки ими не воспринимаются. Следовательно, для них используют
формулу (5.7). Шариковые радиальные, радиальноупорные и упорные
подшипники, в случае их применения в буксах вагонов скоростных по
ездов, воспринимают только осевые нагрузки. Следовательно, для них
используют формулу (5.9).
Для роликовых радиальноупорных конических и самоустанавлива
ющихся подшипников значения Х и Y в формулах (5.6) и (5.8) принима
ются в зависимости от соотношения радиальной и осевой нагрузок и угла
контакта a° между нормалью к зоне контакта ролика с дорожкой качения
наружного кольца и плоскостью, перпендикулярной к оси подшипника
[8, табл. 4.4. С. 227]. В этом случае принимают для подшипников:
однорядного — при

Fa
VFr

двухрядного — при

≤ e : X = 1,0; Y = 0;

Fa
VFr

≤ e : X = 1;

Fa
VFr

> e : X = 0,4; Y = 0,4 ctgα

Y = 0,45 ctgα;

Fa
VFr

> e : X = 0,67;

Y = 0,67 ctgα; ( e = 1,5tgα ).
Коэффициент вращения в приведенных выше формулах принимают:
при вращении внутреннего кольца подшипника V = 1,0, а в случае враще
197

ния наружного кольца V = 1,2. Коэффициент безопасности принимают в
зависимости от характера нагрузки и ее распределения между подшипни
ками [8, табл. 4.6. С. 227—228]. Для вагонных подшипников при установке
на шейке оси с дистанционными кольцами принимают Кб = 1,3; без дис
танционных колец Кб =1,4. Температурный коэффициент, приведен
ный в формулах (5.6)...(5.9), для подшипников вагонных букс Кт = 1,0.

5.9.4. Установление долговечности подшипников
Под номинальной долговечностью понимается срок службы, число
оборотов колеса или километров пробега вагона, в течение которых не
менее 90 % из данной группы идентичных подшипников при одинако
вых условиях должны отработать без появления признаков усталости
металла. При этом характерным признаком усталости может явиться
выкрашивание металла на рабочих поверхностях деталей в виде рако
вин или отслаивание металла.
Для роликовых подшипников долговечность в миллион, оборотов
при 90 %й надежности рассчитывают на основе эквивалентной нагруз
ки Р и динамической грузоподъемности С по формуле
10

⎛С ⎞ 3
L10 = ⎜ ⎟ ,
⎝т⎠

(5.11)

для шариковых подшипников
3

⎛C ⎞
L10 = ⎜ ⎟ .
⎝P ⎠

(5.12)

В формулах (5.11) и (5.12):
С — базовая динамическая грузоподъемность, подсчитанная по формулам
или принимаемая по каталогам [9, 10] в зависимости от выбранного типа под
шипника;
Р — эквивалентная динамическая нагрузка, подсчитанная по формулам
(5.6)...(5.9).

Долговечность подшипника в километрах пробега вагона может быть
пересчитана по формуле

L10 s = L10 πDк ,

(5.13)

где Dк — диаметр по кругу катания среднеизношенного колеса вагона. При
номинальном диаметре 0,95 м Dк = 0,9 м.

198

Расчетная долговечность роликовых подшипников типовой буксы,
определяемая по формуле (5.13) согласно «Нормам», должна быть не
менее 3 млн км для пассажирских и 1,5 млн км для грузовых вагонов.
Принимая эти нормативные значения пробегов, получим количество
оборотов подшипников, для пассажирских вагонов равное 1062 млн, для
грузовых — 531 млн оборотов.
Долговечность подшипников в часах работы рассчитывают по формуле

L10h =

106 L10
60n

,

(5.14)

где n — частота вращения, об/мин.

Полученные по формулам (5.11)...(5.14) долговечности соответству
ют 90 %й надежности.
Если потребуется обеспечить более высокую надежность подшип
никового узла, то выбирают подшипники повышенного класса точнос
ти. В этом случае долговечность подшипника может быть определена
по формуле [8, с. 229]

Lna = a1a23L10 ,

(5.15)

где а1 — коэффициент долговечности при надежности, отличной от 90 %й
(табл. 5.2).
а23 — коэффициент, учитывающий особые свойства металла и условия экс
плуатации (табл. 5.3).

Таблица 5.2
Коэффициент долговечности а1 при надежности, отличной от 90 %-й [10]
Надежность, %
а1

90

95

96

97

98

99

1,00

0,62

0,53

0,44

0,33

0,21

Таблица 5.3
Коэффициент а23 для различных условий работы подшипника [8, табл. 4.15, С. 235]
Подшипник
Шарикоподшипник
(кроме сферического)
Роликоподшипник
цилиндрический

Обычные

УГД, слой с ∧ ≥ 2,5,
сталь обычная

УГД, слой с ∧ ≥ 2,5,
сталь ЭШП или ВДП

0,7...0,8

1,0

1,2...1,4

0,5...0,6

0,8

1,0...1,2

Примечание: УГД — упругая гидродинамическая пленка между контактирующими
поверхностями, обеспечивающая отсутствие контакта между микронеровностями
колец и тел качения (∧ ≥ 2,5) и отсутствие перекоса в узле. ЭШП и ВДП — сталь электрошлакового и вакуумно-дугового переплава соответственно.

199

5.9.5. Определение необходимой динамической грузоподъемности
Расчет подшипников качения может быть сведен к решению одной
из двух поставленных задач: проверка долговечности данного типа, се
рии и размеров подшипника; выбор подшипника по заданной долго
вечности. В первом случае используют формулы (5.11)...(5.15). При про
ектировании новой конструкции буксы вагона определяют необходи
мую динамическую грузоподъемность.
Для радиальных роликовых подшипников базовая динамическая
радиальная грузоподъемность Cr определяется по формуле

(

Cr = bm fc iLWe cos α

)

7/9

29 / 27
Z 3 / 4 DWe
,

(5.16)

где bm — коэффициент, характеризующий свойства стали с учетом способа ее из
готовления. Для цилиндрических и конических роликовых подшипников с меха
нически обработанными кольцами bm = 1,1 [12, приложение 3, табл. 6, с. 573];
fc — коэффициент, зависящий от геометрии деталей подшипника, точнос
ти их изготовления и материала [см. там же, табл. 7, с. 574];
i — число рядов тел качения;
LWe и DWe — соответственно длина и диаметр ролика, мм;
α — номинальный угол контакта подшипника;
Z — число тел качения в однорядном и в одном ряду многорядного под
шипника при равном их количестве в каждом из рядов.

Для радиальных и радиальноупорных шариковых подшипников для
расчета Cr используют формулы
Cr = bm fc (i cos α )

0,7

7,8
при DW ≤ 25,4 мм;
Z 2 / 3 DW

Cr = 3,647bm fc (i cos α )

0,7

1,4
при DW 25,4 мм.
Z 2 / 3 DW

(5.17)
(5.18)

В формулах (5.17) и (5.18):
bm — коэффициент, приведенный в работе [12, табл. 1, с. 566];
fc — коэффициент, определяемый по табл. 2 [12, с. 566].

5.9.6. Проверка материала деталей подшипника
на контактную прочность
Для принятой расчетной схемы (см. рис. 5.22) с учетом радиального
зазора, а также деформации колец и роликов при установке подшипни
ков в жестком корпусе буксы вагона на наиболее нагруженный ролик в
типовом цилиндрическом подшипнике при числе роликов z = 10÷20
действует сила, определяемая по формуле
200

Р0 =

4,6Рn
z

,

(5.19)

где Рn = 1/2Рбг Кб — радиальная нагрузка, действующая на один подшипник от
силы тяжести вагона брутто с учетом динамичности ее приложения:
Кб — коэффициент безопасности [8, с. 225]: для пассажирского вагона Кб
= 1,3; для грузового — Кб = 1,4;
z — число роликов в подшипнике.

В приближенных расчетах для роликовых подшипников можно при
нять [8, с. 195]

Р0 =

5,0Рn
z

.

(5.20)

Для шарикового упорного подшипника буксы вагона, если действу
ет осевая нагрузка без эксцентриситета, к каждому телу качения будет
приложена сила

H 0 = H n / z.

(5.21)

Контактные напряжения материала наиболее нагруженного ролика
(рис. 5.18) и колец цилиндрического подшипника определяют по фор
муле [8, с. 204, табл. 3.2]
 Р 0 (D ± d ) 

σmax = 271
⋅
Dd 
 l



1/ 2

,

(5.22)

а между взаимодействующими телами шарикового упорного подшипни
ка [8, с. 203, табл. 3.2]
2

 2r − D  3
σmax = 1367H 0 
 ,
 rD 
1

3

(5.23)

где Р0 — наибольшая нагрузка на ролик, Н;
l — расчетная длина контакта ролика с кольцом за вычетом фасок и канавок
для выхода шлифовального круга, м; D, d, l и r — показаны на рис. 5.21.

Полученные по формуле (5.22) и (5.23) контактные напряжения
не должны превышать допускаемых [σ] = 3500 МПа для стали марки
ШХ15СГ.
201

При приближенном расчете
по габаритным размерам стан
дартного подшипника макси
мальные напряжения подсчиты
вают по формулам:
радиального с короткими ци
линдрическими роликами
Рис. 5.21. Схема взаимодействующих тел
качения:
а — цилиндра с выпуклой (+) и охватываю
щей (—) цилиндрическими поверхностями;
б — шара с охватывающей сферой

σmax = 6420 3

σmax = 2500

Fr

(D + d )B

; (5.24)

упорного шарикового

Fa
2

D −d2

.

(5.25)

В формулах (5.24) и (5.25):
D — номинальный диаметр наружной поверхности наружного кольца ради
ального и свободного кольца упорного подшипника;
d — диаметр отверстия внутреннего кольца радиального и внутреннего ту
гого кольца упорного подшипника;
B — ширина подшипника;
Fr и Fa — соответственно радиальная и осевая нагрузки, действующие на
подшипники.

Допускаемые напряжения при этом не должны превышать 3500 МПа.

5.9.7. Надежность роликовых подшипников
В связи с тем, что радиальная нагрузка и динамическая радиальная
грузоподъемность роликового подшипника являются случайными вели
чинами, определяют вероятность безотказной его работы в эксплуатации
[27], которая отождествляется с вероятностью выполнения условия

PL1/ р ≤ C ,

(5.26)

где P — динамическая эквивалентная нагрузка, Рэ или Нэ;
C — динамическая грузоподъемность;
L — заданный ресурс;
р — показатель степени, равный 3 для шарикоподшипников и 10/3 для ро
ликоподшипников.

202

При предположении нормального закона распределения вероятность
безотказной работы подшипника может быть найдена по квантили up,
величина которой определяют по формуле [27]:

up = −

n −1
2
2
n 2vс + v р

,

(5.27)

где n — коэффициент запаса по средним нагрузкам;
vc и vp — коэффициенты вариации динамической грузоподъемности и ра"
диальной нагрузки соответственно.

Коэффициент запаса по средним нагрузкам для роликовых подшип"
ников рассчитывают по формуле

n=

C
PL0,3

,

(5.28)

где C — среднее значение динамической грузоподъемности: для роликовых
подшипников C = 1,46C , для шарикоподшипников C = 1,52C (C90 — 90 %"я
90
90
динамическая грузоподъемность, значение которой находят в каталогах и спра"
вочниках, оно соответствует случайному характеру действующих на подшип"
ник нагрузок в эксплуатации).

Коэффициент вариации vp динамической эквивалентной нагрузки
принимают равным коэффициенту вариации внешней нагрузки, дей"
ствующей на подшипник, который для вагонных подшипников нахо"
дится в пределах 0,12...0,25. Коэффициент динамической грузоподъем"
ности vс для роликовых подшипников принимают равным 0,25, а для
шарикоподшипников — 0,27.
Среднее значение P соответствует радиальной или осевой нагрузке
на подшипник, определяемой по формулам (5.6), (5.7) или (5.8), (5.9).
По найденной величине квантиля uр, используя данные табл. 5.4, опре"
деляют вероятность безотказной работы подшипника р(τ).
Таблица 5.4
Соответствие вероятности безотказной работы роликового подшипника
величине квантили [27, табл. 1.1, с. 23]
Квантиль, up
р(τ)

0,0

–0,5

–1,0

–1,5

–2,0

–2,5

–3,0

0,5

0,6915

0,8413

0,9332

0,9772

0,9938

0,9986

203

Глава 6. АНАЛИЗ КОНСТРУКЦИЙ, ПРОЧНОСТИ
И НАДЕЖНОСТИ РЕССОРНОГО ПОДВЕШИВАНИЯ
Рессорное подвешивание является одним из важнейших элементов
ходовых частей, от которого зависит плавность хода при движении ва
гона по неровностям железнодорожного пути. В этих случаях происхо
дит колебание подвижного состава и возникают динамические силы,
действующие на элементы конструкции вагона, пассажиров и перево
зимый груз. В целях обеспечения плавности хода, повышения безопас
ности движения поездов, создания комфортных условий для пассажи
ров, сохранения качеств грузов при перевозках в ходовых частях ваго
нов применяют специальные устройства, которые включают в себя упругие
элементы, гасители колебаний и возвращающие устройства. Комплекс
этих устройств обеспечивает снижение ускорений колебательного дви
жения и уменьшение воздействия динамических сил на элементы ваго
на, создавая плавный ход подвижного состава в процессе длительной
эксплуатации. При этом параметры рессорного подвешивания должны
соответствовать нормативным значениям и не должны существенно
изменяться с течением времени.

6.1. Упругие элементы
Упругие элементы, являясь основной составной частью рессорного
подвешивания, смягчают толчки и удары, действующие на движущий
ся вагон от рельсового пути. У неподвижного вагона упругие элементы
испытывают лишь воздействие статической нагрузки, прогибаясь на
величину, называемую статическим прогибом. В качестве упругих эле
ментов вагонов применяют витые стальные пружины, резиновые, пнев
матические, торсионные, тарельчатые, кольцевые и другие типы упру
гих элементов, а в старотипных и некоторых современных вагонах —
стальные листовые рессоры [4, 16, 17, 49].
Рессорой называют упругий элемент, собранный из отдельных полос,
тарелей или колец. К рессорам также относят торсионы, резиновые и
пневматические устройства. Пружина — упругий элемент, изготовлен
ный завивкой.
204

Первые отечественные грузовые двухосные, а пассажирские и тре
хосные вагоны оборудовались подвесными незамкнутыми листовыми
рессорами, которые составлялись из листов желобчатой стали, соединен
ные между собой в средней части шпилькой и стянутые хомутом. В те
лежках пассажирских вагонов применялись эллиптические (замкнутые)
листовые рессоры.
Эллиптическая рессора системы Н.К. Галахова (рис. 6.1), разрабо
танная в 1909 г. техником бывших Тамбовских мастерских Н.К. Галахо
вым, по гибкости и простоте устройства считается одной из лучших и до
сих пор применяется в тележках типа КВ3И2 рефрижераторных ваго
нов и в некоторых старотипных ЦМВ (цельнометаллические вагоны).
Она состоит из двух пятирядных половин, соединенных вместе на
конечниками 1 и 5 специальной формы, укрепляемых к концам корен
ных листов болтами или заклепками 2. Причем наконечник 5 нижней
половины имеет выступающий буртик цилиндрической формы, а на
конечник 1 верхней половины — желоб, образующие полушарнир. Для
ограничения поперечного сдвига половин рессоры в средней части вер
хнего наконечника 1 сделан выступ 3, а в нижней половине 5 — соот
ветствующий вырез 4. Расстояние между центрами наконечников не
загруженной рессоры называется длиной ее хорды Б, а загруженной —
длиной рессоры А. Стрела прогиба В у эллиптических рессор измеряет
ся между коренными листами верхней и нижней половин около хому
тов, а высота рессоры Г — между наружными листами.
Пневматические рессоры, являющиеся наиболее прогрессивными
упругими элементами ходовых частей, применяют в тележках пасса

Рис. 6.1. Листовая эллиптическая рессора системы Галахова

205

жирских вагонов скоростных поездов. Основным преимуществом их пе
ред другими типами упругих элементов является способность поддержа
ния положения кузова на определенном уровне относительно верха голо
вок рельсов независимо от величины нагрузки, что обеспечивается авто
матическим регулированием давления воздуха внутри рессоры. Кроме того,
они обладают хорошими вибро и шумогасящими свойствами, что обеспе
чивает комфорт пассажирам. Пневматические рессоры имеют также мень
шую массу. Однако они сложнее по конструкции и обслуживанию в эксп
луатации, так как требуют наличия источника питания рессор воздухом,
системы трубопроводов и арматуры. Получили распространение пневма
тические рессоры баллонного (рис. 6.2, а), диафрагменного (рис. 6.2, б) и
смешанного (рис. 6.2, в) типов. Наиболее широко из них применяются рес
соры диафрагменного типа, так как они позволяют получать регулируе
мые характеристики вертикальной и горизонтальной жесткостей.
На пневморессору опирается надрессорная балка 5 (см. рис. 6.2, б),
которая соединяется с баллоном диафрагмы 6, прикрепленным к кор
пусу 7. Внутри рессоры имеется резиновый ограничитель 8, предусмот
ренный на случай резкого падения давления в системе или большой
просадки надрессорной балки под действием динамических нагрузок.
Пневморессоры работают в системе пневматического подвешивания
вагона. Схема такого подвешивания обычно состоит из пневморессоры
3 (рис. 6.3) с дополнительным резервуаром 1, снабженным дросселем 2,
регулятора положения кузова 4, трубопровода 5, главного резервуара 6
и компрессора 7.

Рис. 6.2. Пневматические рессоры типов:
а — баллонного; б — диафрагменного; в — смешанного типа; 1 — патрубок для под
вода воздуха; 2 — резинокордная оболочка; 3 — опоясывающее кольцо; 4 — ниж
няя опора; 5 — надрессорная балка; 6 — диафрагма; 7 — корпус; 8 — ограничитель

206

Рис. 6.3. Система пневматического подвешивания вагона:
Vр и Vд — объемы пневморессоры и дополнительного резервуара соответственно

Работа такой системы заключается в следующем. Повышение нагруз
ки Р от кузова приведет к сжатию пневморессоры 3 и перемещению вниз
золотника регулятора 4 так, что его отверстие б соединится с каналом а.
В результате сжатый воздух из главного резервуара 6 поступит в пнев
морессору 3 и приподнимет кузов на прежнюю высоту. Разгрузка кузова
и уменьшение силы Р приведет к тому, что приподнимется вверх золот
ник и посредством его выточки в часть воздуха из пневморессоры уда
лится в атмосферу. В результате давление воздуха в пневморессоре умень
шится и кузов вагона опустится и займет прежнюю высоту, при которой
все отверстия в золотнике будут перекрыты.
Таким образом, подобная система пневматического подвешивания
обеспечит автоматическое поддержание кузова на определенной высо
те при изменении нагрузки, что необходимо для вагонов, имеющих по
вышенную гибкость рессорного подвешивания.
Резиновые и резинометаллические упругие элементы применяются в те
лежках вагонов, так как они обладают хорошими амортизирующими
свойствами, а также способностью гасить вибрационные и звуковые
колебания. Однако недостаточно широкое их распространение объяс
няется свойствами резины, существенно влияющими на параметры под
вешивания при различных климатических условиях и длительности эк
сплуатации. Резиновые элементы чаще всего используют в тележках
отечественных вагонов в виде прокладок в буксовом подвешивании и
скользунах для гашения высокочастотных колебаний и уменьшения
шума, а также в шкворневых узлах тележек скоростных вагонов и ваго
нов электро и дизельпоездов.
Торсионные рессоры применяют в рессорном подвешивании ваго
нов. Такая рессора представляет собой прямой стальной стержень
207

(торсион) 4 (рис. 6.4, а), один конец которого закреплен в кронш
тейне 5, а другой жестко связан с рычагом 1, который шарнирно со
единяется с обрессоренной частью вагона (например, надрессорная
балка). Второй опорой служит подшипник 2, установленный в крон
штейне 3, причем в подшипнике может быть создано необходимое
трение, способствующее затуханию колебаний вагона. Кронштейны
5 и 3 могут быть укреплены на раме тележки. Торсион 4, изготавли
ваемый из специальной хромоникельмолибденовой термически об
работанной стали, по концам крепится жестко, например, с помо
щью шлицевых соединений.
Нагрузка Р на торсионную рессору вызывает поворачивание рычага
1, а следовательно скручивание торсиона 4, вызывая упругие деформа
ции кручения. Подобные торсионные устройства применяются в полу
вагонах отечественной постройки для облегчения подъема крышек лю
ков после разгрузки кузова: один конец торсиона прикреплен к крышке
люка, а другой к рычагу, шарнирно связанному с хребтовой балкой рамы.
Торсион при этом закручивается под действием силы тяжести высыпа
ющегося груза, а после освобождения крышки от груза упруго дефор
мированный торсион поднимет ее в горизонтальное положение. Торси
онные рессоры получили распространение в некоторых тележках ваго
нов зарубежных стран.
Тарельчатая рессора, или рессора Бельвиля (по имени американско
го изобретателя) (рис. 6.4, б), состоит из набора упругих стальных таре
лей, имеющих вид усеченного конуса с углом подъема g и высотой h,
соединенных в секции по две, четыре и более штук в каждой. В резуль
тате действия силы Р тарели распрямляются и уменьшается угол g . При
этом рессора получает прогиб, смягчая ударную нагрузку. Тарельчатые
рессоры в вагоностроении применяются редко.

Рис. 6.4. Типы рессор:
а — торсионная; б — тарельчатая; в — кольцевая

208

Кольцевая рессора (рис. 6.4, в) состоит из наружных 1 и внутренних 2
стальных колец, опирающихся друг на друга своими конусными поверх
ностями. Под действием нагрузки Р рессора прогибается вследствие упру
гих деформаций растяжения наружных и сжатия внутренних колец, так как
на конусных их поверхностях возникают значительные поперечные силы.
Кольцевые рессоры обладают очень высокой амортизационной способно
стью, достигающей 60—70 % воспринимаемой ими работы. Они могут вос
принимать большие нагрузки и применяться в рессорном подвешивании
тяжеловесных вагонов и ударнотяговых приборах автосцепки.
Витые пружины. В ходовых частях современных вагонов в качестве
упругих элементов наибольшее распространение получили витые ци
линдрические пружины (рис. 6.5, а), которые по сравнению с применя
емыми ранее листовыми рессорами позволяют получать необходимые
упругие характеристики при меньших массах и габаритных размерах, а
в сочетании с гасителями колебаний обеспечивать более спокойный ход
вагона. Кроме того, пружины в отличие от листовых рессор могут смяг
чать горизонтальные толчки и удары, а также они гораздо проще в изго
товлении и ремонте.
В силу своих преимуществ цилиндрические пружины почти вытес
нили широко применяемые ранее листовые рессоры. Конические пру
жины (см. рис. 6.5, б) имеют более благоприятную силовую характерис
тику, однако они сложны в изготовлении и ремонте. Поэтому эти пру
жины не нашли широкого распространения в вагоностроении.

Рис. 6.5. Витые пружины:
а — цилиндрическая; б — коническая

209

6.2. Гасители колебаний, возвращающие
и стабилизирующие устройства
При движении вагона по периодическим неровностям пути (напри
мер, стыкам рельсов) со скоростью, когда частоты вынужденных и соб
ственных колебаний близки по величине, могут возникать большие
амплитуды колебаний кузова на рессорах (резонанс), если в системе
рессорного подвешивания отсутствуют или малы силы сопротивления.
Поэтому для гашения резонансных колебаний в систему рессорного под
вешивания вводят специальные гасители, которые позволяют снизить
амплитуды и ускорения колебательного движения, а, следовательно,
уменьшить воздействие динамических сил на элементы вагона и перево
зимый в нем груз и пассажиров. Многочисленные разновидности конст
рукций гасителей колебаний, применяемых в подвижном составе же
лезных дорог, можно объединить в две большие группы: фрикционные
и вязкого сопротивления [52, 53]. Рассмотрим некоторые из них.
Фрикционные гасители колебаний наиболее широко применяются в
тележках грузовых вагонов. Так, в двухосных тележках модели 18100
фрикционный гаситель колебаний состоит из двух фрикционных кли
ньев 2 (рис. 6.6, а), размещенных между наклонными поверхностями
концов надрессорной балки 1 и фрикционными планками 3, укреплен
ными на колонках 4 боковой рамы тележки. Клинья опираются на двух
рядные цилиндрические пружины 5, а надрессорная балка — на основ
ные пружины 6. Работа таких гасителей заключается в следующем.
При вертикальных колебаниях надрессорной балки 1 совместно с
обрессоренными массами вагона фрикционные клинья 2 перемещают

Рис. 6.6. Фрикционные гасители колебаний:
а — клиновой с переменной силой трения; б — с постоянной силой трения

210

ся вниз и вверх относительно фрикционных планок 3. В результате между
клиньями и планками возникают силы трения, создающие сопротивле
ние колебательному движению. При этом величина силы трения прямо
пропорциональна прогибу пружин и возрастает с его увеличением, так
как клинья прижимаются с большей силой. Работа сил трения преобра
зуется в тепловую энергию, которая рассеивается в окружающую среду
необратимо. Такого типа гаситель называют фрикционным с перемен
ной силой трения, зависящей от прогиба.
Фрикционный гаситель колебаний с постоянной силой трения, пока
занный на рис. 6.6, б, устроен так, что сила трения не зависит от проги
ба рессорного подвешивания. В пазах 10 концов надрессорной балки
установлены башмаки 7, в которых размещены стаканы 8 с пружинами 9.
Стакан 8 прижат предварительно сжатой пружиной 9 к фрикционной
планке 6 боковой рамы тележки. Сила трения, возникающая при коле
бании надрессорной балки совместно с опирающимися на нее частями,
постоянна и зависит только от жесткости и величины предварительно
го сжатия пружины, а также коэффициента трения между взаимодей
ствующими плоскостями стаканов и фрикционных планок.
К гасителям колебаний с постоянной силой трения относится дис:
ковый фрикционный гаситель (рис. 6.7).
Его конструкция состоит из стальных дисков 6, зажатых между дву
мя фрикционными прокладками 2 с помощью пружины 7, болта 4, по

Рис. 6.7. Дисковый фрикционный гаситель колебаний с постоянной силой трения

211

водков 3 и резиновых прокладок 5. Рычаги 1 и 8 с помощью валиков
крепят между опорами упругих элементов. При колебании вагона и от
носительном угловом перемещении рычагов 1 и 8, а следовательно дис
ка 6 и прокладок 2, между ними возникают силы трения постоянной
величины. Эти силы можно регулировать величиной сжатия пружины 7
с помощью гаек болта 4.
Как отмечалось выше, существенным недостатком фрикционных
гасителей колебаний является нестабильность их работы и невозмож
ность создавать необходимую силовую
характеристику. Эти и другие недостат
ки могут быть устранены в гасителях ко
лебаний гидравлического типа и других
гасителях вязкого сопротивления, кото
рые, несмотря на усложнение изготовле
ния, ремонта и технического обслужи
вания, широко применяются в тележках
современных пассажирских вагонов, ис
пользуемых упругие элементы, не обла
дающие внутренним трением. Гидравли
ческие гасители колебаний обычно выпол
нены телескопическими поршневыми.
В них сила сопротивления создается за
счет перетекания жидкости из одной
полости в другую через узкие калибро
ванные (дроссельные) отверстия. Сила
сопротивления гасителя в этом случае
зависит от вязкости жидкости, размеров
дроссельных отверстий и пропорцио
нальна скорости перемещения поршня.
Силовую характеристику можно созда
вать на основе требований к ходовым
качествам вагона путем подбора вязко
сти жидкости и размеров дроссельных
отверстий.
Гидравлический гаситель колебаний
(рис. 6.8) обычно состоит из рабочего
цилиндра 5, подвижного поршня 3 со
штоком 8, неподвижного поршня 13,
верхнего 2 и нижнего 1 клапанов, кор
Рис. 6.8. Схема гидравлическо
го гасителя колебаний

212

пуса 6 и направляющей втулки 7. Между цилиндром 5 и корпусом 6
образуется резервуар 4. Гаситель заполнен вязкой жидкостью (вере
тенное, приборное, трансформаторное масло), которая подбирается с
таким расчетом, чтобы в летнее и зимнее время ее вязкость изменя
лась незначительно. Работа гидравлического гасителя колебаний зак
лючается в следующем. При движении поршня 3 вниз (ход сжатия) верх
ний клапан 2 приподнимается, и жидкость из подпоршневой полости ци
линдра 5 перетекает в надпоршневую 10 через большие отверстия 11.
Одновременно вследствие движения штока 8 вниз давление под порш
нем 3 повышается и часть жидкости с сопротивлением перетекает из
полости 12 через дроссельное отверстие клапана 1 в резервуар 4.
В это время давление жидкости в надпоршневой 10 и подпоршневой
12 полостях цилиндра 5 выравнивается, так как полости 12 и 10 соеди
нены между собой через большие отверстия 11 поршня приподнятого
вверх клапана 3.
При движении поршня 3 вверх (ход растяжения) верхний клапан 2
закрывается под действием повышенного давления в надпоршневой
полости 10, и жидкость с сопротивлением перетекает через дроссель
ные каналы в подпоршневую полость 12. Одновременно в полости 12
наступает разрежение, вследствие чего нижний клапан 1 поднимается и
пропускает жидкость из резервуара 4 в подпоршневую полость 12, вос
полняя недостающий объем жидкости, поступающий из меньшего над
поршневого пространства, включающего объем штока 8. Резервуар 4 га
сителя служит для размещения объема жидкости, вытесняемой штоком
8 из цилиндра при движении поршня 3 вниз, а также является сборни
ком жидкости, просачивающейся через кольцевой зазор между штоком
и направляющей втулкой 7. Для предотвращения выдавливания жид
кости наружу гаситель имеет уплотнение 9.
В тележках пассажирских вагонов применяются также возвращаю:
щие устройства, которые служат одновременно для смягчения боковых
толчков, возникающих вследствие набегания гребней колес при изви
листом движении колесных пар на прямых участках пути и при входе
вагона в кривые, а также для возвращения отклоненного кузова под дей
ствием поперечных сил в среднее положение. Возвращающие устрой
ства бывают двух типов, различающиеся по принципу действия и кон
структивному выполнению. К первому типу относятся устройства, воз
вращающая сила которых создается за счет использования силы тяжести
кузова, воздействующего на тележку. Во втором типе устройства воз
вращающая сила обеспечивается за счет использования поперечной
213

упругости элементов рессорного подвешивания. В современных тележ
ках грузовых вагонов, например, функции возвращающих устройств
выполняют пружины, возвращающая сила которых пропорциональна
величине их горизонтальной упругой деформации. В тележках пасса
жирских вагонов роль возвращающих устройств совместно с люлькой
выполняют упругие поводки, а также пневматические и другие типы
упругих элементов подвешивания.
Одной из важнейших мер для улучшения плавности хода вагона в вер
тикальном направлении является увеличение гибкости рессорного под
вешивания. Однако при этом возрастает боковая качка кузова. В этом
случае применяют особые устройства — стабилизаторы, которые обес
печивают упругое сопротивление только крену кузова и позволяют
значительно увеличить суммарный статический прогиб рессорного
подвешивания вагона. В подвешивании могут быть использованы ры
чажные, торсионные и другие типы стабилизаторов боковой качки
вагонов.

6.3. Рессорное подвешивание тележек вагонов нового
поколения
Рассмотрим некоторые конструкции подвешивания, внедряемые
ходовые части грузовых и пассажирских вагонов нового поколения.

6.3.1. Рессорное подвешивание тележки модели 18(578
грузового вагона
Центральное рессорное подвешивание тележки (рис. 6.9) состоит из ком
плекта пружин и фрикционных клиновых гасителей колебаний, однако оба
элемента имеют качественные отличия от тележки модели 18100.
Комплект пружин имеет линейную вертикальную силовую характе
ристику, обеспечивающую увеличенный до 68 мм прогиб под массой
груженого вагона. Минимальный прогиб под массой порожнего вагона
составляет 13 мм, что улучшает показатели вертикальной динамики и
безопасности движения.
Оптимальный выбор соотношения жесткости подклиновых пружин
и пружин под надрессорной балкой обеспечивает необходимое увели
чение поджатия клина в порожнем режиме и близкие коэффициенты
относительного трения {0,084—0,099} для порожнего и груженого ре
жимов движения. Пружины изготовлены из шлифованного прутка (сталь
60 С2ХФА) с эффективным дробеструйным упрочнением, что обеспе
214

Рис. 6.9. Рессорное подвешивание тележки 18578:
1 — фрикционный клин; 2 — планка контактная; 3 — пружина наружная; 4 — пру
жина внутренняя

чивает повышение на 20—25 % их усталостной прочности и высокий
уровень долговечности и релаксационной стойкости в условиях эксп
луатации. Фрикционные клинья (рис. 6.10) отлиты из бейнитного (иголь
чатый тростит) высокопрочного термоупрочненного чугуна марки ВЧ
120 с твердостью 365—444 НВ и оборудованы на наклонной поверхнос
ти износостойкими полимерными накладками. Полимерная накладка
фиксируется с помощью выступов, выполненных как одно целое с те
лом накладки и входящих в аналогичные углубления клина. Упругие
фрикционные клинья полностью исключают схватывание клиньев и
износ надрессорной балки.
215

Рис. 6.10. Фрикционный клин тележки модели 18578:
1 — клин; 2 — накладка

Накладки из полиуретанового эластомера марки АПИ4 обеспечи
вают нормальную работу фрикционного гасителя колебаний при тем
пературах от –60 до +80 °С и реверсивном трении в паре фрикционный
клин — надрессорная балка в условиях динамических нагрузок. Гаран
тийная наработка накладки 600 тыс. км пробега.
Фрикционная планка — составная, выполнена из стали 30 ХГСА.
Основная ее часть толщиной 10 мм имеет твердость 302—412 НВ, а
контактная — толщиной 6,5 мм — 320—412 НВ. Новое конструктив
ное исполнение элементов системы демпфирования колебаний в
рессорном подвешивании тележки модели 18578 позволяет увели
чить ее ресурс по сравнению с ресурсом тележки модели 18100 не
менее чем в 5 раз. При этом полностью обеспечена защита от изно
сов наклонных поверхностей надрессорной балки, а основной износ
происходит на поверхности сменной контактной планки. Благодаря
упругой связи клиньев с надрессорной балкой исключается контакт
«металл по металлу», в сочетании с оптимально выбранной жесткос
тью пружинного комплекта обеспечивается стабильная работа гасите
лей колебаний. Показатели вертикальной и горизонтальной динами
ки вагона улучшаются на 15—20 %, снижаются боковые силы воздей
ствия на путь.
216

6.3.2. Рессорное подвешивание тележки модели 68(4096
пассажирского вагона
Рессорное буксовое подвешивание (рис. 6.11), являющееся первичной
ступенью подвешивания, предназначено для передачи нагрузок от рамы
тележки на колесную пару. Оно состоит из двухрядного комплекта вин
товых цилиндрических пружин 1 с оттянутыми и поджатыми опорны
ми витками, опорного гнезда 2, устанавливаемого сверху на корпусе бук
сы и служащего для фиксации комплекта пружин на корпусе буксы, ре
зиновой прокладки 3 для гашения высокочастотных колебаний и двух
поводков 4 — для связи колесной пары с рамой тележки и передачи про
дольных и поперечных усилий. Поводки буксовые устанавливаются в
клиновые пазы кронштейнов буксы и рамы тележки и закрепляются
болтами 5. Болты от самоотвинчивания стопорятся шайбами 6.
В буксовом подвешивании расположен также гидравлический гаси
тель колебаний 7 со штыревым его креплением. Он устанавливается в крон
штейнах рамы и корпуса буксы в резиновых амортизаторах 8 и закрепля
ется с помощью шайб 9, гаек 10 и шплинтов 11.
В верхнем узле крепления гидравлического гасителя для предотвраще
ния перетяжки резиновых амортизаторов устанавливается втулка 12, а для
предотвращения ослабления затяжки резиновых амортизаторов 8 исполь
зуются гайки 10 и шплинты 11. Сила сопротивления гидравлического га

Рис. 6.11. Буксовое подвешивание тележки модели 684096 с гидравлическим
гасителем колебаний

217

сителя при скорости 0,1 м/с — 3,5 кН, при скорости 0,25 м/с — 6,5 кН. При
установке гидравлического гасителя маркировка, нанесенная на корпусе,
ориентирована вдоль оси колесной пары в наружную сторону тележки.
Рессорное подвешивание центральное является вторичной ступенью под
вешивания тележки и предназначено для передачи нагрузки от кузова ва
гона через надрессорный брус и комплекты пружин на раму тележки. Под
вешивание центральное (рис. 6.12) выполнено безлюлечным с цилиндри
ческими винтовыми пружинами 1, вертикальными 2 с узлом крепления 9 и
горизонтальными 3 гидравлическими гасителями колебаний.
Для реализации момента трения в опорных скользунах и для предот
вращения сдвигающих (продольных) усилий служат продольные повод
ки 4 с узлами крепления 8. Для ограничения прогиба использованы свар
ные опоры 5, установленные внутри пружин.
С целью фиксирования надрессорной балки относительно рамы те
лежки перед подкаткой тележки под вагон служит стяжное устройство,
состоящее из двух серег 6, осей 7 и элементов крепления. Пружины 1
при этом должны быть подвергнуты предварительному сжатию до со
впадения паза серьги с отверстиями в проушинах на раме тележки.

Рис. 6.12. Центральное подвешивание тележки модели 684096

218

6.4. Основные положения проектирования и расчета
рессорного подвешивания вагонов
Система рессорного подвешивания должна обеспечивать необходи
мую плавность хода и динамическую устойчивость вагона при движе
нии со скоростями, достигающими конструкционной по техническому
заданию. Это осуществляется благодаря рациональным параметрам рес
сорного подвешивания, основными из которых являются: статический
прогиб и его распределение по ступеням подвешивания, конструктив
ный запас прогиба и коэффициент сопротивления (трения) демпферов.
В целях обеспечения необходимых качеств хода вагонов определяют па
раметры упругих элементов и гасителей колебаний, а также прочностные
характеристики элементов рессорного подвешивания для надежной их
работы в эксплуатации.

6.4.1. Параметры элементов рессорного подвешивания вагонов
Упругие элементы подвешивания характеризуются жесткостью и
гибкостью. Жесткость упругого элемента численно равна силе, вызы
вающей единичный его прогиб, т.е.

c=

P
,
f

(6.1)

где Р — внешняя сила, приходящаяся на упругий элемент, Н;
f — прогиб упругого элемента под давлением силы Р, м.

Гибкость l — обратная величина жесткости, численно равная проги
бу упругого элемента под действием единичной силы, т.е.
λ=

f 1
= .
P c

(6.2)

Жесткость и гибкость упругого элемента зависят от конструктивных
его особенностей и могут быть наглядно представлены и определены по
силовым характеристикам.
Силовая характеристика цилиндрической пружины (рис. 6.13, а) ли
нейна, нагружение н и разгружение р происходят по одной и той же пря
мой ОА, так как внутреннее трение в пружине практически отсутствует.
Поэтому жесткость цилиндрической пружины, определяемая по
формуле (6.2), является величиной постоянной, не зависящей от ее про
гиба f. В данном случае жесткость, равная отношению сторон прямоу
219

гольного треугольника, представляет собой тангенс угла наклона линии
ОА к оси абсцисс, т.е.

c = tg α.

(6.3)

Силовая характеристика конической пружины (рис. 6.13, б), у кото
рой также практически отсутствует внутреннее трение, осуществляется
по кривой линии ОА вследствие того, что по мере возрастания прогиба f
включаются поочередно витки меньшего диаметра, увеличивая жест
кость. Таким образом, в начальный момент жесткость конической пру
жины минимальная, а в конце — максимальная

сmin = tg α1; сmax = tg α2 ,

(6.4)

т.е. она представляют собой тангенс угла наклона касательных в начальной
и конечной точках кривой ОА к оси абсцисс силовой характеристики.

Рис. 6.13. Силовые характеристики упругих элементов:
а — цилиндрической пружины; б — конической пружины; в — листовой рессо
ры; г — резиновой рессоры; д — пневматической рессоры; е — рессоры пере
менной жесткости (ОА — мягкая характеристика; ОВ — жесткая характеристика);
Р — вертикальная сила; Рн — вертикальная сила при нагрузке «н»; Рр — верти
кальная сила при разгрузке «р»; f — прогиб под нагрузкой

220

Силовая характеристика листовой рессоры (рис. 6.13, в), обладающей
внутренним трением между листами при ее работе, представляется зам
кнутой фигурой ОА1А2О, т.е. при нагружении н изображается прямой
линией ОА1, а при разгружении р — прямыми линиями А1А2 и А2О. При
чем величина А1А2 соответствует внутреннему трению листовой рессо
ры, способствующему затуханию колебаний при движении вагона, обес
печивая более спокойный его ход. Площадь замкнутой фигуры ОА1А2О
представляет собой работу сил трения рессоры.
Силовая характеристика резиновой рессоры (рис. 6.13, г) также пред
ставляет собой замкнутую фигуру, при нагружении н — ОА1 и разгруже
нии р — А1А2О, имеющую кривые участки. В пределах малых деформа
ций, соответствующих 0,2f при сжатии и 0,35f при сдвиге, характерис
тика линейна. Поэтому в данных пределах деформаций жесткость
резиновой рессоры определяется по формуле
c=

FE
при сжатии,
h

(6.5)

c=

FG
при сдвиге,
h

(6.6)

где F, h — площадь поперечного сечения и высота резинового элемента соот
ветственно;
E, G — модуль упругости резинового элемента соответственно при сжатии и
сдвиге.

Таким образом, при малых деформациях резиновая рессора имеет
линейную силовую характеристику (зона I), а при больших прогибах
становится нелинейной (зона II). Площадь замкнутой фигуры ОА1А2О
численно равна работе внутренних сил сопротивления резиновой рес
соры, идущей на гашение энергии колебаний.
Силовая характеристика пневматической рессоры (рис. 6.13, д) имеет
линейную зависимость при статическом нагружении (зона I) и нели
нейную — в процессе динамики (зона II). Жесткость пневматической
рессоры без учета динамической нагруженности
c =k

( р0 + 1) nFэф2 ,
V

(6.7)

где р0 — номинальное давление воздуха в пневматическом элементе;
n — показатель политропы, n =1,2÷1,3;
Fэф — эффективная (несущая) площадь пневматического элемента;

221

V — суммарный объем пневмоэлемента и дополнительного резервуара;
k — коэффициент, учитывающий жесткость материала оболочки и каркаса
пневмоэлемента, k = 1,05÷1,1.

В упругих элементах, обладающих переменной жесткостью, различа
ют расчетный статический прогиб fст и полный прогиб под той же си
лой (рис. 6.13, е). В этом случае приведенную жесткость спр определяют
по формуле

Спр =

dP
P = Р э.бр ,
df

(6.8)

где Рэбр — статическое усилие брутто, приходящееся на упругий элемент.

При этом различают мягкую ОА и жесткую ОВ характеристики уп
ругого элемента (см. рис. 6.13, е).
Система рессорного подвешивания обычно состоит из параллельно
или последовательно расположенных упругих элементов, тогда жесткость
комплекта может быть определена по формулам
n

при параллельном расположении — ск = ∑ сi ;

(6.9)

i =1

n

1
1
=∑ ,
ск i =1 сi

при последовательном —

(6.10)

где i — число упругих элементов в комплекте.

Жесткость отдельного упругого элемента рессорного подвешивания
определяется по следующим выражениям.
Вертикальная жесткость св эллиптической рессоры Н.К. Галахова
определяется по формуле

св =

bh3E
12l 3

(

)

i 3m + 2nл ,

где b, h — соответственно ширина и толщина листа рессоры;
m — число коренных и подкоренных листов;
nл — число листов ступенчатой части рессоры;
l — половина рабочей длины рессоры;
i — число рядов в эллиптической рессоре;
E — модуль упругости при растяжении.

222

(6.11)

При определении вертикальной жесткости эллиптических рессор
значения m и n принимаются в расчете на одну половину ряда.
Вертикальная жесткость цилиндрической пружины сжатия

св =

Gd 4 ψ
8D 3n

,

(6.12)

где G — модуль сдвига, G≈0,385E;
d — диаметр прутка;
ψ — коэффициент, ψ≈cos2α (α — угол подъема винтовой линии прутка на
груженной пружины);
D — средний диаметр витка пружины;
n — число рабочих витков, n = n0 – 1 (n0 — общее число витков пружины).

Горизонтальная жесткость цилиндрической пружины при одновре
менном действии вертикальной и горизонтальной сил (рис. 6.14, а)
сг =

3Ed 4
8Dnр H 2 ( 2 + µ ) + 3D 2 



,

(6.13)

где Н — высота пружины под действием вертикальной нагрузки, H = Н с − d − f p
(Нс — высота пружины в свободном состоянии);
µ — коэффициент Пуассона.

Важнейшим параметром рессорного подвешивания является стати:
ческий прогиб fст, вызываемый нагрузкой вагона брутто. От величины

Рис. 6.14. Схемы нагружения упругих элементов:
а — цилиндрическая пружина; б — пневматическая рессора; 1 — арматура кожу
ха; 2 — резинокордная оболочка; 3 — арматура поршня; Vp — рабочий объем пнев
матической рессоры; Vд — объем дополнительной камеры

223

статического прогиба во многом зависят ходовые качества вагона. На
основании результатов расчетов и многократных испытаний рекомен
дуются следующие рациональные величины статического прогиба рес
сорного подвешивания вагонов.
В пассажирских вагонах общего назначения под тарой fст = 150÷200 мм
для скоростей движения до 45 м/с (160 км/ч); fст = 230÷280 мм — для
скоростей движения до 55 м/с (200 км/ч). В почтовых и багажных ваго
нах под силой тяжести брутто fст = 130÷180 мм — для скоростей движе
ния до 45 м/с. В изотермических вагонах, эксплуатируемых со скорос
тями до 45 м/с, fст = 80÷120 мм. В грузовых вагонах общего назначения
под силой тяжести брутто fст = 45÷60 мм. В крытых грузовых вагонах,
предназначенных для перевозки живности или для грузов, не полнос
тью использующих грузоподъемность, fст >25 мм.
Величина статического вертикального прогиба рессорного комплекта
определяется по формуле:
Р

f ст = с к ,

(6.14)

к

где Рк — расчетная вертикальная нагрузка, приходящаяся на рессорный комплект.

Величина статического прогиба проверяется на условие ограниче
ния валкости кузова. Например, при двойном рессорном подвешива
нии должно соблюдаться условие:
f ст =

(h

)

bб

+ 1,5 χ + bб2 / bц2 (1 − χ ) 
ц



,

(6.15)

где bб, bц — поперечное расстояние от продольной оси до равнодействующей
соответственно буксового и центрального рессорного подвешивания;
hц — высота центра тяжести кузова над уровнем осевых линий колесных
пар вагонов;
χ — отношение прогиба буксового подвешивания к общему прогибу fст: в
пассажирских вагонах общего назначения рекомендуется χ = 0,2÷0,3.

Несоблюдение условия (6.15) может приводить к тому, что при боко
вой качке кузов вагона не будет иметь достаточной возвращающей силы
и будет находиться в отклоненном положении. Тогда необходим стаби
лизатор боковой качки.
Горизонтальный прогиб пружины (см. рис. 6.14, а) подсчитывается
по формуле:
224

δ = Т ⋅ сг ,

(6.16)

где Т — горизонтальная сила, действующая на надрессорную часть пружины;
сг — горизонтальная жесткость пружины.

Наибольший полный расчетный прогиб fp рессорного подвешива
ния вагона должен быть не менее величины статического прогиба, ум
ноженного на коэффициент конструктивного запаса, т.е.
f р = kf ст ,

(6.17)

где k — коэффициент конструктивного запаса прогиба, величина которого дол
жна быть не менее: для грузовых вагонов — при fст ≤ 50 мм k = 1,8, при fст > 50 мм
k = 1,7; для изотермических — k =1,65; для пассажирских вагонов общего на
значения, почтовых и багажных k = 1,5.

Важными параметрами рессорного подвешивания являются коэффи:
циент относительного трения упругого элемента, обладающего внутрен
ним трением, и коэффициент сопротивления гидравлического гасите
ля колебаний, устанавливаемого параллельно с упругими элементами,
не обладающими внутренним трением.
Величина трения в рессоре оценивается коэффициентом относитель
ного трения ϕт, равным отношению силы трения F к силе Р, создающей
упругую деформацию f рессоры (см. рис. 6.13, в), т.е.

ϕт =

F
,
P

(6.18)

где F — сила внутреннего трения упругого элемента.

На основании результатов исследований рекомендуется определять
необходимую величину относительного трения ϕт при демпфировании
вертикальных колебаний сухим трением по формуле

ϕт ≥ bk

h
,
f′

(6.19)

ст

где b — коэффициент, учитывающий влияние числа колесных пар в тележке
или группе тележек под одним концом вагона;
k — коэффициент, принимаемый равным 0,8 для рессор центрального и 1,0 —
буксового подвешивания;
h — амплитуда периодической неровности продольного профиля пути, для
среднего состояния пути — 4÷5 мм;

225

′ — суммарный статический прогиб рессорного подвешивания (с учетом
fст
дополнительной деформации конструкции вагона и пути, принимаемой для

′ = f + ( 6...10 ), мм.
грузовых вагонов в пределах 6÷10 мм); f ст
ст

Если в рессорном комплекте включены фрикционные демпферы, то
их сила трения должна составлять (8—10) % расчетной статической на!
грузки вагона брутто на рессорный комплект.
Коэффициент относительного трения при параллельном расположе!
нии демпферов определяется по формуле
ϕтр =

ϕ1с1 + ϕ2с2 + ... + ϕi сi
с1 + с1 + ... + сi

,

(6.20)

⎞
⎟,
⎟
⎠

(6.21)

а при последовательном —
⎛ϕ ϕ
ϕ
ϕтр = c ⎜ 1 + 2 + ... + i
⎜с
с2
сi
⎝ 1

где с1, с2,…, сi — жесткости упругих элементов, составляющих рессорный ком!
плект;
ϕ1, ϕ2,…, ϕi — коэффициенты относительного трения составляющих рес!
сорных комплектов.

Коэффициент относительного трения листовых рессор определяется
по формуле

ϕтр = μ

2h ( n − 1)
L

,

(6.22)

где h, n — толщина листа и число листов рессоры соответственно, для эллипти!
ческих — число листов в одной половине ряда;
L — рабочая длина рессоры;
μ — коэффициент трения между листами, при отсутствии опытных данных
принимается: μ = 0,4 — для листов, смазанных графитом, μ = 0,8 — для несма!
занных листов.

В винтовых пружинах относительное трение мало: ϕтр = 0,005, по!
этому оно в практических расчетах не учитывается.
При демпфировании боковых колебаний кузова сухим трением ко!
эффициент относительного трения в рессорном подвешивании допус!
кается принимать равным расчетному по формуле (6.19) при h = 15 мм,
226

но вместо fст в этом случае подставляется условный горизонтальный
статический прогиб, определяемый по формуле

f ст.у =

Рбр
2Сг

,

(6.23)

где Рбр — сила тяжести кузова брутто;
Сг — боковая жесткость рессорного подвешивания, приходящаяся на одну
тележку.

В центральном подвешивании пассажирских вагонов с пружинны
ми упругими элементами рекомендуется применять гидравлические га:
сители колебаний, рациональный коэффициент сопротивления которых
для гашения вертикальных колебаний определяется по формуле

βв = ( 0,2...0,3) βвкр ,
где βвкр = 2св

fр
g

(6.24)

— критическое значение коэффициента демпфирования;

св — жесткость рессорного комплекта при вертикальных деформациях;
fр — расчетный статический прогиб, определяемый по формуле (6.17);
g — ускорение свободного падения.

Для гашения горизонтальных колебаний рекомендуется рациональ
ный коэффициент сопротивления определять по формуле

βг = ( 0,3 ÷ 0,4 ) βгкр ,

где β
= 2сг
гкр

f р2
gl пр

(6.25)

— критическое значение коэффициента демпфирования;

lпр — приведенная длина люлечной подвески, определяемая как отноше
ние половины силы тяжести брутто кузова к удельной возвращающей силе (жес
ткости) шарнирномаятниковой люльки (центрального рессорного подвеши
вания) тележки при ее боковых отклонениях;
сг —жесткость рессорного комплекта при горизонтальных деформациях.

Для вагонов, предназначенных к эксплуатации со скоростями до
45 м/с (160 км/ч), допускается использовать наклонно расположен
ные гасители колебаний с углом наклона к горизонтали, определяе
мым из формулы
227

tg α =

βв
βг

.

(6.26)

Коэффициент сопротивления наклонного гасителя колебаний оп
ределяется по уравнению
β=

βв
sin 2 α

=

βг
cos 2 α

.

(6.27)

В буксовом подвешивании вагонов высокоскоростных поездов рекомен
дуется применять гидравлические гасители колебаний несимметричного дей:
ствия, работающие преимущественно при их нагрузке, а в обратном на
правлении — не создающие сопротивления. Коэффициент сопротивле
ния такого гасителя колебаний при линейной зависимости усилия от
скорости перемещения штока поршня определяется по формуле
сf
β = ( 0,4 ÷ 0,6 ) ст ,
πωz

(6.28)

где ω — круговая частота галопирования рамы вагона;
z — расчетный динамический прогиб упругого элемента, определяемый как
произведение статического прогиба и расчетного коэффициента динамичес
кой добавки вертикальных сил kдв = 0,25.

При использовании в центральном подвешивании пневматических
рессор рекомендуется демпфирование вертикальных колебаний кузова
осуществлять посредством дросселя, устанавливаемого между пневмо
рессорой и дополнительным резервуаром. Диаметр дроссельного отвер
стия определяется по формуле

d др =

где λ =

Vд
Vр

100λ

( λ + 1)( λ + 2 )

FэфV р
рабс

,

— отношение объема дополнительного резервуара пневморессоры к

рабочему объему, рекомендуется принимать λ >1;
Fэф — эффективная площадь пневморессоры, м2;
рабс — абсолютное номинальное давление в пневморессоре, МПа.

228

(6.29)

Вертикальная приведенная жесткость св пневморессоры при отсут
ствии демпфирования дросселирующими устройствами определяется по
формуле

св =

Fэфnpраб
V0

+ ризб

dFэф
df

+ соб ,

(6.30)

горизонтальная ее жесткость —

сг =

где Fэф =

π
D hр
+ (1 + 1,7sinθ ) 0,2 ризб + 0,16 ратм ,
4 эф изб

(6.31)

2
πDэф

— эффективная (несущая) площадь пневморессоры, м2;
4
Dэф — эффективный диаметр пневморессоры (см. рис. 6.14, б), м;
n — показатель политропы, n = 1,25;

Рст
;
ризб — избыточное давление в пневморессоре, МПа: pизб =
Fэф
Рст — вертикальная статическая нагрузка на пневморессору;
ратм — атмосферное давление, ратм = 0,1 МПа;
V0 — объем пневморессоры с дополнительным резервуаром, м3; V0 = Vр + Vд;
Vр — объем пневморессоры;
Vд— объем дополнительного резервуара;
соб — собственная жесткость оболочки пневморессоры, принимаемая рав
ной 5 % суммы двух слагаемых формулы (6.30);
π
— для пневморессоры с цилиндрическими направляющими;
2
θ — угол закроя нитей резинокордной оболочки относительно вертикали
(см. рис. 6.14, б).
h=

Для пневморессоры с коническими направляющими (см. рис. 6.14, б)

α + β  180° + α + β

cosα cosβ − sin ( α + β ) 
π
2 
180°

h=
,
α +β
α +β
 π 180° + α + β
cos ( α+β ) + 1 
sin
+ cos
180°
2
2 
2
cos

(6.32)

где α, β — углы наклона арматуры пневморессоры соответственно кожуха и пор
шня относительно вертикали (см. рис. 6.14, б).

229

Второе слагаемое в формуле (6.30) зависит от характера изменения
эффективной площади пневмоэлемента в процессе его деформации, т.е.
динамического прогиба. В пневморессорах с постоянной эффективной
площадью, например в диафрагменных с цилиндрическими элемента
ми арматуры, т.е. при α = β = 0, второе слагаемое формулы (6.30)

dFэф
df

= 0.

В качестве возвращающих устройств в пассажирских вагонах в цент
ральном подвешивании применяется люлечное устройство. В этом слу
чае длину эквивалентного маятника lпр рекомендуется принимать для
пассажирских вагонов общего назначения 400...600 мм, а для почтовых и
багажных — 300...400 мм. В случае шарнирно сочлененной люльки с вер
тикальными подвесками приведенная длина определяется по формуле
l пр = b +

l −H
λi

,

(6.33)

 hц

lcosα  1 − tg α 


bl

 ,
=
lhц
1
tg α sinα
bl2

(6.34)

1+

∑

Рст (l − Н )

для люльки с наклонными подвесками —
2

l пр

в случае однозвенной люлечной подвески —
l пр = b +

Р ст

∑ сг

.

(6.35)

В формулах (6.33) — (6.35):
b — длина серьги;
l — длина подвески;
Н — высота пружин под вертикальной статической нагрузкой (нагрузка на
подпятник или скользуны надрессорной балки тележки);
hц — высота центра тяжести кузова над уровнем нижнего люлечного бруса;
bl — половина поперечного расстояния между нижними шарнирами люльки.

230

6.4.2. Расчет на прочность пружин рессорного подвешивания
вагонов
Наибольшая расчетная вертикальная сила, приложенная к упругому
элементу, может быть определена по формуле
Р р = св f р ,

(6.36)

где св — вертикальная жесткость пружины, определяемая по формуле (6.12);
fр — наибольший полный расчетный прогиб по формуле (6.17).

Если имеются достоверные данные для расчета наибольшего значе
ния коэффициента вертикальной динамики, то расчетная сила, действу
ющая на упругий элемент,


Р р = P 1 + k д.в
max



,


(6.37)

где Р — статическая сила от вагона брутто, приходящаяся на рассчитываемый
упругий элемент;

k д.в

max

— максимальное значение коэффициента вертикальной динами

ки, определяемого по формуле (3.11), (3.12) с учетом увеличения в 1,87 для гру
зовых и в 2,11 — для пассажирских вагонов.

Статическая сила вагона брутто, приходящаяся на упругий элемент,

P=

Pбр − Рнн
пэ

,

(6.38)

где Рнн — сила тяжести ходовых частей, не воздействующих на упругие элементы;
nэ — количество параллельно нагруженных упругих элементов в вагоне.

Расчет однорядной пружины. Под действием вертикальной расчетной
силы Рр (в дальнейшем Р — без индекса) пружина прогнется, а в мате
риале возникнут напряжения. Рассматривая произвольное поперечное
сечение витка (рис. 6.15, а), приложим к его центру равные и противо
положно направленные силы Р, что не приведет к нарушению равнове
сия. В результате крутящий момент М пары сил Р на плече R вызовет
деформацию кручения τк в поперечном сечении прутка (рис. 6.15, б), а
сила Р, направленная вниз, — деформацию среза τс (рис. 6.15, в).
Таким образом, в точке A поперечного сечения касательные напря
жения суммируются, т.е.
231

РR P
τ = τк + τс =
+ , (6.39)
Wр F
πd 3
— полярный момент
16
сопротивления при кручении;

где W р =

πd 2
— площадь попереч
4
ного сечения;
d — диаметр прутка пружины.
F=

Следовательно, после под
становки геометрических ха
Рис. 6.15. Расчетная схема цилиндрической рактеристик формула (6.39)
пружины:
примет вид
а — схема действия сил; б — распределение в
сечении прутка касательных напряжений от
действия крутящего момента М; в — распре
деление касательных напряжений от действия
перерезывающей силы Р

τ=

16PR
πd

3

+

4P
πd 2

.

(6.40)

Формула (6.40) справедли
ва для прямого прутка круглого поперечного сечения, а с учетом попра
вочного коэффициента кривизны витой пружины

τ=

16PR
πd 3

ξ,

(6.41)

где x — поправочный коэффициент, зависящий от соотношения диаметров
D/d = m — (индекс пружины).

Коэффициент ξ определяется по эмпирической формуле

ξ =1+

1,25 0,875
.
+
m
m2

(6.42)

Прочность пружины будет обеспечена, если полученные по формуле
(6.41) напряжения не превышают допускаемых, т.е. сохраняется условие

τ ≤  τ ,

(6.43)

где [τ] — допускаемое касательное напряжение, равное для рессорнопружин
ной стали 750 МПа.

232

При несоблюдении данного условия увеличивают диаметры пружи
ны D и d.
Расчет двухрядной пружины. Если для обеспечения прочности и не
обходимых гибких свойств однорядной пружины получаются слишком
большие ее габаритные размеры, то целесообразно применять много
рядные пружины. В связи с этим в вагонах наибольшее распростране
ние получили двухрядные пружины, а в центральном подвешивании
тележек пассажирских вагонов — трехрядные. В качестве примера рас
смотрим расчет двухрядной пружины. Заметим, что двухрядная пружи
на работает по системе с параллельным их расположением в комплекте.
В этом случае их общая жесткость с равна сумме жесткостей внутрен
ней св и наружной сн пружины, т.е.

c = св + сн ,

(6.44)

а общий прогиб одинаков для обеих пружин, т.е.

f = fв = fн .

(6.45)

Кроме того, для рациональной работы обеих пружин при проекти
ровании необходимо принимать условие равенства возникающих в них
напряжений, т.е.

τв = τн ,

(6.46)

где τв, τн — касательные напряжения, возникающие соответственно в матери
але внутренней и наружной пружин.

Для получения формулы расчета прогиба пружины можно исполь
зовать энергетический метод: работа внешних сил А равна потенциаль
ной энергии деформации кручения прутка пружины, т.е.
А = П.

(6.47)

Работа внешних сил сжатия пружины определяется из силовой ха
рактеристики (см. рис. 6.13, а) и численно равна площади треугольника
ОАВ, т.е.

А=

Pf
.
2

(6.48)

Из курса строительной механики известно, что потенциальная энер:
гия деформации кручения прутка пружины определяется по формуле
233

П=

М 2l
,
2GJ р

(6.49)

где M = PR — крутящий момент;
l = 2πRnp — длина прутка пружины;
np — число рабочих витков;
Jр =

πd 4
— полярный момент инерции сечения прутка.
32

Подставив (6.48) и (6.49) в (6.47), определим прогиб пружины

f =

64PR 3Пр
Gd 4

.

(6.50)

По критерию равенства напряжений (6.46) с учетом (6.41) получим
Рв
Рн

=

Rн dв3 ξн
Rвdн3 ξв

.

(6.51)

Исходя из условия равенства прогибов (6.45) с учетом (6.50), полу
чим также
R3n d 4
= н н в.
Р н R 3n d 4
в в н
Рв

(6.52)

При равенстве левых частей формул (6.51) и (6.52) приравняем их
правые части. После сокращения подобных членов получим соотноше
ния параметров пружин, т.е.
Рв2nв

R 2n
= н н.
ξв d в ξ н d н

(6.53)

Полученные соотношения (6.53) можно распространить на любые
многорядные пружины.
При условии равенства индексов mв = mн пружин, учитывая формулу
(6.42), получим равенство ξв = ξн. Тогда соотношение (6.53) примет вид
234

Rв nв = Rн nн .

(6.54)

Следует заметить, что при расчете на прочность отдельных пружин
используются формулы раздела 6.3.2. При этом нагрузки на каждую из
пружин определяются пропорционально их жесткостям, т.е.
с
с
Рв = Р в ; Рн = Р н ,
с
с

(6.55)

где Р и с — вертикальная сила и жесткость двухрядной пружины соответственно;
св и сн — жесткости внутренней и наружной пружин соответственно.

6.4.3. Расчет торсионных рессор
Торсионная рессора представляет собой прямой вал 2 (рис. 6.16) круг
лого поперечного сечения, заделанный одним концом в кронштейн 1 с
помощью шлицевого соединения, а другой конец, имеющий рычаг 4,
может поворачиваться в подшипнике 3. Кронштейн 1 и подшипник 3
укрепляются на необрессоренную часть ходовых частей вагона, а на
рычаг 4 шарнирно опирается обрессоренная масса кузова. Под действи
ем крутящего момента М = РR вал 2 получит упругую деформацию кру
чения, в результате чего рычаг 4
повернется на угол ϕ, а рессора
прогнется на величину f. При
сравнительно малом угле ϕ мож
но принять, что прогиб равен
длине дуги, т.е.

f ≈ R ϕ.

(6.56)

Из строительной механики из
вестно, что угол закручивания
стержня круглого поперечного се
чения под действием крутящего
момента определяется по формуле

ϕ=

Ml
,
GJ р

где l — длина стержня.

(6.57)
Рис. 6.16. Расчетная схема торсионной
рессоры

235

Подставляя значения М и Jр в формулу (6.57), получим

ϕ=

32PRl
G πd 4

.

(6.58)

Тогда формула (6.56) прогиба торсионной рессоры примет вид

32PR 2l

f =

G πd 4

.

(6.59)

Жесткость торсионной рессоры будет равна

c=

P G πd 4
,
=
f 32R 2l

(6.60)

а гибкость

λ=

f 32R 2l
.
=
P G πd 4

(6.61)

Касательные напряжения деформации кручения и условия прочности

τ=

M 16PR
=
≤  τ  ,
Wр
πd 3

(6.62)

где [τ] — допускаемые касательные напряжения, принимаются по справочни
ку для хромоникелемолибденовой стали.

6.4.4. Расчет резиновых элементов рессорного подвешивания
Особенностью расчета резиновых рессор является то, что модуль уп:
ругости резины при статической нагрузке значительно отличается от
модуля упругости при динамическом нагружении. Поэтому расчет про
изводится отдельно с учетом статических и динамических сил. Резина
выполняет функции упругого элемента и гасителя колебаний.
Статический модуль упругости сдвига G резины зависит от ее твердо
сти и определяется по формуле
2

 Нр 
 ,
G =
 19,5 


где Нр — твердость резины по Шору.

236

(6.63)

Формула справедлива для Нр = 50÷80 единиц твердости по Шору.
Статический модуль упругости сжатия E зависит и от формы амор
тизатора. Коэффициент формы амортизатора определяется по формуле
kф =

Fн
Fв

,

(6.64)

где Fн, Fв — площади нагружения и выпучивания резинового элемента амор
тизатора соответственно.

В качестве примера определим коэффициент формы для цилиндри
ческого резинового элемента (рис. 6.17, а), для которого коэффициент
формы составит:

Fн =

πD 2
, а Fв = πDh.
4

(6.65)

Для резинового элемента прямоугольного поперечного сечения
(рис. 6.17, б) Fн =АВ; Fн, = (А+В)h, тогда коэффициент формы будет равен
kф =

AB
.
2( A + B )h

(6.66)

Рис. 6.17. К расчету резиновых упругих элементов:
а — цилиндрическая форма; б — прямоугольная форма; в — график для опреде
ления статического модуля упругости резины; г — то же коэффициента твердости

237

В зависимости от твердости резины и коэффициента формы резино
вого элемента статический модуль упругости сжатия E изменяется, как
показано на рис. 6.17, в.
Модули упругости при динамическом нагружении увеличиваются и в
зависимости от твердости резины определяются по формулам
Е д = k тв Е ; σ д = k твG ,

(6.67)

где kтв — коэффициент, зависящий от твердости Нрез резины.

Зависимость изменения коэффициента kтв от твердости Нр резины
показана на рис. 6.17, г.
Амортизаторы сжатия (рис. 6.18, а) при малых относительных де
формациях, не превышающих 20 %, рассчитываются с использованием
закона Гука: напряжения прямо пропорциональны относительной де
формации:
σ = εЕ =

где ε =

f
E,
h

(6.68)

f
— относительная деформация, не превышающая 0,2.
h

С другой стороны, нормальные напряжения сжатия определяются
по формуле

σ=

P
,
F

(6.69)

где F — площадь поперечного сечения резинового элемента.

Рис. 6.18. Расчетные схемы резиновых элементов, работающих:
а — на сжатие; б — на сдвиг; в — на сжатиесдвиг; 1 — надрессорная часть; 2 — рези
новый упругий элемент; 3 — подрессорная часть

238

При равенстве левых частей формул (6.68) и (6.69) приравняем пра
вые, получим:
f
P
E= ,
h
F

(6.70)

откуда прогиб резинового элемента

Ph
,
EF

(6.71)

P EF
,
=
f
h

(6.72)

1
h
=
.
c EF

(6.73)

f =
жесткость при ε ≤ 0,2

c=
гибкость резинового элемента

λ=

Степень закрепления опорных частей при этом оказывает влияние
на жесткостные характеристики рессор и учитывается коэффициентом
увеличения жесткости.
При расчете резиновых элементов рессор, работающих на сдвиг
(рис. 6.18, б), прямая пропорциональность касательных напряжений со
храняется при относительных деформациях
γ=

f
≤ 0,35.
h

(6.74)

Используя закон Гука, запишем:
τ = γG =

f
G.
h

(6.75)

С другой стороны, касательные напряжения сдвига определяются по
формуле

τ=

P
.
F

(6.76)

239

В связи с равенством левых частей уравнений (6.75) и (6.76) прирав
няем правые их части, получим:
f
P
G= ,
h
F

(6.77)

где F — площадь поперечного сечения резинового элемента, откуда прогиб

f =

Ph
,
GF

(6.78)

c=

P GF
=
,
f
h

(6.79)

λ=

1
h
=
.
c GF

(6.80)

Жесткость

Гибкость

При расчете резиновых элементов, работающих на сжатие со сдви
гом (рис. 6.18, в), жесткость определяется по формуле
c=

(

)

2F
Gsin 2 α + Ecos 2 α ,
h

(6.81)

где α — угол наклона упругого элемента.

6.4.5. Расчет фрикционного клинового гасителя колебаний
Силы трения клинового фрикционного гасителя колебаний тележки
моделей 18100, 18578 и 18194 зависят в основном от коэффициентов
трения μ между фрикционной планкой и фрикционным клином, а также
от коэффициента трения μ1 между фрикционным клином и опорной по
верхностью надрессорной балки, которой она опирается на фрикцион
ный клин [52]. Фрикционный клин сконструирован так (рис. 6.19), что
линии действия нормальных давлений N, N1н при нагрузке клина и Np и
N1р при его разгрузке и упругой силы подклиновой пружины Рк пересе
каются в центре трения клина О, и клин в статике находится в равнове
сии. Силы трения Fн и F1н при нагрузке клина и Fр, F1р при его разгрузке,
возникающие при перемещении клина, создают моменты сил трения от
носительно точки О, стремящиеся повернуть клин по часовой или про
240

Рис. 6.19. Схема действия сил на фрикционный клиновой гаситель колебаний
при нагрузке (а) и разгрузке (б) клина

тив часовой стрелки в зависимости от направления движения клина (на
грузка, разгрузка). В результате этого происходит перераспределение нор
мальных давлений на трущихся поверхностях клина и смещение точки
приложения равнодействующих нормальных давлений и центра трения

′ , или
клина в сторону бîльших величин нормальных давлений N н′ , N1н
′ с образованием их плеч соответственно l , l′ , l′ , l . Вследствие
N р′ , N 1р
н н р р

этого нарушается равновесие фрикционного клина, а нормальные дав
ления создают моменты сил относительно точки О, имеющие знаки, об
ратные знакам моментов сил трения. Вследствие этого происходит мгно
венное уравновешивание моментов сил трения и нормальных давлений и
равновесие клина восстанавливается на какойто момент времени (до по
явления бîльших по величине сил трения). При последующем изменении
сил трения все повторяется в той же последовательности.
Таким образом, фрикционный клин совершает не только одновремен
ные вертикальные и поперечные горизонтальные перемещения, но также
и поворачивается относительно своей горизонтальной оси. Последнее при
водит к неравномерному распределению давления на клин и образованию
износа вертикальной его поверхности по сфере и изменению условий кон
тактирования клина с фрикционной планкой. Вращение клина относи
тельно своей горизонтальной оси обусловлено тем, что трущиеся поверх
ности его значительно удалены от центра вращения О, вследствие чего плечи
приложения и моменты сил трения получаются достаточно большими.
Обычно на практике принято гасящую способность фрикционного
гасителя колебаний оценивать коэффициентом относительной силы
241

трения ϕ, представляющим собою
отношение работы силы трения
гасителя колебаний к полной ра
боте, совершающейся за один
период колебаний кузова вагона.
С целью получения формулы для
определения этого коэффици
ента рассматриваются условия
Рис. 6.20. Расчетная схема фрикционно равновесия фрикционного кли
го клинового гасителя колебаний при на гасителя колебаний тележки
нагрузке (а) и разгрузке (б) клина
моделей 18100, 18578 и 18194
(рис. 6.20), для чего находятся
суммы проекций всех сил, дей
ствующих на клин, на вертикальную и горизонтальную оси [39, 41].
При нагрузке рессорного комплекта:
Nнcosβ + Nн µsinβ – N1н sinα + N1нµ1сosα = 0;
Nнsinβ – Nнµcosβ + N1нсosα + N1нµ1sinα – Pк = 0.
При разгрузке рессорного комплекта:
Nрсosβ – Nрµsinβ – N1рsinα – N1рµ1cosα = 0;
Nрsinβ + Nрµcоsβ + N1рcosα – N1рµ1sinα – Pк = 0.
Cила трения при нагрузке клина равна Fн = Nнµ, F1н = N1нµ1, а
силы трения при разгрузке клина — Fр = Nрµ, F1р = N1рµ1.
Сила реакции подклиновой пружины равна
Рк = жк

z
= ж к zk ,
1 + tgαtgβ

где zk и z — прогибы подклиновой и основной пружины рессорного комплекта
соответственно;
жк — жесткость подклиновой пружины.

В клиновом гасителе колебаний тележек моделей 18100, 18578 жес
ткость подклиновых и основных пружин одинакова, поэтому их прогибы
z = zк =

P
,
ж рк

где Р — вертикальная нагрузка на рессорный комплект;
жрк = nж — общая жесткость рессорного комплекта;

242

n — количество пружин в рессорном комплекте;
ж — жесткость одной двухрядной пружины комплекта.

После совместного решения систем уравнений, полученных в резуль
тате рассмотрения условий равновесия фрикционного клина при его
нагрузке и разгрузке, получаются следующие формулы для определе
ния сил Nн, N1н, Nр, N1р:
при нагрузке фрикционного клина —

Nн= Pк

sin α − µ1сosα
∆н

; N1н=Pк

сosβ + µsinβ
;
∆н

при разгрузке рессорного комплекта —

Nр = Pк

sinα + µ1сosα
∆р

; N1р =Pк

сosβ − µsinβ
,
∆р

где ∆н(р) = (1 + µµ1 )сos(α − β) ± (µ1 − µ)sin(α − β),
знак «+» — для нагрузки фрикционного клина, знак «–» — для его разгрузки.

Для расчета можно ориентировочно принимать

α = 450 , β = 1 ÷ 30 , µ = 0,25 ÷ 0,3, µ1 = 0,3 ÷ 0,35.
На практике обычно используют вместо силы трения F коэффици
ент относительного трения ϕ, который при нагрузке и разгрузке фрик
ционного клина равен
ϕн(р) =

µ(sinα ∓ µ1сosα)
n
(1 + )∆ н(р) + µ(sinα − µ1сosα)
2

,

где индекс «н» — нагрузка, а индекс «р» — разгрузка фрикционного клина; знак
«–» — нагрузка, а знак «+» — разгрузка рессорного комплекта.

Средняя величина коэффициента ϕ определяется как
ϕср =

ϕн + ϕр Pн − Pр Pн − Pр
,
=
=
2
2Pср
Pн + Pр

243

Рн –Р р =

где


2жz 
2

 µsin α;
1 + tgα tgβ  (1 + µµ1 )сos(α − β) 

Рн +Р р =
Следовательно ϕср =

8жz
.
1 + tgαtgβ

µ
tgα.
2(1 + µµ1 )

Среднюю величину коэффициента относительного трения ϕср в дина
мике можно определять по эмпирической формуле, полученной на осно
вании статистической обработки результатов испытаний тележек при ско
ростях движения до 130 км/ч с применением специального устройства [48]:
ϕср = 0,024 + 0,58kд — 0,79kд2, при 0,07 < kд < 0,6,
где kд — коэффициент динамической добавки вертикальных сил, выражающий
собою вертикальные динамические силы.

Изменение коэффициентов относительного трения ϕн, ϕр, ϕср и отно

ϕ
шение ε = н в зависимости от коэффициентов трения µ и µ1 при α = 45°
ϕр
и β = 1°30′ показано на рис. 6.21, из которого видно, что коэффициент
относительного трения при нагрузке и разгрузке фрикционного клина
различаются как по величине, так и характеру изменения их от коэф
фициентов трения. При конструировании клинового гасителя колеба
ний и подборе материала трущихся частей гасителя колебаний коэффи
циент µ рекомендуется выбирать в диапазоне 0,25—0,35, а коэффициент
трения µ1 — в диапазоне 0,3—0,4. При этих значениях коэффициентов
трения средняя величина коэффициента ϕср изменяется от 0,062 до 0,082;
в эксплуатации, как показали многочисленные тарировки рессорных ком
плектов, у различных тележек она изменяется от 0,065 до 0,09. Если ко
эффициент трения µ больше 0,35, сила трения гасителя колебаний рез
ко уменьшается при нагрузке рессорного комплекта и резко увеличива
ется при его разгрузке. В первом случае это приводит к уменьшению
гасящей способности гасителя колебаний, возможному заклиниванию
фрикционного клина и увеличению действующих на вагон и железно
дорожный путь динамических сил, а во втором — к резкому увеличе
нию жесткости рессорного комплекта изза большой величины силы
трения, что вызывает затрудненное восстановление клиновой системы
244

Рис. 6.21. Зависимость коэффициента относительной силы трения фрикционного
клинового гасителя колебаний ϕ и отношения е коэффициентов относительной силы
трения при нагрузке и разгрузке рессорного комплекта в зависимости от коэффи
циентом трения µ и µ1:
1, 2, 3 — соответственно нагрузка рессорного комплекта, средняя величина коэф
фициента ϕ и разгрузка рессорного комплекта

245

в нормальное исходное положение после действия разгружающего тол
чка. Кроме того, большая величина силы трения в рессорном комплек
те способствует увеличению коэффициента динамической добавки вер
тикальных сил.
На величину коэффициента относительного трения большое влия
ние оказывают также занижение и завышение фрикционного клина от
носительно опорной поверхности надрессорной балки тележки, при за
нижении он увеличивается, а при завышении — уменьшается. Завыше
ние фрикционного клина возникает вследствие износов трущихся
поверхностей гасителя колебаний. Проведенные расчеты показали, что
при износе на 1 мм каждой трущейся поверхности фрикционного кли
на, фрикционной планки и опорной поверхности для клина у надрес
сорной балки на фрикционный клин завышается на 4,8 мм. В эксплуа
тации вагонов часто наблюдаются завышения фрикционного клина до
15—18 мм. С целью замедления темпа нарастания завышения фрикци
онного клина при строительстве тележки он занижается на 8—12 мм.
Однако в начальный момент работы вновь построенной тележки коэф
фициент относительного трения больше нормированной величины
(0,08—0,1), установленной исходя из недопущения большого роста ам
плитуд колебаний кузова вагона при резонансной скорости движения
вагона, равной 105 км/ч по подпрыгиванию и галопированию при ста
тическом прогибе 50 мм рессорного подвешивания. В этом случае при
малых скоростях движения вагона и при хорошем состоянии железно
дорожном пути рессорные комплекты практически не работают и ди
намические силы передаются на вагон и путь практически жестко (не
которое смягчение сил происходит лишь за счет упругих деформаций де
талей вагона). Уменьшение или увеличение коэффициента
относительного трения соответственно при завышении и занижении
фрикционного клина объясняется тем, что создаваемая гасителем коле
баний сила трения пропорциональна прогибу рессорного комплекта. Чем
он больше, тем выше коэффициент относительной силы трения и наобо
рот. В техническом задании на строительство тележек моделей 18100, 18
194 и 18578 установлено, что за восемь лет их эксплуатации прогиб под
клиновых пружин может уменьшаться на 10—12 мм по сравнению с про
гибом основных пружин. Вследствие этого среднее значение
коэффициента относительного трения может уменьшаться на 0,02—0,025.
Следовательно, завышение фрикционного клина приводит к нестабиль
ности работы клинового гасителя колебаний, которая может также обус
лавливаться изменением угла наклона β фрикционной планки вследствие
ее износа. При угле β = 0 работа клинового гасителя колебаний становит
246

ся неустойчивой, и при его отрицательном значении резко возрастают
силы трения от нагрузки фрикционного клина; при положительной зна
чении β сила трения от нагрузки клина меньше, чем при его разгрузке.
Изменение коэффициента относительного трения клинового гаси
теля колебаний от занижения и завышения фрикционного клина отно
сительно опорной поверхности на основные пружины надрессорной бал
ки тележки при α = 45°, β = 1°30′, статическом прогибе рессорного ком
плекта 47 мм (наиболее часто встречается в эксплуатации), жесткости
жк = 565 кН/м и μ = 0,25 показано на рис. 6.22. Из рисунка видно, что
особенно опасно большое завышение фрикционного клина для порож
него вагона, так как может произойти практически полная обезгрузка
клина и потеря нажатия его на фрикционную планку. Поэтому в эксплу
атации завышение фрикционного клина не должно превышать 6—8 мм.
Непосредственные измерения сил трения гасителя колебаний на на
турном вагоне [3, 9, 41] с помощью специального устройства с тензодатчи
ками при скоростях движения 60—130 км/ч показали, что силы трения в
динамике вагона увеличиваются по сравнению с силами трения в стати
ке вследствие изменения условий
контактирования клина с фрикци
онной планкой, увеличения нор
мального давления на клин за счет
действия динамических сил и воз
никновения молекулярного схва
тывания на сильно прижатых друг
к другу трущихся поверхностях
клина и фрикционной планки.
Максимальные вероятные и сред
ние значения силы трения гасите
ля колебаний в динамике вагона
больше, чем в статике, в 2,6 и 1,5
раза соответственно при скорос
ти движения 60 км/ч и в 3,6 и 2,4
раза соответственно при скорос
ти движения 130 км/ч. Минималь
ные вероятные значения силы тре
ния в динамике вагона примерно Рис. 6.22. Зависимость коэффициента
такие же, как и в статике.
относительной силы трения ϕ от завы
В фрикционном клиновом га шения и занижения фрикционного кли
сителе колебаний указанных выше на δ, 1 и 2 — соответственно занижение
тележек вертикальные и попереч
и завышение клина
247

ные горизонтальные колебания
кузова вагона гасятся за счет ра
боты сил трения соответствую
щих проекций одного вектора
силы трения. При движении
клин совершает так называемое
перекрестное трение о фрикци
онную планку, т.е. возникают од
новременно силы трения в верти
кальном и поперечном горизон
тальном направлениях на одной и
той же поверхности трения. Экс
периментально было установлено,
что клиновой гаситель колебаний
создает силы трения в основном в
вертикальном направлении. Мак
симальные вероятные и средние
значения силы трения рис. 6.23 в
вертикальном направлении боль
ше чем в горизонтальном в 3,7—
3,8 раза при скорости движения
Рис. 6.23. Зависимость силы трения
105 км/ч и в 2,7—3,0 раза при ско
между фрикционным клином и фрик
рости 130 км/ч. Причина возник
ционной планкой от скорости движения
новения меньших по величине сил
вагона:
трения в горизонтальном направ
1 — равнодействующая сил трения в
лении объясняется следующим.
вертикальной и поперечной горизон
Вектор равнодействующей сил
тальной плоскостях; 2 и 3 — соответ
трения в вертикальном и попереч
ственно вертикальные и горизонталь
ные составляющие равнодействующей
ном горизонтальном направлени
сил трения
ях совпадает с вектором равнодей
ствующей мгновенных относи
тельных скоростей скольжения фрикционного клина в вертикальном и
поперечном горизонтальном направлениях. Скорость скольжения клина в
вертикальном направлении в 2—2, 5 раза больше, чем в поперечном гори
зонтальном направлении. Следовательно, векторы равнодействующих ско
ростей скольжения клина и сил трения будут определяться в основном ско
ростью скольжения и силой трения клина в вертикальном направлении.
Поэтому при теоретических исследованиях колебаний вагонов и при
их математическом моделировании следует принимать переменные по
величине силы трения, создаваемые фрикционным клиновым гасите
лем колебаний в динамике в зависимости от скорости движения вагона.
248

Глава 7. АНАЛИЗ КОНСТРУКЦИЙ,
ПРОЧНОСТИ И НАДЕЖНОСТИ ТЕЛЕЖЕК
Тележки вагонов относятся к ходовым частям, к ним предъявляются
высокие требования по конструкции и параметрам [43]. Они предназ
начены для безопасного движения вагона по рельсовому пути с необходи
мой скоростью, плавностью хода, наименьшим воздействием на железно
дорожный путь и наименьшим сопротивлением движению. Применение
тележек обусловлено созданием вагонов повышенной грузоподъемности
и с их большей базой. У большегрузных вагонов исходя из допустимых осе
вых нагрузок число колесных пар не может быть ограничено двумя, а впи
сывание нетележечного вагона в кривые участки железнодорожного пути
затруднено. Тележки позволяют иметь необходимое число колесных пар
и благодаря наличию короткой базы тележки проходить кривые желез
нодорожного пути малого радиуса с меньшим сопротивлением движе
нию вагона. При движении тележечного вагона по пути с неровностями
его кузов имеет меньшие вертикальные перемещения, а следовательно,
и меньшие динамические силы в вертикальной плоскости, чем нетеле
жечный. Благодаря возможности размещения в тележке несколько пос
ледовательно расположенных ступеней рессорного подвешивания с га
сителями колебаний и устройствами, обеспечивающими устойчивость
кузова при движении, создаются условия для достижения хорошей плав
ности хода вагона и устойчивости колеса от схода с поверхности каче
ния рельса.
Тележки включают в себя объединенные рамой колесные пары, бук
сы, рессорное подвешивание, возвращающие и стабилизирующие уст
ройства, исполнительные части тормоза, а также надрессорные и со
единительные балки с подпятниками и боковыми скользунами, непос
редственно воспринимающими нагрузки от рамы кузова вагона.

7.1. Классификация тележек
В эксплуатации используется большой и весьма разнообразный парк
тележек грузовых и пассажирских вагонов различного назначения [11,
13, 17, 20, 49]. Однако тележки с различными конструктивными осо
249

бенностями можно объединить в отдельные группы по следующим ос
новным признакам:
– по назначению тележки бывают грузовые (для грузовых вагонов) и
пассажирские (для пассажирских вагонов);
– по числу колесных пар тележки бывают одно, двух, трех, четы
рех и многоосные (для транспортеров);
– по устройству рессорного подвешивания тележки бывают с оди
нарным буксовым (рис. 7.1, а), одинарным центральным (рис. 7.1, б), с
двойным рессорным подвешиванием люлечным (рис. 7.1, в) и безлю
лечным (рис. 7.1, г). Первые два типа тележек применяются в грузовых
вагонах, а вторые два типа — в пассажирских;
– по способу передачи вертикальной нагрузки от кузова на тележки
последние бывают с опиранием кузова через пятник кузова и подпятник
надрессорной балки тележки (рис. 7.2, а); через боковые скользуны кузо
ва и надрессорной балки тележки (рис. 7.2, б), через пятник и подпятник
(большая часть), а также частично через боковые скользуны (рис. 7.2, в);
– по способу связи рамы тележки с буксовыми узлами тележки бы
вают с жестким опиранием рамы на корпус буксы (рис. 7.3, а), с упру
гим опиранием при наличии буксовых челюстей и коротких баланси
ров (рис. 7.3, б), с упругим опиранием при наличии бесчелюстного
буксового узла с шпинтонами и буксбалансиров (рис. 7.3, в), с упругим
опиранием при наличии поводков у бесчелюстного буксового узла (рис.
7.3, г), с упругим опиранием при наличии рычажнобесчелюстной свя
зи в буксовом узле (рис. 7.3, д);
– по технологии изготовления тележки бывают с литыми, штампос
варными или штампованными рамами, а также с литыми или сварными
надрессорными и соединительными балками. Литые рамы, применяемые

Рис. 7.1. 1 — буксовый узел; 2 — рама тележки; 3 — надрессорная балка; 4 — люль
ка; 5 — шкворневая балка (связь); 6 — центральное рессорное подвешивание;
7 — буксовое рессорное подвешивание

250

Рис. 7.2. Способы опирания кузова на тележки:
Р — вертикальная нагрузка от кузова на тележку; е — зазор

Рис. 7.3. 1 — буксовый узел; 2 — рама тележки; 3 — рессора; 4 — балансир;
5 — буксабалансир; 6 — поводок; 7 — рычаг корпуса буксы

преимущественно в грузовых тележках, требуют в эксплуатации незна
чительного ремонта, но имеют большую массу. В пассажирских тележках
целесообразны рамы с балками коробчатого закрытого сечения, которые
имеют малую массу и хорошо сопротивляются изгибу и кручению.

7.2. Анализ конструктивных особенностей тележек грузовых
вагонов
Современные грузовые вагоны имеют двух, трех и четырехосные
тележки, а большегрузные транспортеры оснащены многоосными те
лежками, состоящими из набора перечисленных выше конструкций.
Наибольшее распространение получили двухосные тележки модели 18100
с литыми боковыми рамами, надрессорными балками, рессорными ком
плектами из пружин и клиновых фрикционных гасителей колебаний.
251

Тележка модели 18/100 (рис. 7.4) является пока типовой. Однако в даль
нейшем она будет заменяться и уже заменяется в настоящее время на
тележки с лучшими динамическими показателями, например тележка
ми моделей 18578 и 18194.
Тележка модели 18100 имеет две колесные пары 6 с четырьмя буксо
выми узлами 5, две литые рамы 1, надрессорную балку 2, два комплекта
центрального подвешивания 3 с фрикционными гасителями колебаний 4
и тормозную рычажную передачу 7.
Боковая рама (рис. 7.5) отлита из низколегированной стали марок
20ФЛ, 20ГЛ или 20ГФЛ. На рисунке изображены челюсти 1, опорные
поверхности 2 для буксы, кронштейны 4 для подвесок тормозных баш
маков, направляющие 5 для фрикционных клиньев, опорная поверх
ность 6 с бонками и буртиками для пружин рессорного комплекта. Объе
диненные пояса и колонки образуют в средней части проем для разме

Рис. 7.4. Двухосная тележка модели 18100 с литыми боковыми рамами

252

Рис. 7.5. Боковая рама тележки модели 18100

щения комплекта центрального рессорного подвешивания, а по концам —
буксовые проемы. Шишки 3, отлитые с внутренней стороны на наклон
ном поясе, служат для подбора боковых рам по одинаковому количеству
шишек или их отсутствию при сборке тележки. В настоящее время в со
ответствии с инструкцией ОАО «РЖД» при сборке тележки замеряется
расстояние между наружными челюстями боковых рам. Это расстояние у
обеих боковых рам должно быть одинаковым, чтобы не происходил по
вышенный износ гребней колес при перекосе колесных пар в тележке.
Надрессорная балка (рис. 7.6), отлитая из стали марки 20ФЛ или
20ГФЛ, имеет полую конструкцию замкнутого поперечного сечения,
близкую по форме брусу равного сопротивления изгибу. Она отлита вме
сте с подпятником 1, служащим опорой кузова вагона, и опорами 3 для
скользунов 8 с прокладками 9 и предохранительным болтом 10. Под
пятник 1 для прочности усилен колонкой 12 с поддоном 11 для опира
ния шкворня. У балки имеются полка 7 для кронштейна 2 мертвой точ
ки тормозной рычажной передачи, наклонные выемки 6 для фрикци
онных клиньев, буртики 5 для ограничения смещения внутренних
двухрядных пружин рессорных комплектов и выступы 4 для удержания
наружных двухрядных пружин от смещения при движении вагона.
253

Рис. 7.6. Надрессорная балка тележки модели 18100

Рессорное подвешивание тележки состоит из двух комплектов, каж
дый из которых имеет пять, шесть или семь двухрядных цилиндричес
ких пружин и два фрикционных клиновых гасителя колебаний. Пять
пружин устанавливают в тележки грузовых вагонов грузоподъемностью
до 50 т, шесть — до 60 т и 7 — более 60 т.
Тележка модели 18/115 (рис. 7.7) с улучшенными динамическими
используется в специализированных грузовых вагонах, обращающихся
со скоростями до 140 км/ч. Боковая балка 2 опирается на буксовые узлы
5 с роликовыми подшипниками, надрессорная балка 4 опирается на
рессорный комплект 3, колесные пары 1 — типовые (РУ1Ш950).
Одной из конструктивных ее особенностей в отличие от тележки
модели 18100 является применение более совершенной схемы опира
ния кузова — часть нагрузки передается на подпятник 6, а часть через
упругофрикционные скользуны 7 (см. рис. 7.8).
Скользун (рис. 7.8) состоит из Гобразной плиты 1, опирающейся на реб
ро 5 верхнего пояса надрессорной балки 6. Фрикционный клин 4, взаимо
254

Рис. 7.7. Тележка модели 18115

действующий с наклонной площадкой плиты 1, опирается на пружину 3,
которая в нижней части фиксируется приваренной к плите бонкой 2.
Верхние опорные поверхности фрикционных планок 9 в свободном
состоянии выступают над плоскостью подпятника на 6—12 мм, что ре
гулируется прокладкой 8. Крепление фрикционной планки 9 и регули
ровочных прокладок 8 к клину 4 осуществляется болтами 7 с потайны
ми головками. Пружина 3, изготовленная из стального прутка диамет
ром 13 мм, устанавливается под углом 40° к горизонтали, ее жесткость
составляет 0,173 МН/м.
Упругофрикционный скользун обеспечивает начальное сопротивление
наклону кузова порядка 14—20 кН и конечное сопротивление 40—46 кН,
расчетный момент трения, возникающий на скользунах в горизонтальной
плоскости, равен 10—16,7 кН⋅м. Данная конструкция скользунов обес
печивает снижение действующих нагрузок на шкворневые узлы вагона,
повышение плавности хода вагона и уменьшение динамических нагру
зок, возникающих при вилянии тележек во время движения.

Рис. 7.8. Упругофрикционный скользун тележки модели 18115

255

Рис. 7.9. Буксовый узел с упругой прокладкой:
1 — корпус буксы; 2 — боковая рама тележки; 3 — съемное седло (адаптер); 4 —
упругая прокладка (резина); 5 — цилиндрический роликовый подшипник; 6 — бурт
на корпусе буксы для фиксации упругой прокладки

Особенностями конструкции буксового узла тележки модели 18115
(рис. 7.9) являются следующие. На опорной цилиндрической части кор
пуса 1 установлена переменной толщины резиновая прокладка 4, фик
сация которой осуществляется специальными буртами 6. Боковая рама
2 опирается на резиновую прокладку и корпус буксы 1 посредством
съемного седла (адаптера) 3, устанавливаемого в буксовый проем рамы.
Центрирование и фиксация седла в буксовом проеме осуществляется
благодаря специальным выступам 7, входящим в соответствующие вы
емки челюстей. Буксовые узлы оснащены цилиндрическими ролико
выми подшипниками 5 размером 130×250×80 мм.
Рессорное подвешивание тележки модели 18115 — центральное, со
стоит из двух комплектов, устанавливаемых в средних проемах литых
боковых рам. Каждый из них включает в себя семь тройных (двой
ных) пружин, расположенных по схемам, принятым для тележки моде
ли 18100. В качестве гасителя колебаний использован усеченный фрик
ционный клин, наклонная площадка которого развернута под углом 60°
к продольной оси тележки, что обеспечивает лучшую связь боковых рам
в плане, чем клин тележки 18100. Наклонные поверхности фрикцион
ных клиньев взаимодействуют с наклонными поверхностями надрес
сорной балки, а вертикальные — с фрикционными планками, укреп
ленными на колонках боковой рамы.
256

Для грузовых вагонов с нагрузкой от колесной пары на рельсы 25 т раз
работаны усиленные двухосные тележки моделей 18120 и 18755. В их кон
струкции применены нетиповые колесные пары с усиленными осями,
шейки которых имеют диаметр 140 мм. Поэтому буксовые узлы оборудо
ваны цилиндрическими подшипниками с увеличенными размерами, т.е.
140×260×80 мм (вместо 130×250×80 мм в тележках 18100 и 18115). Боко
вые рамы усиленных тележек опираются на буксы через резиновые про
кладки. Жесткость каждого рессорного комплекта составляет 4,28 МН/м,
а коэффициент относительного трения гасителей колебаний — 0,08.
В тележке модели 18120 кузов вагона посредством пятника опира
ется на подпятник надрессорной балки, а в тележке 18755, кроме того,
через упругофрикционные скользуны с моментом трения в горизон
тальной плоскости 8—12 кН⋅м. Литые боковые рамы и надрессорные
балки тележек усилены.
Тележка КВЗ И2 (рис. 7.10, а) предназначена для рефрижераторных
вагонов. Ее рама опирается на буксовые узлы колесных пар, проходя две
ступени рессорного подвешивания (центральное и буксовое). Тормозное
оборудование с двухсторонним нажатием колодок. Рама (рис. 7.10, б), в
отличие от рассмотренных выше литых конструкций, сварена из двух

Рис. 7.10. Тележка типа КВЗИ2:
а — общий вид; б — рама; в — буксовое подвешивание; 1 — рама; 2 — буксовый
узел; 3 — центральное люлечное подвешивание; 4 —тормозное оборудование; 5 —
колесная пара; 6 — буксовое подвешивание; 7 — продольная балка; 8 — средняя
поперечная балка; 9 — концевая поперечная балка; 10 — вспомогательная продоль
ная балка; 11 — кронштейнбалансир корпуса буксы; 12 — пружина; 13 — продоль
ная балка рамы; 14 — болт крепления шпинтонов; 15 — шпинтон; 16 — резиновая
шайба; 17 — гайка

257

продольных, двух средних и двух концевых поперечных, а также четы
рех вспомогательных продольных балок. Буксовая ступень рессорного
подвешивания (рис. 7.10, в) включает в себя два шпинтона, на которых
размещаются однорядные пружины, опирающиеся через резиновые
шайбы на кронштейны корпуса буксы. Каждый шпинтон крепится к
продольной балке рамы болтами.
Внизу на нарезную часть шпинтона навертывается гайка так, чтобы
между шайбой и кронштейном буксы оставался зазор а.
Центральное подвешивание тележки КВЗИ2 — люлечное, состоящее из
двух эллиптических рессор системы Галахова, уложенных на штампован
ную подрессорную связь, которая опирается на подлюлечные балки, под
вешенные шарнирно к раме. На эллиптических рессорах расположена над
рессорная балка, на которую через подпятник опирается кузов вагона.
С целью обеспечения постоянства уровня автосцепки вагонов с
различной массой кузова изготавливают тележки КВЗИ2 четырех
групп: I, II, III и IV. Тележки I и II групп подкатываются под кузова
грузовых рефрижераторных вагонов, а III и IV, обладающие более
жестким рессорным подвешиванием и большей высотой, чем тележ
ки I и II групп, — под кузова вагонов с машинным отделением, име
ющим повышенную массу.
Тележка модели 18/102 (УВЗ/9м) (рис. 7.11) постройки ОАО «НПК
Уралвагонзавод» признана лучшей из трехосных тележек, в которой че
тыре литые боковые рамы своими крайними концами опираются не
посредственно на роликовые буксы, а средними — через балансиры и
роликовые буксы.
При такой конструкции общая нагрузка, передаваемая от кузова на
тележку, распределяется поровну между тремя колесными парами типа
РУ950. На четыре рессорных комплекта центрального подвешивания
опираются две литые надрессорные балки, на которых размещена
шкворневая балка, имеющая форму в виде Нобразной отливки. Ис
полнительная часть тормозного оборудования, подвешенного к боко
вым рамам, имеет двухстороннее нажатие тормозных колодок на сред
нюю и одностороннее нажатие на крайние колесные пары. Каждый из
четырех комплектов рессорного подвешивания состоит из четырех двух
рядных цилиндрических пружин и одного пружиннофрикционного
гасителя колебаний.
Пружины взаимозаменяемые с пружинами тележки модели 18100.
Все литые детали, включая боковые рамы, надрессорные и шкворне
вую балки, балансиры, изготовлены из углеродистой стали марки 20Л1
с пределом прочности 420 МПа.
258

Рис 7.11. Трехосная тележка модели 18102 (УВЗ9м):
1 — балансир; 2 — рессорный комплект; 3 — боковая рама; 4 — буксовый узел;
5 — тормозное оборудование; 6 — надрессорная балка; 7 — шкворневая балка

Четырехосная тележка модели 18/101 (рис. 7.12) имеет две двухосные
тележки 1, связанные между собой соединительной балкой 2.
Наиболее рациональная конструкция, по сравнению с литой, штам
посварной вариант соединительной балки (рис. 7.13) состоит из двух
штампованных элементов из стали марки 09Г2Ф15, верхнего 1 из лис
та толщиной 16 мм и нижнего 3 толщиной 20 мм, подкрепленных про
дольными 4 и поперечными 7 ребрами жесткости.
Снизу по концам балки вварены крайние пятники 2, которыми она
опирается на подпятники двухосных тележек, а сверху — центральный
259

Рис. 7.12. Четырехосная тележка модели 18101

Рис. 7.13. Штампосварная соединительная балка

260

подпятник 8, посредством которого нагрузка от кузова передается на
четырехосную тележку. К специальным крыльям по концам балки сни
зу приварены крайние скользуны 5, которые располагаются над сколь
зунами двухосных тележек. В средней части также на крыльях размеще
ны центральные скользуны 6, над которыми расположены скользуны
кузова вагона. Штампосварная балка, включая пятники и подпятник,
выполнена из стали марки 09Г2Ф15.
Основная техническая характеристика тележек грузовых вагонов
приведена в табл. 7.1.
Таблица 7.1
Техническая характеристика тележек грузовых вагонов
Наименование показателей

Модели и типы тележек
18-100

18-115

18-755

Масса тележки, кг

4680

4700

5100

8600

12000

7800

База, м

1,85

1,85

1,85

3,50

3,20

2,40

Допускаемая скорость, км/ч

120

140

120

120

120

120

Гибкость рессорного подвешивания, м/МН

0,125

0,173

0,116

0,148

0,075

0,144

Прогиб рессорных комплектов под статической
нагрузкой, м

0,049

0,068

0,052

0,052

0,050

0,070

Расстояние от уровня головок рельсов до опорной
поверхности подпятника, м

0,801

0,812

0,810

0,815

0,839

0,805

Тип рессорного подвешивания

18-102 18-101 КВЗ-И2

Одноступенчатый центральный

двухступенчатый

7.3. Тележки грузовых вагонов нового поколения
Тележка модели 18/578. Эта тележка с осевой нагрузкой 245 кН (рис. 7.14)
разработана ОАО «НПК Уралвагонзавод» на базе тележки модели 18100.
Боковая рама (рис. 7.15), отлитая из низколегированной стали марки
20 ГЛ и имеющая повышенный до 1,8 коэффициент запаса усталостной
прочности, предназначена для восприятия нагрузок, передаваемых от
кузова вагона, передачи их на колесные пары, а также для размещения
рессорного комплекта. Она представляет собой отливку, в средней час
261

Рис. 7.14. Тележка модели18578:
1 — клин фрикционный; 2 — рессорное подвешивание; 3 — рама боковая; 4 — ко
лесная пара с буксами; 5 — устройство направленного отвода колодок; 6 — опорная
балка авторежима; 7 — триангель; 8 — узел крепления триангеля; 9 — шкворень;
10 — скользун; 11 — балка надрессорная

ти которой расположен проем П для размещения рессорного комплекта,
а по концевым частям буксовые проемы Е для установки колесных пар.
Нижняя часть рессорного проема образует опорную плиту Ж с раз
мещенными на ней бонками и буртами для установки пружин рессор
ного комплекта. На вертикальных стенках рессорного проема выпол
нены площадки, к которым заклепками приклепаны неподвижные
фрикционные планки. Упоры служат для ограничения поперечных пе
ремещений фрикционных клиньев.
С внутренней стороны боковой рамы опорная плита Ж переходит в
предохранительные полки, являющиеся опорами для наконечников
триангелей в случае обрыва подвесок, которыми триангели подвеше
ны к кронштейнам боковой рамы. В кронштейны И в целях предотв
ращения их износа установлены износостойкие втулки. Полки К с
овальными отверстиями служат опорами для балочки грузового авто
режима тормоза.
262

Рис. 7.15. Рама боковая тележки 18578:
1 — неподвижная фрикционная планка; 2 — упор; 3 — скоба; 4 — планка; 5 — зак
лепка; 6 — втулка

На опорные поверхности буксовых проемов установлены сменные
износостойкие накладки, состоящие из скобы, выполненной из углеро
дистой стали толщиной 4 мм, и приварной износостойкой планки из низ
колегированной стали 30ХГСА с твердостью 255…341 НВ толщиной 4 мм.
Надрессорная балка (рис. 7.16) представляет собой отливку коробча
того сечения из низколегированной стали марки 20 ГЛ. Она служит для
упругофрикционной связи боковых рам тележки и восприятия нагру
зок от кузова вагона на рессорное подвешивание.
Наклонные площадки клиновых проемов выполнены в концевых
частях надрессорной балки. На верхнем поясе надрессорной балки рас
положены подпятниковое место В для опоры пятника вагона, опорные
площадки Г с резьбовыми отверстиями для установки скользунов. На
нижних опорных поверхностях надрессорной балки выполнены ребра
Д, посредством которых фиксируются наружные пружины рессорного
комплекта. Боковая стенка надрессорной балки в средней части снаб
жена приливами для установки державки мертвой точки, закрепленной
заклепками. Для защиты от износа подпятниковое место оборудуется
износостойкими элементами в двух вариантах: в подпятник на опор
ную поверхность установлена износостойкая накладка из низколегиро
ванной стали 30 ХГСА с твердостью 320…400 НВ или чаша толщиною
263

Рис. 7.16. Надрессорная балка тележки модели 18578:
1 — кронштейн мертвой точки; 2 — заклепка; 3 — чаша

6,5 мм из низколегированной стали 30 ХГСА с твердостью 320…400 НВ
с использованием смазки из композиционного твердосмазочного мате
риала, укрепленной в четырех точках с бортом подпятника приваркой.
Скользун (рис. 7.17) упругокаткового типа состоит из корпуса 1, уп
ругого элемента (демпфера) 2, колпака 3, вкладыша 4 и ролика 5. Демп
фер 2 выполнен бочкообразной формы из полимерного материала, ко
торый устанавливается в литой корпус.
На демпфер установлен колпак из износостойкого материала, кото
рый находится в постоянном контакте с ответной частью скользуна, рас
положенной на шкворневой балке рамы вагона. Ролик, установленный
на поверхности катания (вкладыше) внутри корпуса, служит ограничите
лем прогиба демпфера. В местах контакта колпака с корпусом установле
ны два сменных износостойких элемента, выполненные из низколегиро
ванной стали 30 ХГСА с твердостью 255…341 НВ толщиной 4 мм. Креп
ление скользунов осуществляется с помощью болтов и стопорных шайб
на опорные площадки надрессорной балки. Болты крепления скользу
нов должны быть затянуты крутящим моментом (25…35) кгс⋅м.
Размер А = 30 +−2,5
в свободном состоянии обеспечивается регулиро
1,5
вочными прокладками 9, расположенными между колпаком и демпфе
264

Рис. 7.17. Скользун тележки модели 18578:
1 — корпус; 2 — сменный износостойкий элемент; 3 — колпак; 4 — прокладка
регулировочная; 5 — демпфер; 6 — ролик; 7 — вкладыш; 8 — надрессорная балка;
9 — шайба 24, ГОСТ 13463—77; 10 — болт М246х50, ГОСТ 7798—70

ром. Размер А=8 ± 2 под тарой вагона обеспечивается регулировочными
прокладками ответной части скользуна, расположенной на раме вагона.
Центральное рессорное подвешивание тележки модели 18578 показа
но в главе 6, п. 6.3.1.
Колесная пара с буксами выполнена в двух вариантах: с цилиндри
ческими подшипниками шестого класса точности с применением сма
зывающего материала «Буксол» и с двухрядными коническими подшип
никами кассетного типа TBU 1304250, которые установлены в типовые
корпусы букс.
Оси изготовлены из непрерывнолитой вакуумированной стали, име
ющей значительные улучшения перед серийными по металлургическим
дефектам и качеству структуры. Это увеличило коэффициент запаса ус
талостной прочности К в районе галтельного перехода до трех против
двух у серийных при гарантированном значении предела текучести выше
400 МПа. Колесные пары оборудованы колесами повышенного каче
ства с твердостью поверхности катания 320—360 НВ и дисками с дробе
струйным упрочнением, что позволяет исключить изломы и повысить
срок службы колес не менее чем на 50 %.
В 2004—2005 гг. в ОАО «НПК Уралвагонзавод» было построено 14 тыс.
полувагонов модели 1213203 с тележками модели 18578, которые в
настоящее время успешно эксплуатируются на железных дорогах Рос
сии. Неоднократные обследования технического состояния тележек
показали, что реализованные в их конструкторскотехнологические ре
шения обеспечивают межремонтный пробег не менее 500 тыс. км.
265

Тележка двухосная модели 18/
194 (рис. 7.18), разработанная в
ОАО «НПК Уралвагонзавод»,
предназначена для грузовых ваго
нов, эксплуатируемых на магист
ральных железных дорогах колеи
1520 мм с максимальной осевой
нагрузкой 245 кН. Колесные пары
Рис. 7.18. Тележка модели 18194:
тележки оборудованы усиленными
1 — колесная пара; 2 — горизонталь
колесами и буксами с двухрядны
ный скользун; 3 — надрессорная балка;
ми коническими подшипниками
4 — рессорный комплект; 5 — боковая
кассетного типа TBU 150×250×160.
рама; 6 — букса
На внешних боковых пoвepx
ностях с двух сторон по диагонали в концевых частях продольных ба
лок рамы тележки нанесена маркировка ударным способом: условный
номер заводаизготовителя; заводской номер тележки; дата изготов
ления — месяц и две последние
цифры года; клейма приемки
тележки.
Рессорное подвешивание
тележки 18194 состоит из ви
тых цилиндрических двухряд
ных пружин повышенной гиб
кости с билинейной характери
стикой, полученной за счет
разной высоты внутренней и
наружной пружин. Это позво
лило улучшить ходовые каче
ства тележки в груженом и по
рожнем состоянии вагона. Бук
Рис. 7.19. Узлы и детали тележки модели
сы тележки включают в себя
18194:
двухрядные конические роли
1 — упругороликовый скользун; 2 — фрик
ковые подшипники кассетного
ционный клин; 3 — боковая рама; 4 —смен
типа. Нагрузка от рамы тележ
ная износостойкая пластина; 5 — адаптер;
ки на буксу передается через
6 — кассетный двухрядный подшипник с
стальной адаптер и упругий
коническими роликами; 7 — упругий эле
элемент (рис. 7.19), выполнен
мент; 8 — фрикционная планка; 9 — плава
ный из морозостойкой резины,
ющая сменная пластина; 10 — надрессор
эластомеров или других подоб
ная балка; 11 — износостойкая пластина;
12 — кольцо
ных материалов, обеспечиваю
266

щих необходимую жесткость и сохранение механических свойств в экс
плуатации. Данные упругие элементы полуцилиндрической формы раз
мещаются на буксах. Для уменьшения износа пятника и подпятника над
рессорной балки установлены износостойкая пластина из стали марки
30ХГСА толщиной 6,5 мм и приварное кольцо внутри бурта подпятни
ка. Между клином и фрикционной планкой на боковой раме размеще
на плавающая сменная пластина.
Основные технические характеристики тележек моделей 18578 и 18
194 приведены в табл. 7.2.
Таблица 7.2
Техническая характеристика тележек моделей 18-578 и 18-194
№
п/п

Наименование параметра

Модели тележки
18-578

18-194

1

База тележки, мм

1850

1850

2

Ширина рельсовой колеи, мм

1520

1520

120

120

3

Конструкционная скорость, км/ч

4

Тип скользуна

5

Расстояние между осями рессорных комплектов, мм

2036

2036

6

Высота от уровня головок рельсов до опорной поверхности подпятника в свободном состоянии, мм

811

818

7

Гибкость (вертикальная) рессорного подвешивания,
м/т: I ступень
II ступень

1,57
—

2,55
1,31

8

Масса тележки, кг

4738

5600

Упруго-катковый

7.4. Анализ конструктивных особенностей тележек
пассажирских вагонов
Типовыми тележками современных пассажирских вагонов являют
ся двухосные тележки моделей 68875 (68876) и 684065 (684066), раз
работанные на базе тележек ТВЗЦНИИ. Все они предназначены для
пассажирских вагонов массой брутто до 72 т и различаются жесткостью
рессорного подвешивания.
Тележка модели 68/875 (ТВЗ/ЦНИИ/М) (рис. 7.20) состоит из следу
ющих частей: рамы со шпинтонами, двух колесных пар с буксами, че
тырех буксовых рессорных подвешиваний, центрального подвешивания,
надрессорного бруса, тормозной рычажной передачи, шкворня, верти
кальных и горизонтальных гидравлических гасителей колебаний.
267

Рис. 7.20. Тележка модели 68875:
1 — рама; 2 — букса; 3 — буксовое подвешивание; 4 — тормозная рычажная переда
ча; 5 — продольный поводок; 6 — надрессорная балка; 7 — скользун; 8 и 12 — верти
кальный и горизонтальный гидравлические гасители колебаний соответственно;
9 — центральное подвешивание; 10 — подвеска; 11 — шкворень

Рама тележки через буксовые пружины и шпинтоны связана с ко
лесными парами, а с надрессорной балкой связь осуществляется посред
ством гидравлических гасителей и продольных noвoдкoв. Надрессор
ная балка опирается на комплекты пружин центрального подвешива
ния, установленных на поддонах, которые подвешены к раме тележки с
помощью сочлененных тяг и серег. На опорные скользуны надрессор
ной балки опирается кузов вагона. Рычажнотормозная передача коло
268

дочного типа. Конструкция тележки обеспечивает равномерное распре
деление нагрузки между колесными парами и позволяет проходить че
рез сортировочные горки и вписываться в кривые участки
железнодорожного пути с минимальным радиусом 80 м.
Рама тележки (рис. 7.21) сварной коробчатой конструкции из швел
леров и листового проката состоит из балок: двух продольных, двух по
перечных, четырех концевых и четырех тормозных.
На раме монтируются через опорную плиту, шпинтоны, кронштей
ны для закрепления рычажной передачи, кронштейны для гидравли

Рис. 7.21. Рама со шпинтонами тележки модели 68875:
1 — шпинтон; 2, 4 — кронштейны; 3 — продольная балка; 5 и 11 — скользуны; 6,
13 и 14 — кронштейны; 7 — кронштейн; 8 — опорная плита; 9 — концевая балка;
10 — тормозная балка; 12 — поперечная балка

269

ческих гасителей, скользуны для ограничения перемещения надрессор
ной балки, кронштейны дли крепления поводков и кронштейны для
установки горизонтальных гасителей колебании. Колесные пары обо
рудованы буксами с цилиндрическими роликовыми подшипниками
250×130×80 мм, с горячей посадкой внутренних колец на шейке оси.
Буксовое подвешиваниe (pиc. 7.22), предназначенное для передачи
нагрузки от рамы тележки на колесную пару, состоит из винтовых ци
линдрических пружин, фрикционныхx гасителей, резинового кольца и
крепительных деталей, обеспечивающих сборку буксового узла. Фрик
ционный гаситель состоит из двух конусных колец, между которыми
находятся сухари, зафиксированные кольцами друг относительно дру
га, вспомогательной пружины, под действием которой сухари прижи
маются к втулке, неподвижно закрепленной на шпинтоне разрезным
конусом, тарельчатой пружиной и гайкой.
Фрикционные гасители колебаний гасят вертикальные колебания
рамы, а также ограничивают горизонтальные перемещения колесных
пар относительно рамы тележки. Центральное подвешивание (pиc. 7.23)
люлечного типа с цилиндрическими пружинами и гидравлическими
гасителями колебаний имеет вертикально расположенные сочлененные
люлечные подвески 5, которые служат для амортизации и демпфирова
ния вертикальных и горизонтальных колебаний кузова. Подвешивание
состоит из поддонов 11, комплектов пружин 10, продольных поводков

Рис. 7.22. Буксовое рессорное подвешивание тележки модели 68875:
1 — основная пружина; 2 — вспомогательная пружина; 3 — защитный кожух; 4 — рези
новое кольцо; 5 — конусное кольцо; 6 — гайка; 7 — тарельчатая рессора; 8 — втул
ка; 9 — сухари; 10 — поддон корпуса буксы; 11 — разрезной конус; 12 — кольцо

270

Рис. 7.23. Центральное рессорное подвешивание тележки модели 68875:
1 — продольный поводок; 2 — предохранительная скоба; 3 — подпятник; 4 — га
ситель колебаний; 5 — подвеска; 6 — надрессорная балка; 7 — верхний пояс
балки рамы; 8 — опора для скользуна; 9 — кронштейн; 10 — комплект пружин;
11 — поддон; 12 — валик; 13 — серьга; 14 — гайка; 15 — резиновый элемент;
16 — контргайка

1, препятствующих перекосу надрессорной балки от момента сил тре
ния, возникающего между опорными скользунами.
Надрессорная балка (рис. 7.24) представляет собой сборную коробча
тую конструкцию.
К верхнему поясу 7 балки приварены двe опоры 8, служащие для ус
тановки на них боковых и торцевых скользунов, ограничивающих про
дольные и поперечные перемещения балки, а также местом для уста
новки рамок под опорные скользуны. Связь с рамой осуществляется
пpoдoльными поводками 1 (см. рис. 7.23). В средней части надрессор
ной балки приварено кольцо 6, посредством которого тележка связана с
пятником кузова вагона, и кронштейны 10 для установки горизонталь
ных гасителей колебаний. По концам балки имеются посадочные места
271

Рис. 7.24. Надрессорная балка тележки модели 68875:
1 и 2 — кронштейны; 3 — опора для комплектов пружин; 4 — вертикальный скользун;
5 и 10 — кронштейны для горизонтальных гасителей колебаний; 6 — подпятник;
7 — верхний пояс; 8 — опора; 9 — горизонтальный скользун

для комплектов пружин. Для принятой схемы опирания кузова на те
лежку между подпятником надрессорной балки и пятником кузова име
ется зазор 16 мм. Подпятник в этом случае воспринимает только гори
зонтальные усилия и служит направляющей при посадке кузова на те
лежки. Пятник кузова вагона соединен с подпятником тележки замковым
шкворнем, состоящим из двух полушкворней и расположенной между
ними замковой планки. Он позволяет быстро разъединить их, удалив вна
чале замковую планку, а затем оба полушкворня. Шкворень не допускает
отрыва тележки от кузова и служит, кроме того, осью вращения тележки
относительно кузова при прохождении кривых участков пути.
Под некотловую сторону вагона подкатываются тележки модели 68
875, под котловую — модели 68876. Тележка модели 68876 оборудова
на текстропнокарданным приводом к генератору от торца оси. Она
имеет более жесткое подвешивание и концевую поперечную балку, на
которой крепятся генератор, ведомый шкив привода с натяжным уст
ройством и карданный вал.
Техническая характеристика рассмотренных выше моделей тележек
пассажирских вагонов приведена в табл. 7.3.
272

Таблица 7.3
Техническая характеристика тележек пассажирских вагонов
Показатель
Масса тележки, т

Модели
68-875

68-876

68-4065

6,9

7,4

6,8

База тележки, мм
Конструктивная скорость, км/ч

68-4066
7,4

2400

2400

160

160

Тип рессорного подвешивания

Двойное: центральное люлечное и буксовое

Суммарный статический прогиб
от массы брутто, мм

225

233

Тормоз
Габарит ГОСТ 9238—83

199

215

Колодочный
02-ВМ

02-ВМ

7.5. Новые конструкции тележек пассажирских вагонов
Тележки моделей 68/4071 и 68/4072 применяются в вагонах с систе
мой кондиционирования воздуха. Привод подвагонного генератора
имеет повышенную мощность (32 кВт) и выполнен от средней части оси.
Все остальные элементы тележек аналогичны тележкам моделей 68875
и 68876, но различаются жесткостью рессорного подвешивания, а так
же наличием у тележки модели 684072 привода ручного тормоза и тек
стропнокарданного привода к генератору.
Тележка моделей 684071 и 684072 (рис. 7.25) состоит из двух колес
ных пар 1, четырех букс 6, буксового подвешивания 2, рамы 5, цен
трального подвешивания 3, надрессорной балки 4 и тормозного обору
дования 7. Тележки модели 684071 и 684072 предназначены для пасса
жирских вагонов магистральных железных дорог массой брутто до 62 т.
Они обеспечивают повышенную плавность хода при скоростях дви
жения вагона до 160 км/ч.
Опора кузова на тележки осуществляется через боковые скользуны
надрессорной балки, а связь надрессорной балки с рамой — посредством
поводков 8.
Колесные пары оснащены тормозными дисками и противогазными
осевыми датчиками. Рама — сварная с двумя продольными и двумя сред
ними поперечными балками. Тележка имеет также концевую попереч
ную балку, на которой крепится генератор. На тележке модели 684071
концевая балка отсутствует. Продольные балки изогнуты посередине,
273

Рис. 7.25. Тележка моделей 684071 и 684072:
1 — колесная пара, 2 — буксовое рессорное подвешивание; 3 — центральное рес
сорное подвешивание; 4 — надрессорная балка; 5 — рама; 6 — букса; 7 — тормозное
оборудование; 8 — поводок

образуя горизонтальную площадку, к которой приварены поддоны для
установки пружин центрального подвешивания. Буксовое подвешивание —
с цилиндрическими пружинами и фрикционными гасителями колеба
ний как у типовой тележки.
Центральное подвешивание — безлюлечное с четырьмя однорядными
цилиндрическими пружинами и гидравлическими гасителями колеба
ний — двумя вертикальными и двумя горизонтальными, обеспечиваю
щими раздельное гашение вертикальных и горизонтальных колебаний.
274

Тележка оборудована электропневматическим дисковым тормозом и
имеет ручной тормоз. Дисковый тормоз выполнен из четырех отдель
ных клещевых механизмов. Каждый механизм состоит из тормозного
цилиндра, рычагов, башмаков с фрикционными накладками и тормоз
ного диска. Диски представляют собой кольца, соединенные внутрен
ними ребрами, которые во время вращения создают поток воздуха, ох
лаждающего элементы тормоза.
Тележки моделей 68/4075 и 68/4076 предназначены для движения со
скоростью до 200 км/ч. В отличие от моделей 684071 и 684072 в буксо
вом подвешивании рассматриваемых тележек (рис. 7.26) установлены
вертикальные гидравлические гасители колебаний 1, двухрядные пру
жины 5 и продольные поводки 2 и 7, которые обеспечивают упругую
связь буксы с рамой в продольном и поперечном направлениях.
Конструкции кассетных букс с коническими подшипниками теле
жек моделей 684075 и 684076 для пассажирских вагонов приведены в
главе 5, п. 5.7.2.
Рама тележки модели 684076 (рис. 7.27) имеет сварную коробчатую
конструкцию из листового проката. Каждый комплект буксового под
вешивания имеет двухрядные винтовые цилиндрические пружины и
гидравлический гаситель, установленный вертикально в кронштейнах
рамы и корпуса буксы в резиновых амортизаторах.
Буксовое подвешивание тележки модели 684076 изображено на рис. 7.28.
Центральное подвешивание тележки модели 684076 представлено на
рис. 7.29.
Надрессорная балка тележки модели 684076 (рис. 7.30) сварной кон
струкции.
Тележка модели 684076 снабжена дисковым и магнитнорельсовым
тормозами (рис. 7.31). В основном торможение осуществляется диско
вым тормозом путем прижатия тормозных накладок клещевого меха
низма к тормозному диску под действием сжатого воздуха из тормоз
ных цилиндров. Тормоз магнитнорельсовый (MPT) служит для работы
совместно с дисковым тормозом только в режиме экстренного тормо
жения. Приведение башмаков 2 в рабочее состояние производится по
дачей сжатого воздуха под давлением 0,25—0,35 МПа в пневмоцилинд
ры 1. Усилие прижатия башмаков к рельсу — 100 кН. Венец тормозного
диска выполнен из стали марки 20ХВ.
Большой статический прогиб и использование вязкого трения в обе
их ступенях подвешивания обеспечивают высокие ходовые качества те
лежек при скоростях движения до 200 км/ч.
275

Рис. 7.26. Тележка пассажирская модели 684076:
1 — рама; 2, 3 — поводки; 4 — надрессорная балка; 5 — центральное подвешива
ние; 6 — магнитнорельсовый тормоз; 7 — буксовое рессорное подвешивание;
8, 9 — колесные пары; 10 — дисковый тормоз; 11 — ручной тормоз

276

Рис. 7.27. Рама тележки модели 684076:
1 — кронштейн продольного горизонтального поводка; 2 — продольная балка;
3 — кронштейны буксовых поводков; 4 — поперечная балка; 5, 6 — скользуны
вертикальные; 7 — кронштейны вертикальных гасителей колебаний; 8 — крон
штейны горизонтальных гасителей колебаний; 9 — кронштейн магнитнорель
сового тормоза; 10 — кронштейны тормозных блоков; 11 — кронштейн ручно
го тормоза; 12 — кронштейны вертикальных гасителей колебаний в буксовом
рессорном подвешивании

277

Рис. 7.28. Буксовое подвешивание тележки модели 684076:
1 — шайба; 2 — поводок; 3 — болт крепления поводка; 4 — опорное гнездо; 5 — рези
новая прокладка; 6 — цилиндрические пружины; 7 — гидравлический гаситель коле
баний; 8 — контргайка; 9 — гайка; 10 — шайба; 11 — резиновый амортизатор;
12 — втулка

Рис. 7.29. Центральное подвешивание тележки модели 684076:
1 — цилиндрические пружины; 2 — гаситель колебаний вертикальный; 3 — гаси
тель колбаний горизонтальный; 4 — продольный поводок; 5 — сварная опора; 6 —
амортизатор; 7 — стяжное устройство; 8 — серьга; 9 — элементы крепления серег

278

Рис. 7.30. Надрессорная балка тележки модели 684076:
1, 12 — кронштейны соответственно вертикальных и горизонтальных гидравли
ческих гасителей колебаний; 2 — верхний лист; 3 — кольцо; 4 — втулка; 5 — осно
вание скользуна; 6 — кронштейн поводка; 7 — вертикальный скользун; 8 — опо
ра вертикального скользуна; 9 — нижний лист; 10 — цилиндрические обечайки;
11 — кольцо

Технические характеристики рассмотренных выше новых конструк
ций тележек пассажирских вагонов приведены в табл. 7.4.
Таблица 7.4
Техническая характеристика новых конструкций тележек
пассажирских вагонов
Показатель
Масса тележки, т

Модели
68-7071

68-7072

68-4075

6,85

7,30

7,10

68-4076
7,15

База тележки, мм

2500

2500

Конструктивная скорость, км/ч

160

200

Тип рессорного подвешивания
Суммарный статический прогиб
от массы брутто, мм
Тип тормоза
Габарит ГОСТ 9238-83

Двойное: центральное безлюлечное и буксовое
270

288

285

290

Дисковый

Дисковый,
магнитно-рельсовый

1-ВМ

1-ВМ

279

Рис. 7.31. Тормоза тележки модели 684076:
1 — пневмоцилиндры; 2 — башмак с электромагнитами; 3 — тормозной блок с
клещевым механизмом дискового тормоза;4 — поперечины; 5 — тормозной диск

Двухосные тележки моделей 68/4095 и 68/4096, изготовленные в со
ответствии с требованиями ТУ 3183407550347074, предназначены для
пассажирских вагонов локомотивной тяги магистральных железных
дорог колеи 1520 мм, эксплуатирующихся со скоростями, не превыша
ющими 160 км/ч.
Технические характеристики тележек приведены в табл. 7.4 и 7.5.
Тележка модели 684096 (рис. 7.32) — двухосная, безлюлечного типа,
с двойным рессорным подвешиванием, с буксами на подшипниках ка
280

Таблица 7.5
Техническая характеристика тележек моделей 68-4095 и 68-4096
Наименование показателя

Модели тележки
68-4095

68-4096

База по колесным парам, мм

2500

База по рессорным подвешиваниям (поперечная)
буксовому, мм
центральному, мм

2036
2470

Габарит по ГОСТ 9238—83

1-ВМ (черт. 15В)

Конструкционная скорость, км/ч

160

Наибольшая длина тележки, мм

3515

Наибольшая ширина тележки, мм

3084

Нагрузка от брутто кузова, кН, не более

280

Суммарный статический прогиб под весом
брутто вагона, мм
Масса, кг, не более

230—260

240—270

6800

7540

чения кассетного типа, с гидравлическими гасителями колебаний в цен
тральном подвешивании.
При наличии кронштейнов на раме и буксе возможна установка гид
равлических гасителей колебаний в буксовом подвешивании. В буксовом
и центральном подвешиваниях применены цилиндрические пружины.
Тележка на средней части оси колесной пары оборудована редук
тором 1, рассчитанным на мощность 32 кВт, и приводом ручного тор
моза 2. Рама 3 тележки через буксовые пружины 7 и поводки 4 связана
с двумя колесными парами 5 и 6. На пружины 7, установленные в под
донах рамы, опирается надрессорная балка 8, связанная с рамой в про
дольном направлении диагонально расположенными поводками 9, а в
поперечном направлении горизонтальной жесткостью пружин и гид
равлическими гасителями колебаний вертикальными 10 и горизонталь
ными 11. На поперечных балках рамы закреплены по два тормозных
блока 12 с клещевыми механизмами и тормозными цилиндрами со
встроенным регулятором выхода штока, а на одной из них имеется до
полнительный кронштейн с установкой рычагов и тяг привода ручно
го тормоза.
Рама тележки (рис. 7.33) сварной коробчатой конструкции из листо
вого проката состоит из двух продольных 1 и двух поперечных 2 балок.
281

Рис. 7.32. Тележка модели 684096

Продольные балки в центральной части имеют выгибы в вертикаль
ной плоскости с вваренными в них консольновынесенными в наруж
ные стороны поддонами, на которые устанавливаются пружины цент
рального подвешивания, а по концам — вваренные цилиндрические
втулки для установки пружин буксового подвешивания.
Между собой продольные балки соединяются поперечными балка
ми трапецеидального сечения. Кроме того, на раме монтируются крон
штейны 3 и 4 для установки поводков соответственно буксовых и гори
зонтальных, кронштейны 5 для установки вертикальных гасителей,
282

Рис. 7.33. Рама тележки модели 684096

кронштейны 6 для горизонтальных гасителей, кронштейны 7 для креп
ления тормозных блоков, скользуны 8 и 9 для ограничения перемеще
ния надрессорного бруса, кронштейн 10 привода ручного тормоза, крон
штейн 11 для крепления опорного рычага корпуса редуктора мощнос
тью 32 кВт, кронштейн 12 для временного закрепления серьги и
перекатки тележки и вагона.
Колесные пары (рис. 7.34) тележки модели 684096 состоят из оси 4,
колес 1, тормозных дисков 2 и буксовых узлов 4 с поводками 5. Колес
283

284

Рис. 7.34. Колесные пары: с дисковыми тормозами (а) и редуктором (б) тележки модели 684096

ная пара оборудована редуктором 3 мощностью 32 кВт. Формирование
колесных пар и монтаж буксовых узлов производится по ТУ 24.05.816 и
ДТУ 32 ВНИИЖТТВЗВ30. Ось колесной пары переменного сечения
выточена из черновой оси ГОСТ 30272 —2000 и подвергнута упрочне
нию накатыванием роликами по ТИ 32 ЦВ — ВНИИЖТ.
Колеса цельнокатаные с диаметром по кругу катания 957 мм, про
филь поверхности катания по ГОСТ 9036—79. Колеса изготовлены из
стали марки 1 по ГОСТ 10791—91 или марки 2 с содержанием углерода
не более 0,63 % по ГОСТ 10791—79. Посадка колес на ось — прессовая.
Конструкция букс тележки модели 684096 приведена в главе 5, п. 5.7.1,
а рессорное подвешивание тележки модели 684096 описано в главе 6, п. 6.3.2.
Надрессорная балка тележки модели 684096 (рис. 7.35) представляет
собой сварную коробчатую конструкцию. В средней части верхнего
опорного листа 1 бруса приварено кольцо 2 и втулка 3, посредством ко
торых тележка связана через шкворень с пятником кузова вагона. По
концам бруса приварены цилиндрические обечайки 4 и кольца 5 для
установки и фиксации пружин, кронштейны 6 поводков и кронштейны
7 для горизонтальных гасителей. К верхнему опорному листу прива
рены также два основания 8 для установки рамок 9 под опорные сколь
зуны, а также кронштейны 10 для установки вертикальных гасителей.

Рис. 7.35. Надрессорная балка тележки модели 684096

285

К нижнему листу 11 приварены упоры 12, на которые закрепляются при
помощи болтов, гаек, шайб и шплинтов коробки скользуна 13 с амор
тизаторами 14 и вставками 15.
Данные упоры ограничивают поперечное перемещение балки. Упо
ры 16 ограничивают ее продольные перемещения.

7.6. Проектирование и расчет несущих элементов тележек
вагонов
Методы расчета прочности при проектировании колесных пар, букс,
рессорного подвешивания тележек приведены в главах 4, 5 и 6 данного
учебника. Ниже приводятся рекомендации по проектированию и опре
делению основных параметров тележек и расчету несущих элементов
конструкции тележек, рам и надрессорных балок.

7.6.1. Рекомендации по проектированию тележек вагонов
Вновь проектируемые тележки вагонов должны разрабатываться с уче
том допускаемых осевых и погонных нагрузок от вагона на путь. При этом
наибольшая осевая нагрузка должна приниматься по техническим тре
бованиям в зависимости от назначения и конструктивной скорости ваго
на или по стандартам на соответствующие типы тележек и колесных пар.
В целях обеспечения свободного перемещения деталей тележек относи
тельно кузова при проходе кривого участка пути малого радиуса определяет
ся угол поворота тележки относительно ее центра поворота по формуле:
ψ=

l
e  lт
+
1+
,
R l т  2l 

(7.1)

где l — полубаза вагона;
lт — полубаза тележки;
R — радиус расчетной кривой пути;
e — максимальное одностороннее смещение рамы тележек поперек пути в
сечении по оси колесной пары; e = 30 мм для тележек на подшипниках каче
ния; e = 40 мм — на подшипниках скольжения.

При таком угле поворота должны иметь место зазоры между деталя
ми тележки и кузова вагона, достаточные для компенсации других воз
можных относительных смещений: за счет забегания (обгона) боковых
рам тележки с нежесткой рамой, смещений кузова в центральном под
вешивании и в зазорах пятника. При смещении центра тяжести кузова
286

более чем на 0,05 и 0,03 м указанных выше соответствующих базовых
размеров, жесткость рессор рекомендуется подбирать из условия:

(с1 + с2 )l1 = (с3 + с4 )l2 ;
(с1 + с3 )b1 = (с2 + с4 )b2 ,

(7.2)

где с1, с2 и с3, с4 — жесткость рессорных комплектов первой и второй тележек
соответственно;
l1 и l2 — расстояния от центров пятников первой и второй тележек до верти
кальной оси, проходящей через центр тяжести кузова;
b1 и b2 — горизонтальные проекции поперечного расстояния от продольной
оси кузова, проходящей через центр его тяжести, до осей рессорных комплектов.

Опирание кузова на тележки осуществляется посредством пятников
или других устройств, воспринимающих вертикальные и горизонталь
ные (продольные и поперечные) силы. В соединениях тележки с кузо
вом устанавливаются боковые скользуны, обеспечивающие ограниче
ния амплитуд боковых колебаний кузова относительно тележки. В не
которых случаях предусматривают полную или частичную передачу
усилий от кузова на тележки через боковые скользуны.
Необходимый момент трения, возникающий в скользунах при по
вороте тележки относительно кузова в плане, рекомендуется определять
по формуле
М бр v 2  2m
т
1 +
М тр =
2  М бр


 nS

ψ
,
 D max


(7.3)

где Мбр — масса вагона брутто;
v — скорость движения вагона;
mт — масса одной тележки;
n — двухсторонняя эквивалентная конусность поверхности катания колеса;
S — половина расстояния между кругами катания;
D — диаметр колеса по кругу катания;
ψmax — угол поворота тележки за счет зазоров в рельсовой колее, подсчиты

δ
ваемый по формуле ψ max = 2l ;
т
δ — среднее значение поперечного зазора колесной пары в рельсовой колее
на прямом участке пути, здесь δ = 16 мм;
2lт — база тележки.

287

7.6.2. Расчетные нагрузки, действующие на тележку вагона
Расчет на прочность узлов и деталей тележки производится по кри
терию удовлетворения несущей способности всех ее узлов и деталей,
предназначенных для восприятия расчетных нагрузок [14]. Величина и
сочетание расчетных нагрузок при расчете по I и III режимам нагруже
ния принимается по данным табл. 7.6.
Таблица 7.6
Величина и сочетание нагрузок, принимаемых при расчетах тележек вагонов
Наименование расчетных
нагрузок

Расчетные режимы

Обозначения

I

III

При ускорении
тележки 6g

При ускорении тележки 2,5g

Рст

В соответствии с
нормами осевой
нагрузки

В соответствии с
нормами осевой
нагрузки

Рд

Не учитывается

При kдв, принимаемых по расчету

Ри

При силе удара в При силе удара в
автосцепку
автосцепку 1,0 МН
25 МН

Боковые нагрузки:
– рамная сила

Нр

Не учитывается

По расчету

– боковая нагрузка

Н

—//—

—//—

Рz

—//—

—//—

Продольные нагрузки силы
инерции массы тележки
Вертикальные нагрузки:
– вертикальная статическая сила
тяжести кузова брутто и соответствующих элементов тележки
– вертикальная динамическая
нагрузка

N

– вертикальная динамическая
добавка от продольной силы
инерции кузова

Самоуравновешенные нагрузки:
– вертикальные кососимметричные силы (для тележки с жесткой
на скручивание рамой)

Таким образом, вертикальная нагрузка при I расчетном режиме

РI = Рст + РиI ;
при III расчетном режиме РIII =Рст + Рд + Ри III,

(7.4)
(7.5)

где Ри — продольная сила инерции.

Вертикальная статическая нагрузка, действующая от кузова вагона
брутто, определяется по формуле:

288

Рст =

р0 m0 − Р т
2

,

(7.6)

где р0 — осевая нагрузка брутто;
m0 — количество осей в вагоне;
Рт — собственная сила тяжести одной тележки.

Собственная сила тяжести тележки принимается по выбранному эта
лонному образцу, а впоследствии корректируется.
Максимальная вертикальная динамическая нагрузка от кузова движу
щегося с конструкционной скоростью вагона подсчитывается по формуле:

Р д = Р ст k дв ,

(7.7)

где kдв — расчетная величина коэффициента вертикальной динамики обрессо
ренных частей тележки.

Вертикальная динамическая добавка от продольной силы инерции
кузова, возникающая при ударе в автосцепку, определяется по формуле:

РиIII = N I,III

(Р

бр.к

)

− 2Р т hц

Рбр.в 2lmi

,

(7.8)

где NI =3,5 МН; NIII = 1,0 МН — нормы продольных усилий, принимаемые в
расчетах по I и III режимам;
Рбр.к, Рбр.в — силы тяжести брутто кузова и вагона в целом соответственно;
hц — расстояние от опорной плоскости подпятников тележек до центра масс
кузова;
2l — база вагона;
mi — количество параллельно нагруженных деталей в тележке или группе
тележек, расположенных под одним концом вагона.

Боковые нагрузки на элементы тележки возникают при движении
вагона по кривым участкам пути. В этом случае на переднее колесо по
ходу движения действует направляющая сила рельса, которая вызывает
рамную силу Нр, приложенную к буксовому проему боковой рамы, оп
ределяемую по формуле
Н р = р0 k дг ,

(7.9)

где р0 — расчетная статическая осевая нагрузка;
kдг — коэффициент горизонтальной динамики.

289

Значение коэффициента горизонтальной динамики определяется по
формуле
4
1
ln
,
k д.г = k д.г
π 1P k
д.г

( )

(7.10)

где k — среднее вероятное значение коэффициента динамики горизонтальной;
дг
Р(kд.г) — расчетная вероятность, при расчетах на прочность принимаемая
равной 0,97.

Среднее вероятное значение коэффициента горизонтальной дина
мики определяется по формуле:
k д.г = bδ ( 5 + v ),

(7.11)

где b — коэффициент, учитывающий влияние числа осей в тележке;
δ — коэффициент, учитывающий тип ходовых частей вагона: для грузовых
вагонов на безлюлечных тележках δ = 0,003; для пассажирских и изотермичес
ких на тележках с люлькой соответственно δ = 0,0015 и δ = 0,002;
v — скорость движения вагона, м/с.

Боковая нагрузка на колесо Н1, действующая со стороны наружного
рельса при вписывании вагона в кривую, — направляющая сила, опре
деляется при расчетах колесной пары.
Боковые (поперечные) силы, действующие на кузов вагона — цент
робежная и ветровая нагрузки, перераспределяют вертикальные нагруз
ки на скользуны тележек. Ориентировочно максимальную боковую силу
Hp, действующую от колесной пары на раму тележки пассажирского
вагона, можно определить по формуле:
Н р = 0,3 р0 .

(7.12)

Величина вертикальных кососимметричных сил определяется из ре
шения общей задачи колебаний вагона, когда в качестве возмущений
принимаются случайные или одиночные (периодические) неровности
типа перекоса:

ηпер =

θ
(1 − cosωx ), 0 ≤ x ≤ L,
2

(7.13)

где θ — перекос, отнесенный к расстоянию между кругами катания колес ко
лесной пары;
ω — пространственная частота;
L — длина неровности пути.

290

Для расчетов жестких на скручивание рам тележек вагонов верти
кальные кососимметричные силы представляются системой четырех
равных, взаимно уравновешенных сил, из которых две, расположенные
по одной диагонали, действуют вверх, а две другие, по второй диагона
ли, — вниз. С учетом неровностей пути, отклонений «фабричной» вы
соты и жесткости буксовых пружин, технологических отклонений плос
костности рамы и другие вертикальные кососимметричные силы, при
ложенные к раме двухосной тележки, определяются по формуле
Рz =

z 2b сбср
⋅
,
4 2S сб + ср

(7.14)

где z — вертикальная эквивалентная неровность, приведенная к одному коле
су, принимаемая для приближенных расчетов равной 0,014 м;
2b— поперечная база рамы тележки, исчисляемая по расстоянию между опо
рами на буксы, м;
2S — расстояние между кругами катания колес колесной пары, равное 1,58 м;
сб — жесткость буксовых рессор (пружин), приходящаяся на одну буксу;
ср — жесткость рамы тележки при кососимметричной нагрузке, приходя
щаяся на 1/4 рамы.

7.7. Расчет прочности основных узлов тележек
Для точного определения прочности несущих частей проектируе
мых тележек в настоящее время используется метод конечных элемен
тов (МКЭ), сущность которого состоит в разбивке конструкции на ко
нечное число элементов, которые описываются стандартными функ
циями и связаны между собой в узлах [35]. В этих функциях постоянные
члены заменяются узловыми, величины которых определяются из ус
ловия минимума потенциальной энергии. В этом случае учитываются
все внешние нагрузки, действующие на рассчитываемый элемент кон
струкции.
Разбивка на отдельные элементы является одной из самых ответ
ственных операций МКЭ, от которой зависят точность и экономич
ность расчетов. Число элементов в решаемой задаче зависит от разре
шающей способности программы и требуемой точности. Причем на
участках, представляющих особый интерес, используется более густая
сетка, чем на других. Каждому конечному элементу задается функция,
однозначно определяющая перемещение внутри элемента через пере
мещение его узлов.
291

При анализе напряженнодеформированного состояния нагружен
ной детали тележки вагона связь между узловым усилием F и узловым
перемещением q определяется выражением:

{F } = K  {q},

{

(7.15)

}

где {F } = F , F ,..., F — векторстолбец узловых усилий;
1 2
n
[К] — искомая матрица жесткости, определяющая упругие свойства иссле
дуемого конечного элемента;
{q} = {q1, q2,…, qn} — векторстолбец узловых перемещений.

Напряженнодеформированное состояние конечного элемента оп
ределяется посредством вектора узловых перемещений:

{ε} = Bq;

(7.16)

{σ} = D  {ε} = B  D  q.

(7.17)

В соответствии с принципом возможных перемещений сумма работ
всех внешних {F} и внутренних {q} сил на возможном перемещении си
стемы равна нулю:

)

(

F1δq1 + F2 δq2 + ... + Fn δqn − ∫ σ х δε х + σ у δε у + τδγ ху dv = 0.

(7.18)

Или в матричной форме можно записать:

{δq}{F } = ∫{δε}т {σ}dv.

(7.19)

На основании выражений (7.16), (7.17) и (7.19) запишем:

{F } =  ∫ B  т D  dv  {q}.

(7.20)

Тогда в соответствии с формулой (7.19) получим формулу искомой
матрицы жесткости:
т

K  = ∫ B  D  B  dv.

(7.21)

Матрица [К], порядок которой равен числу степеней свободы конеч
ного элемента, является квадратной. Она может быть получена с ис
292

пользованием теоремы Клапейрона, которая формулируется так: сум
ма произведений внешних обобщенных сил на соответствующие им
обобщенные перемещения равна удвоенному значению потенциаль
ной энергии U, т.е.

2U = F1δq1 + F2 δq2 + ... + Fn δqn .

(7.22)

Это выражение в матричной форме запишется так:

2U = {q} {F }.
т

(7.23)

Подставляя выражение (7.19) в (7.17), получим

U =

1
{q}т K  {q}
2

(7.24)

U =

1
2

(7.25)

или в развернутом виде:

∑∑ К ik qi qk ,

где Кik — элементы жесткости [K].

В соответствии с основными допущениями МКЭ внешние силы при
лагаются в узлах рассчитываемой части.
В случае, когда сосредоточение силы (рис. 7.36) является внешней на
грузкой, разбиение рассчитываемого элемента конструкции тележки не
обходимо осуществить так, чтобы силы оказались приложенными в узлах.

7.7.1. Расчет надрессорной балки двухосной тележки грузового
вагона
Расчетные нагрузки, действующие на надрессорную балку тележки
со стороны кузова вагона. В программном комплексе SolidWorks 2008
SP0.0 методом твердотельного моделирования была разработана объем
ная геометрическая модель надрессорной балки тележки модели 18578
грузового вагона на основе чертежей ОАО «НПК Уралвагонзавод». При
этом учтены все основные особенности конструкции балки, включая
устройство упругокатковых скользунов, выполненных в виде упругих
элементов с жесткостью ск = 2,3 МН/м. Причем упругокатковые сколь
зуны воспринимают часть нагрузки от кузова, как в прямом участке пути,
так и в кривом. Основание упругокаткового скользуна считается жест
ко закрепленным на надрессорной балке.
293

Рис. 7.36. Схема нагружения надрессорной балки:
а — при движении на прямом; б — в кривом участке пути

При расчете надрессорной балки использовался модуль COSMOSWorks
2008 SP0.0, входящий в состав программы SolidWorks 2008 SP0.0. Расчет
производился в соответствии с «Нормами расчета» [25] на прямом и в
кривом участках пути с учетом величины нагрузки от колесной пары на
рельсы, равной 23,5 т.
Схема нагружения надрессорной балки при движении в прямом уча
стке пути представлена на рис. 7.36. От кузова вагона через подпятник и
упругокатковые скользуны передаются статическая нагрузка и верти
кальные динамические силы, возникающие от колебаний кузова ваго
на на рессорах.
Кроме указанных выше сил к надрессорной балке дополнительно
приложены вертикальные и горизонтальные усилия, вызываемые цен
тробежной силой, возникающие при прохождении кривого участка пути
расчетного радиуса, и давлением ветра, действующим в том же направ
лении, что и центробежная сила. При прохождении вагоном кривой
расчетного радиуса происходит перераспределение нагрузок, действу
ющих на скользуны.
294

Значения расчетных нагрузок приведены в табл. 7.7.
Таблица 7.7
Значение нагрузок надрессорной балки для I и III расчетных режимов
Наименование силы

Значения, кН
I режим

III режим

Вертикальная нагрузка Р

878,6

634,8

Продольная нагрузка Т

295,4

84,4

0

39,3

Боковая нагрузка Н

Конечноэлементная модель надрессорной балки тележки модели 18
578 грузового вагона. Для уменьшения времени расчета геометрическая
модель балки была разделена на четыре симметричные части. Каждая
геометрическая модель части надрессорной балки разбита автоматичес
ки на 12 906 конечных элементов (рис. 7.37) с числом степеней свободы
261 636. Для построения сетки использовался четырехузловой объемный
линейный тетраэдр. Материал изотропный, линейноупругий со следу
ющими свойствами: модуль упругости 2,1⋅105 МПа; коэффициент Пу
ассона 0,3; предел текучести 300 МПа; предел прочности 495 МПа. Зак
репление надрессорной балки производилось упругим основанием по
плоскости контакта с пружинами с жесткостью, равной жесткости рес
сорного комплекта ср = 4,27 МН/м.
Расчет напряженнодеформированного состояния надрессорной бал
ки. При решении данной задачи программой использован итерационный
метод Ньютона—Рафсона, который обеспечивал получение равновесно
го состояния внутренних и внешних усилий с заданной точностью. Та
ким образом, определялась интенсивность напряжений в надрессорной
балке при рассмотрении следу
ющих схем приложения сил: на
прямом участке пути, I расчет
ный режим; на прямом участке
пути, III расчетный режим; на
кривом участке пути, I расчет
ный режим (ближняя к центру
кривой четверть балки); на кри
вом участке пути, I расчетный
режим (дальняя от центра кри
вой четверть балки); на кривом
участке пути, III расчетный ре
Рис. 7.37. Конечноэлементная модель
части надрессорной балки
жим (ближняя к центру кривой
295

четверть балки); на кривом участке пути, III расчетный режим (дальняя
четверть балки от центров кривой).
Время расчета каждой схемы нагружения надрессорной балки соста
вило 14 минут. Таким образом, надрессорная балка рассчитана для I и
III расчетных режимов при движении на прямом и в кривом участках
пути. При движении в кривом участке пути было учтено различие при
ложенных нагрузок, действующих на геометрическую модель, находя
щуюся ближе к центру кривой и дальше от него.
Изополя распределения напряжений для некоторых вариантов рас
четов приведены на рис. 7.38 и 7.39.
Анализ результатов расчетов показал совпадение внутренних и
внешних сил, что обеспечивает достаточную точность вычислений.
Изополя распределения напряженнодеформируемого состояния
имеют концентраты напряжений во всех типичных зонах технологи
ческих отказов.

Рис. 7.38. Изополя распределения напряжений в балке на прямом участке пути
(I расчетный режим)

Рис. 7.39. Изополя распределения напряжений в надрессорной балке на
прямом участке пути (III расчетный режим)

296

7.7.2. Расчет боковой рамы двухосной тележки грузового вагона
В программном комплексе SolidWorks 2008 SP0.0 методом твердотель
ного моделирования была разработана объемная геометрическая модель
боковой рамы тележки 18578 грузового вагона на основе чертежей ОАО
«НПК Уралвагонзавод». В разработанной модели боковой рамы учиты
вались основные особенности конструкции.
Расчет боковой рамы выполнен с помощью модуля COSMOSWorks 2008
SP0.0, входящего в состав программы SolidWorks 2008 SP0.0. Использование
этого модуля связано в первую очередь с тем, что не нужно делать никаких
дополнительных преобразований объемной геометрической модели боко
вой рамы после постройки, а можно непосредственно преступать к анализу.
Расчет боковой рамы производится в соответствии с «Нормами рас
чета» для I и III расчетных режимов по допускаемым напряжениям.
Расчетные нагрузки, действующие при различных режимах нагруже
ния на боковую раму тележки модели 18578. Общая схема нагружения
боковой рамы представлена на рис. 7.40. К опорной поверхности рес
сорных комплектов приложена вертикальная сила P; на вертикальную
поверхность рессорного проема (в месте контакта с фрикционным кли
ном) приложена продольная сила T, которая уравновешивается двумя
силами T/2, приложенными к вертикальным поверхностям челюстей.
Величина расчетных нагрузок для боковой рамы приведена в табл. 7.8.
Таблица 7.8
Значение нагрузок, приложенных к боковой раме для I и III расчетных
режимов
Наименование сила

Значения, кН
I режим

III режим

Вертикальная нагрузка Р

528,4

398,8

Продольная нагрузка Т

154,7

44,2

Рис. 7.40. Общая схема нагружения боковой рамы

297

Рис. 7.41. Расчетные схемы нагружения:
а — первая часть; б — вторая часть

Для сокращения времени ре
шения задачи боковая рама была
разбита на две части (рис. 7.41).
Конечноэлементная модель
боковой рамы тележки модели
18578 грузового вагона. Каж
дая из геометрических частей
боковой рамы была разбита ав
томатически на 20 917 конеч
ных элементов (рис. 7.42) с чис
лом степеней свободы, равным
Рис. 7.42. Конечноэлементная модель
121 029. Для построения сетки
части боковой рамы
использован 10узловой объем
ный нелинейный тетраэдр. Материал принят изотропный линейноуп
ругий со следующими свойствами: модуль упругости 2,1⋅105 МПа; ко
эффициент Пуассона 0,3; предел текучести 300 МПа; предел прочнос
ти 495 МПа. Закрепление произведено по плоскости симметрии.
При решении данной задачи программой использовался итерацион
ный метод Ньютона—Рафсона, который обеспечивает получение рав
новесного состояния с заданной точностью. Перед началом решения
вычисляется вектор неуравновешенных сил, т.е. разность между внут
ренними силами (нагрузками, соответствующим напряжениям в конеч
ном элементе) и внешними силами. Затем на основе вектора неуравно
вешенности выполняется линейное решение и проверяется условие схо
димости. Если это условие не выполняется, то заново рассчитывается
вектор неуравновешенных сил, обновляется матрица жесткости и ре
шается система уравнений задачи. Процесс продолжается до тех пор,
298

пока решение не достигнет заданной точности. Время расчета каждой
части боковой рамы составило 25 минут.
Результаты расчетов напряженнодеформируемого состояния боко
вой рамы представлены на рис. 7.43, 7.44, 7.45 и 7.46.
Полученные напряжения сравниваются с допускаемыми напряже
ниями. При этом для I расчетного режима можно допустить предел те
кучести, если такие напряжения возникают в местах, не подверженных
отказам в эксплуатации. К тому же, эти места получат упрочнение ме

Рис. 7.43. Изополя распределения напряжений в боковой раме (I режим, 1 часть)

Рис.7.44. Изополя распределения напряжений в боковой раме (I режим, 2 часть)

Рис. 7.45. Изополя распределения напряжений в боковой раме (III режим, 1 часть)

299

Рис. 7.46. Изополя распределения напряжений в боковой раме (III режим, 2 часть)

талла. При III расчетном режиме согласно «Нормам» [25] полученные
напряжения не могут превышать 140 МПа.
Как следует из рис. 7.43—7.46, результаты расчетов напряженноде
формированного состояния боковой рамы показали совпадение расчет
ных и экспериментальных данных, что подтверждает корректность раз
работанной конечноэлементной модели боковой рамы, наложенных
граничных условий и методики расчета.
Другие конечно разностные схемы расчета. Может быть принята рас
четная схема, выполненная с разбивкой на пластинчатые конечные эле
менты (КЭ) (рис. 7.47), в которой рассматривается половина боковой
рамы тележки, предложенная в «Нормах» [25].

Рис. 7.47. Расчетная схема боковой рамы двухосной тележки грузового вагона с
применением метода двумерных конечных элементов

300

Симметричная часть схемы, которая не изображена на рисунке, мо
жет быть заменена соответствующими заделками, которые восприни
мают изгибающие моменты, действующие в плоскости и перпендику
лярной плоскости рамы, а также нормальные силы продольного и по
перечного направлений.
Вертикальные же силы отсутствуют в связи с симметричностью от
носительно оси z. Разбиение на конечные элементы мест концентра
ции напряжений в схеме выполнено размельченно с целью более точ
ного определения напряженнодеформированного состояния этих мест.
Заслуживает внимания расчетная схема боковой рамы с использова
нием МКЭ (рис. 7.48, а) [35], в которой с целью упрощения расчетов
разбиение осуществлено на семь подконструкций (ПК1—ПК7), каждая
из которых разбита на трехмерные конечные элементы (КЭ), имеющие
20узловую изопараметрическую систему (рис. 7.48, б). В связи с нали
чием сложных элементов конструкции боковой рамы, включающей в
себя переходные зоны, технологические отверстия, радиусы закругле
ний и армировки, разбиение этих мест выполнено более мелкими КЭ.
Пример разбиения на КЭ одной из сложных подконструкций (ПК2),

Рис. 7.48. К расчету боковой рамы двухосной тележки грузового вагона с приме
нением метода трехмерных конечных элементов

301

выделенной из литой боковой рамы двухосной тележки вагона, приве
ден на рис. 7.48, в.
Особенности принятого трехмерного изопараметрического элемен
та является то, что поверхности КЭ описываются квадратичным зако
ном, а в каждой узловой точке учитываются три взаимно ортогональ
ных перемещения. Локальная система координат криволинейна и по
строена таким образом, что внутренние перемещения r, s, t изменяются
в интервале [1,1], а связь с исходными декартовыми координатами осу
ществляется зависимостями
20

x = ∑ N i xi ;
i =1
20

y = ∑ N i уi ;

(7.26)

i =1
20

z = ∑ N i zi ,
i =1

где x, y, z — координаты iго узла в глобальной системе координат.

Функции формы Ni (r, s, t) построены так, что Ni = 1 в 1м узле и Ni = 0
во всех остальных.
В данном случае матрица жесткости определяется с использованием
численного интегрирования по формуле:

∫

n

т

K  = B  ⋅ D  ⋅ B  dv =
v

(

)

т

(

n

n

∑∑∑ Н i H j H k ×
i =1 j =1 k =1

)

× B ri s j tk  ⋅ D  ⋅ B ri s j tk  / det J/27





(7.27)

где [B] — матрица градиентов;
[D] — матрица связи напряжений с деформациями в обобщенном законе Гука;
(risjtk) — весовые коэффициенты;
Hi, Hj, Hk — координаты точки в квадратуре Гаусса—Лежандра;
det J — абсолютное значение определителя матрицы Якоби.

При решении задачи определения напряженного деформированно
го состояния литой боковой рамы тележки МКЭ используется специ
ально разработанный программный комплекс.
302

МКЭ может быть использован при оптимизации конструкции, ког
да производятся многовариантные расчеты при проектировании. В эк
сплуатации делаются проверочные расчеты для выявления и устране
ния причины отказа несущего элемента конструкции при интенсивных
условиях нагружения вагона.
В этих условиях применяются упрощенные методы одноразовых рас
четов — методы сил, перемещений и др. При этом боковая рама разби
вается на простые элементы, а отдельные виды нагружения рассматри
ваются с последующим суммированием результатов расчетов внутрен
них усилий, возникающих в расчетных сечениях боковой рамы тележки.

7.7.3. Приближенный метод расчета рамы тележки
пассажирского вагона
Особенности расчета рамы тележки пассажирских вагонов связа
ны с конструктивными особенностями: боковые продольные балки 1
(рис. 7.49, а) соединены поперечными 2; передача нагрузки от кузова
осуществляется через рессорные комплекты центрального подвешива
ния посредством люлечных подвесок через опорные валики.

Рис. 7.49. Схема сил (без учета тормозных нагрузок), действующих на раму
тележки

303

Реакции опор рамы приложены по осям шпинтонов 3 со стороны бук
сового подвешивания. Расчетные схемы при действии различных видов
напряжений приведены на рис. 7.49: а — вертикальные симметричные
силы; б — вертикальные силы от боковых нагрузок на вагон; в — гори
зонтальные нагрузки и силы, возникающие при вписывании вагона в
кривую; г — кососимметричные силы.
В приведенных выше расчетных схемах отсутствуют продольные тор
мозные балки рамы ввиду их малой жесткости по сравнению с жесткос
тью боковых продольных балок 1.
При суммарном действии всех перечисленных выше сил и при од
ном замкнутом контуре расчетная схема шесть раз статически неопре
делима, если не учитывать стесненного кручения. Рациональная основ
ная система при расчете методом сил образуется путем разреза попе
речной балки по продольной оси симметрии, а для компенсации
действующих в нем сил включены шесть лишних неизвестных факто
ров X1—X6 (рис. 7.50). Действие этих сил перенесено в упругий центр
контура, для чего в разрез поперечной балки 1 присоединены абсолют
но жесткие консоли 2, на которых эпюры от силовых факторов не стро
ятся. Такая основная система исключает все побочные перемещения,
получая систему из шести канонических уравнений с полностью разде
ленными неизвестными. Их запись и дальнейшее решение задач проч
ности элементов рамы осуществляется известными методами.
При учете тормозных балок 3 (см. рис. 7.50) расчетная схема рамы
десять раз статически неопределима, силовыми факторами стесненно
го кручения пренебрегают. В этом случае первые шесть неизвестных
X1...X6 используются те же, что на рис. 7.49, а остальные X7...X10 вклю

Рис. 7.50. Основная система расчета рамы тележки пассажирского вагона
методом сил с десятью неизвестными

304

чаются в условные разрезы по углам в точках А как взаимно уравнове
шивающиеся продольные групповые неизвестные, создавая схемы: сим
метричную относительно осей X...X и Y...Y; симметричную относитель
но оси X...X и кососимметричную относительно Y...Y; симметричную
относительно оси Y... Y и кососимметричную относительно оси X...X;
кососимметричную относительно осей X….X и Y…Y.

7.7.4. Расчет деталей люльки тележки пассажирского вагона
Расчет на прочность деталей люльки производится для условия впи
сывания вагона в кривой участок пути, когда кроме вертикальной на
грузки на кузов Ркз действуют центробежная сила Нц совместно с Нв —
ветровой нагрузкой (рис. 7.51, а). В этом случае левый и правый ниж
ние шарниры будут нагружены вертикальной силой

Ркз
2

± Рб ,

(7.28)

где Ркз — сила тяжести кузова, включая надрессорные балки и рессоры цент
рального подвешивания.

В свою очередь, Рб определяется по формуле:

Рб =

Н ц hц + Н в hв
2bл

,

(7.29)

где 2bл — расстояние между нижними шарнирами люльки.

Под действием боковых сил Нц и Нв люлька отклоняется на угол ϕ
(рис. 7.51, б), а подвески будут испытывать растягивающие силы S1 и
S2, определяемые по формулам, полученным из подобия прямоуголь
ных треугольников:
Ркз

S1 =

+ Р2
2
;
cos ( ϕ + α )

(7.30)

Ркз

S2 =

− Р2
2
;
cos ( ϕ − α )

(7.31)

305

Рис. 7.51. К расчету деталей люльки тележки пассажирского вагона

При выходе вагона из кривой люлька под действием возвращающе
гося усилия Hr = H1 + H2 будет стремиться занять свое среднее положе
ние. Составляющие Hr определяются по формулам
306

(

)

(7.32)

(

)

(7.33)

Н1 = Ркз / 2 + Рб tg ( ϕ + α );

Н 2 = Ркз / 2 − Рб tg ( ϕ − α ).

Каждая наиболее нагруженная люлечная подвеска, а их на одной сто
роне вагона четыре, будет испытывать растягивающее усилие

S1

Nл =

4

.

(7.34)

Напряжение от растяжения в средней части подвески и условия ее
прочности определяются по формуле

σ=

Nл
F

≤ σ  ,

(7.35)

где F — площадь поперечного сечения подвески.

В проушине (рис. 7.51, в) наибольшие нормальные напряжения в се
чениях А—А определяются обычно по формулам для расчета кривого бруса
для наружных волокон —
σн =

х1h2
Ferн

+

х2r
Frн

;

(7.36)

,

(7.37)

для внутренних волокон —
σн =

х1h1
Ferв

+

х2 r
Frв

где rн, rв — радиусы кривизны наружных и внутренних волокон соответственно;
h1, h2 — расстояния от нейтрального слоя до наружных и внутренних воло
кон соответственно;
e — расстояние от нейтрального слоя до центра тяжести расчетного сечения;
x1, x2 — изгибающий момент и нормальная сила в расчетном сечении А—А
соответственно.

Значение x1 и x2 можно определить методом сил, решая систему двух
канонических уравнений. Форма эпюры изгибающих моментов в сече
ниях проушины и действия усилий в расчетном сечении А—А показаны
на рис. 7.51, г.
307

Опорная (подлюлечная) балка рассчитывается на действие равномер
но распределенной нагрузки (рис. 7.51, д) из выражения
q=

2N л
d

,

(7.38)

где d — ширина опоры пятирядной эллектрической рессоры системы Н.К. Га
лахова (в тележке типа КВ3—И2).

Поддон в тележке типа КВЗ—ЦНИИ рассчитывается на действие
сосредоточенных нагрузок, передаваемых от двух трехрядных пружин.
Причем сила от каждой из них равна Nл.
Подрессорная балка (рис. 7.51, е) рассчитывается на изгиб в случае
обрыва люлечной подвески, когда она средней частью опирается на пре
дохранительную скобу. В этом случае максимальный изгибающий мо
мент определяется по формуле

М max = 2N лa,

(7.39)

где а — расстояние от центра рессорного комплекта до оси предохранительной
скобы.

Вертикальные элементы предохранительной скобы рассчитывают на
растяжение силой 1/2А, где А определяется из условия равенства нулю
суммы моментов относительно точки В (см. рис. 7.51, е):
А = 2N л

2b3
2b3 − a

.

(7.40)

Валики люлечных подвесок и цапфы опорных балок и поддонов про
веряют на срез и смятие.

308

Глава 8. АНАЛИЗ КОНСТРУКЦИЙ, ПРОЧНОСТИ
И НАДЕЖНОСТИ УДАРНОТЯГОВЫХ ПРИБОРОВ
Ударнотяговые приборы служат для сцепления вагонов между со
бой и с локомотивом, удержания их на определенном расстоянии друг
от друга, восприятия, передачи и смягчения действия растягивающих
(тяговых) и сжимающих (ударных) усилий, возникающих во время дви
жения в поезде и при маневрах. От конструкции и исправного состоя
ния ударнотяговых приборов во многом зависит надежность вагонов в
эксплуатации и безопасность движения поездов. Поэтому к ним
предъявляется целый ряд требований, основными из которых являют
ся: автоматическое сцепление и расцепление подвижного состава, сво
бодный проход сцепов по кривым участкам пути минимального радиу
са и горбам сортировочных горок, плавное движение при трогании по
езда с места и торможениях в пути следования и др.

8.1. Классификация и эволюция
Ударнотяговые приборы подразделяются по следующим признакам.
В зависимости от способа восприятия усилий различают объединенные
ударнотяговые приборы и раздельные тяговосцепные (упряжь). В за
висимости от способа передачи тягового усилия раме вагона упряжь раз
деляют на сквозную и несквозную. В зависимости от способа соедине
ния тяговосцепные приборы делят на неавтоматические (винтовая
сцепка или винтовая упряжь) и автоматические. В современных усло
виях эксплуатации на магистральных железных дорогах России приме
няют автоматические ударнотяговые приборы (автосцепка) вследствие
их важных преимуществ по сравнению с неавтоматическими сцепками.
Они позволяют увеличивать вес поезда и провозную способность же
лезных дорог, так как обладают необходимой прочностью при возраста
ющих продольных нагрузках, обеспечивают рациональное использова
ние мощности современных локомотивов. Кроме того, автоматические
сцепки устраняют тяжелый и опасный труд сцепщика, ускоряют про
цесс формирования поездов, а следовательно, способствуют сокраще
нию оборота вагона. Применение автосцепок позволяет уменьшить тару
309

вагона вследствие объединения элементов конструкции и облегчения
боковых и концевых балок рамы кузова при центральном расположе
нии приборов.
В 1930е годы в Институте реконструкции тяги (ИРТ) было разрабо
тано четыре варианта автосцепки, лучшей из которых был признан тре
тий (ИРТ3), созданный И.Н. Новиковым, В.Г. Головановым, В.А. Шаш
ковым и А.Ф. Пуховым под руководством профессора В.Ф. Егорченко.
Этот вариант затем был переименован в СА3 (советская автосцепка,
третий вариант) и до сих пор применяется на железных дорогах стран
СНГ и стран Балтии. Перевод подвижного состава отечественных же
лезных дорог на автосцепку был начат в 1935 г. и к 1957 г. был полностью
завершен. В переходный период автосцепка имела возможность сцеп
ления с винтовой упряжью, для чего на корпусе автосцепки был предус
мотрен прилив («ухо»), на который во время маневровых работ набра
сывалась скоба винтовой стяжки. В этот период в грузовых поездах ис
пользовалось специальное приспособление (двухзвенная цепь), а
пассажирские вагоны с винтовой упряжью размещали в хвосте поезда,
соединяя обе части с помощью специального переходного крюка. Спо
соб сцепления с применением переходного крюка используется и в на
стоящее время при передаче российских вагонов на европейские же
лезные дороги, имеющие подвижной состав с винтовой упряжью.
Полный перевод подвижного состава на автосцепку позволил уве
личить вес поездов, в результате чего в несколько раз повысилась про
пускная способность грузонапряженных линий, увеличилась скорость
переработки вагонов на сортировочных станциях, ускорился оборот ва
гонов. Кроме того, отпала необходимость в опасной профессии сцеп
щика вагонов, сократилось число обрывов поездов в 50...60 раз, значи
тельно снизились эксплуатационные затраты. С тех пор конструкция
автосцепного устройства постоянно совершенствовалась, повышалась
ее прочность и надежность в эксплуатации, увеличивалась энергоем
кость поглощающих аппаратов и т.д.
Все существующие автосцепные устройства, применяемые на желез
ных дорогах, по способу взаимодействия между собой подразделяются
на нежесткие, жесткие и полужесткие, а по способу соединения — на
механические и унифицированные [28].
Нежесткими (рис. 8.1, а) принято называть автосцепные устрой
ства (автосцепки), которые в сцепленном состоянии допускают отно
сительные вертикальные перемещения сцепленных корпусов 2, а в
случае разницы по высоте рам вагона 1 располагаются ступенчато, со
310

храняя горизонтальное положе
ние. Корпуса в таких конструк
циях располагаются на жесткой
опоре 3. Отклонения в горизон
тальной плоскости обеспечива
ется в таких конструкциях срав
нительно простыми шарнирами
на концах корпуса автосцепки.
Жесткие автосцепки (рис. 8.1, б)
не допускают относительных вер
тикальных перемещений сцеп
ленных корпусов 2, а при откло
нении рам 1 располагаются по од
ной прямой. На концах корпусов
таких автосцепок необходимы
сложные шарниры, обеспечиваю
щие угловые отклонения в раз
Рис. 8.1. Типы автосцепок
личных направлениях. Полужес
ткие автосцепки (рис. 8.1, в) по
добны нежестким, но они имеют ограничители 3, предотвращающие
саморасцепы при увеличенных вертикальных относительных смещени
ях корпусов. В жестких и полужестких автосцепках корпуса размещаются
на подпружиненных опорах 4.
Механические автосцепки используются для сцепления подвижно
го состава между собой, а межвагонные коммуникации соединяются
вручную. Унифицированные автосцепки применяются на специальном
подвижном составе: вагонах метрополитена, некоторых типах зарубеж
ных электро и дизельпоездов и др. Автосцепное устройство подвиж
ного состава российских железных дорог общего назначения бывает двух
типов: вагонного и паровозного. Автосцепное устройство вагонного типа
устанавливается на грузовых и пассажирских вагонах, тепловозах, ваго
нах дизель и электропоездов и тендерах паровозов, а паровозного —
на паровозах, мотовозах, автодрезинах и некоторых специальных ваго
нах. Четырехосные грузовые и пассажирские вагоны оснащены типо
вой нежесткой автосцепкой СА3. Шестиосные и восьмиосные вагоны
оборудованы нежесткой или полужесткой модернизированной авто
сцепкой СА3М.

311

8.2. Расположение частей автосцепного устройства на вагоне
Автосцепное устройство вагона состоит из корпуса автосцепки с де
талями механизма, расцепного привода, ударноцентрирующего при
бора, упряжного устройства с поглощающим аппаратом и опорных час
тей [28, 32]. Основные части автосцепного устройства размещаются в
консольной части хребтовой балки 4 рамы кузова вагона (рис. 8.2).
Корпус 8 автосцепки с деталями механизма установлен в окно удар
ной розетки 7 и своим хвостовиком соединен с тяговым хомутом 2 с
помощью клина 5, который вставляется снизу и опирается на два болта
20, закрепленных запорными шайбами и гайками. Расцепной привод
укреплен на концевой балке 9 рамы. Он состоит из двуплечего рычага
17, кронштейна с полочкой 18, державки 14 и цепи 11 для соединения
рычага 17 с приводом механизма автосцепки 10. Ударноцентрирующий
прибор состоит из ударной розетки 7, прикрепленной в средней части к
концевой балке 4 рамы, двух маятниковых подвесок 13 и центрирую
щей балочки 12, на которую опирается корпус 8 автосцепки. Упряжное
устройство включает в себя тяговый хомут 2, клин 5, упорную плиту 15
и два болта 20 с планкой 19, запорными шайбами и шплинтом. Внутри
тягового хомута 2 находится поглощающий аппарат 3, который разме
щается между задними упорами 1 и упорной плитой 15, взаимодейству
ющей с передними упорами 6. Задние упоры 1 объединены между собой

Рис. 8.2. Расположение деталей автосцепного устройства вагонного типа

312

перемычкой и укреплены к вертикальным стенкам хребтовой балки 4
рамы. Передние упоры 6 объединены между собой посредством удар
ной розетки 7 и также жестко укреплены к вертикальным стенкам хреб
товой балки 4. Упряжное устройство предохраняется от падения под
держивающей планкой 16, укрепленной снизу к горизонтальным пол
кам хребтовой балки 4 восемью болтами. Внутри корпуса автосцепки
размещаются детали механизма, служащие для выполнения процессов
сцепления и расцепления подвижного состава.

8.3. Размещение деталей механизма в корпусе автосцепки
Корпус автосцепки представляет собой пустотелую отливку и состоит
из головной части и хвостовика. Внутри головной части, называемой кар
маном, размещены детали механизма автосцепки. Корпус автосцепки (рис.
8.3) имеет большой 1 и малый 4 зубья, между которыми образован зев. Из
зева выступают замок 3 и замкодержатель 2. Контур зацепления автосцеп
ки стандартный и представляет собой горизонтальную проекцию большо
го и малого зубьев, зева и выступающей части замка. Торцовые поверхнос

Рис. 8.3. Устройство корпуса автосцепки и размещение деталей механизма
внутри кармана

313

ти малого зуба и зева называют ударными, а задние поверхности большого
и малого зубьев — тяговыми. В верхней части головы корпуса отлит выступ
5, который, взаимодействуя с розеткой, воспринимает жесткий удар при
полном сжатии поглощающего аппарата. Хвостовая часть 6 корпуса авто
сцепки полая, имеет отверстие 7 для клина тягового хомута, перемычку 8 и
торец 9 цилиндрической формы для передачи ударных нагрузок.
В полой части головы (кармане) размещены детали механизма автосцеп
ки. Со стороны малого зуба 4 корпуса установлен замок 3, служащий для
запирания двух сцепленных автосцепок. Его рабочая часть в сцепленном
состоянии выступает в зев. Замок 3 имеет шип а для навешивания предох
ранителя от саморасцепа (собачки)11. Овальное отверстие б замка служит
для пропускания через него валика подъемника 15. Снизу замок имеет ра
диальную поверхность г, по которой он перекатывается при перемещении
внутрь кармана, сигнальный отросток в красного цвета, выступающий из
корпуса снизу при положении расцепления, и направляющий зуб д.
Предохранитель от саморасцепа 11 навешивается на шип а замка, своим
верхним плечом е укладывается на полочку 10, имеющуюся на левой боко
вой поверхности кармана. В сцепленном состоянии автосцепок торец верх
него плеча е располагается против упора противовеса замкодержателя м,
препятствуя уходу замка 3 внутрь кармана и предохраняя автосцепки от са
морасцепа. Нижнее фигурное плечо ж предохранителя 11 взаимодействует
с подъемником 13 при расцеплении автосцепок. Замкодержатель 2 своим
овальным отверстием и навешивается на шип 12, расположенный на пра
вой стенке внутри кармана со стороны большого зуба 1 корпуса. Его лапа к
выступает в зев под действием силы тяжести противовеса л. В сцепленном
состоянии лапа к упирается в вертикальную поверхность зева соседней ав
тосцепки, при этом положении противовес находится в приподнятом со
стоянии, а его упор м располагается против торца верхнего плеча е предох
ранителя 11. Расцепной угол н, взаимодействуя с подъемником, удержива
ет замок 3 в расцепленном положении до разведения автосцепок.
Подъемник 13 свободно укладывается на прилив (опору) 14, расположен
ные в правой нижней части кармана со стороны большого зуба 1 корпуса
автосцепки. Его широкий палец о находится сверху и обращен в сторону
зева. Широким пальцем о подъемник за нижнее плечо ж поворачивает
предохранитель 11, поднимая тем самым его верхнее плечо е, и уводит за
мок внутрь кармана при расцеплении автосцепок. Узкий палец п подъем
ника 13 взаимодействует с расцепным углом н замкодержателя 2, заскаки
вая за вертикальную его грань и удерживает замок внутри кармана до раз
ведения автосцепок. Валик подъемника 15 вставляется в корпус через левое
отверстие 16, его цилиндрическая часть р проходит через овальное отвер
стие б замка 3, квадратная часть с через квадратное отверстие подъемника
314

13, а цилиндрическая часть т входит в отверстие на правой стенке корпуса
со стороны большого зуба 1. В этом положении валик подъемника 15 пре
дохраняет все детали механизма от выпадания и их невозможно вынуть из
кармана. Отверстие у служит для соединения балансира ф валика подъемни
ка 15 с цепью привода, а выемка х для размещения запорного болта 17, уста
навливаемого в отверстие прилива корпуса автосцепки. Выемка х позволяет
валику поворачиваться на необходимый угол и предотвращает перемеще
ние его в продольном направлении от самопроизвольного выпадения. Гайка
болта внизу фиксируется запорной шайбой 18 отгибанием ее лепестков.

8.4. Последовательность сборки и разборки деталей
механизма автосцепки
Перед сборкой осматривают карман корпуса, где не должно нахо
диться посторонних предметов и грязи. После этого подъемник замка
13 (см. рис. 8.3) укладывают на опору 14, расположенную внизу на пра
вой стенке кармана, так чтобы широкий палец о находился вверху и был
направлен в сторону зева. Затем на шип 12, находящийся внутри карма
на с правой стороны, навешивают овальным отверстием и замкодержа
тель 2 так, чтобы его лапа к выступала в зев. На шип а замка 3 надевают
предохранитель 11 таким образом, чтобы его верхнее плечо ж находи
лось в вырезе замка. Замок вместе с предохранителем вводят внутрь кор
пуса и укладывают на дно кармана, таким образом, чтобы его направля
ющий зуб д вошел в специальное отверстие. При этом следят за тем,
чтобы верхнее плечо е предохранителя 11 обязательно было уложено на
полочку 10. Это обеспечивается нажатием тонким стержнем на нижнее
фигурное плечо ж предохранителя во время установки замка. После это
го валик подъемника 15 вставляют с левой стороны в отверстие 16 кор
пуса автосцепки так, чтобы отверстие в балансире ф находилось вверху.
Поворотом валика подъемника с помощью балансира проверяют
подвижность деталей механизма автосцепки. Нажатием на замок и лапу
замкодержателя проверяют их подвижность. Они должны свободно вхо
дить внутрь кармана, а при отпускании возвращаться в прежнее поло
жение. После проверки механизма валик подъемника 15 закрепляют
болтом 17, который вставляют обязательно сверху в отверстие прилива
корпуса, а снизу на резьбовую его часть надевают запорную шайбу 18 и
навинчивают гайку. Лепестки шайбы отгибают на грани гайки, фикси
руя ее и предотвращая от самоотворачивания. Разборка механизма осу
ществляется в обратной последовательности. Затем проверяют действие
предохранителя от саморасцепа, пользуясь специальным шаблоном.
315

8.5. Взаимодействие деталей механизма автосцепки СА3
Автосцепка СА3 обеспечивает автоматическое сцепление подвиж
ного состава без участия человека. Расцепление осуществляется без захо
да человека в межвагонное пространство, что создает безопасные усло
вия работы обслуживающему персоналу. При этом до разведения подвиж
ного состава сохраняется расцепленное положение деталей механизма
автосцепок, а после разведения механизмы автоматически приводятся к
готовности сцепления. В случае ошибочного расцепления предусмотре
на возможность восстановления сцепления без разведения подвижного
состава. Предусмотрено также положение деталей механизма «на буфер»,
при котором автосцепки не сцепляются. Это положение используется
при выполнении маневровых работ, когда подвижной состав перемеща
ется толканием без необходимости его сцепления.
Процесс сцепления осуществляется автоматически. Перед сцепле
нием автосцепки, сближаясь, могут занимать различные положения
относительно друг друга. Надежное сцепление осуществляется при от
клонении осей автосцепок по вертикали до 240 мм у новых и до 150 мм
у предельно изношенных, но еще отвечающих нормам содержания в
эксплуатации. С целью обеспечения надежной работы сцепленных ав
тосцепок при формировании поездов разность высот их осей допуска
ется до 100 мм в грузовых и 50 мм в пассажирских вагонах. Максималь
ные отклонения продольных осей автосцепок в горизонтальной плоско
сти (рис. 8.4), при которых в начальный момент соударения происходит
автоматическое улавливание, составляет 175 мм. При соударении ваго
нов малый зуб корпуса одной автосцепки скользит по направляющей удар
ной поверхности малого 4 или большого 1 зубьев, стремясь попасть в зев,
и нажимает на выступающую
часть замка 3, а затем и на лапу
2 замкодержателя (рис. 8.5).
При незначительном отклоне
нии продольных осей автосце
пок или их совпадении замки
взаимодействуют друг с дру
гом. В этих случаях каждый из
замков 1 (рис. 8.5, а) начина
ет свободно входить внутрь
кармана корпуса, так как вер
Рис. 8.4. Предельные положения автосцепок в хнее плечо 3 предохранителя,
горизонтальной плоскости в момент сближения навешенного на шип 2 замка
316

1, скользит по полочке 4 и проходит
над упором 5 противовеса 6 замко
держателя. Продвигаясь дальше в зе
вах, малые зубья перемещают внутрь
кармана замки 1, которые перекаты
ваются своей дуговой опорой 9 по
наклонному дну кармана 8. Сигналь
ный отросток 7 при этом выходит из
корпуса. Одновременно малые зубья
нажимают на лапы 11 и утапливают
их, поворачивая замкодержатели
вокруг шипов 10, расположенных на
вертикальных стенках внутри карма
Рис. 8.5. Положение деталей меха
на. При этом противовесы 6 подни
низма автосцепок перед сцеплением
маются и становятся упорами для
верхнего плеча 5 предохранителей. Когда малые зубья полностью уто
пят выступающие части замков 1 и лапы 11 замкодержателей, они нач
нут скользить по направляющим ударным поверхностям зева и зани
мать крайнее положение в упор к большим зубьям. В этот момент замки
1 потеряют свои опоры (на малые зубья) и под действием собственной
силы тяжести, перекатываясь дуговыми опорами 9 по дну кармана 8,
выпадут в образовавшееся пространство между малыми зубьями,
обеспечивая запирание автосцепок. Вместе с замками 1 продвинутся
в сторону зевов верхние плечи 3 предохранителей, скользя по проти
вовесам 6, и упадут на полочки 4 (рис. 8.5, б), обеспечивая предохра
нение автосцепок от саморасцепа. В сцепленном положении автосце
пок (рис. 8.6) замки 1 не мо
гут войти внутрь карманов,
так как торцы верхних плеч
3 предохранителей, располо
женных на полочках 4, нахо
дятся против упоров 5 проти
вовесов 6 замкодержателей.
При этом верхнее положение
противовесов 6 обеспечива
ется постоянным нажатием
на лапы 11 замкодержателей
малыми зубьями сцепленных
автосцепок. В положении
Рис. 8.6. Положение деталей механизма
сцепленных автосцепок
сцепления сигнальные отро
317

стки 7 замков 1 не выступа
ют наружу.
Расцепление выполняется
вручную путем поворота ру
коятки расцепного рычага
против часовой стрелки, что
приводит к повороту валика
подъемника 5 (рис. 8.7) и оде
того на его квадратную часть
подъемника 6. В начальный
момент расцепления автосце
пок широкий палец 1 подъем
Рис. 8.7. Положение деталей механизма авто ника 6 нажмет на нижнее фи
сцепок в начальный момент расцепления
гурное плечо 7 предохраните
ля и поднимет с полочки 3
верхнее его плечо 2 выше упора противовеса 4 замкодержателя, в резуль
тате чего выключится предохранитель от саморасцепа.
Заключительный этап расцепления автосцепок (рис. 8.8) характерен
тем, что узкий палец 4 подъемника 8 заскакивает за вертикальную грань 3
расцепного угла замкодержателя 2, который опускается вниз и опира
ется на шип 1.
Расцепленное положение автосцепок будет сохраняться до разведе
ния вагонов, так как замок 10 посредством выступа 6 через широкий 5
и узкий 4 пальцы подъемника 8 опирается на вертикальную грань 3 рас
цепного узла замкодержателя 2, лапа 11 которого, в свою очередь, взаи
модействует с малым зубом соседней автосцепки. При этом сигналь
ный отросток 7 красного цвета замка 10 выступает из корпуса автосцеп
ки, указывая на расцепление автосцепок.
Если автосцепки ошибочно расцеплены, то можно восстановить
сцепленное состояние деталей механизма без разведения вагонов. С этой
целью необходимо тонким стержнем через нижнее отверстие в корпусе
автосцепки нажать на лапу 11 замкодержателя 2, который благодаря
овальному отверстию приподнимется на шипе 1. Горизонтальная грань
9 окажется выше верха узкого пальца подъемника 8, который, потеряв
опору (вертикальную грань 3), под действием силы тяжести балансира
валика подъемника и давлению со стороны выступа 6 упадет в горизон
тальное положение. Замок 10 окажется свободным и выпадет в зев под
действием собственной силы тяжести.
При положении «на буфер» рукоятка расцепного рычага укладыва
ется на полочку кронштейна. В результате цепочка расцепного привода
всегда будет натянута, а подъемник 8 (рис. 8.8) постоянно находится в вер
318

тикальном положении. Сле
довательно, замок 10 посред
ством широкого пальца 5
подъемника 8 и выступа 6 бу
дет располагаться внутри
кармана. Таким образом, при
соударении автосцепок они
не будут сцепляться. Для вос
становления готовности к
сцеплению автосцепок необ
ходимо рукоятку расцепного
рычага установить в верти
кальное положение, сняв ее с
полочки кронштейна.

Рис. 8.8. Расцепленное положение автосцепок

8.6. Особенности автосцепного устройства восьмиосных
вагонов
Восьмиосные вагоны оснащены модернизированным автосцепным
устройством полужесткого типа СА3М (рис. 8.9).В отличие от СА3
толщина стенок корпуса 1 данной конструкции увеличена в среднем на

Рис. 8.9. Автосцепное устройство восьмиосного вагона

319

30 %, а также применили внутренние ребра, что повысило его надеж
ность. В связи с увеличением базы и консолей восьмиосных вагонов, а
следовательно, возникновением значительных вертикальных смещений
автосцепок, в модернизированной конструкции в замке была введена
специальная вставка, обеспечивающая увеличение вертикального за
цепления до 250 мм вместо 150—180 мм у автосцепки СА3. Впослед
ствии вместо вставки замка на корпусе снизу был предусмотрен специ
альный прилив 11, ограничивающий вертикальные смещения корпусов
автосцепок в допустимых пределах. Это обеспечивает прохождение без
саморасцепов горбов сортировочных горок. Для уменьшения вертикаль
ных сил центрирующая балочка 2 подпружинена, а благодаря еще и
сферической форме хвостовика и наличию вкладыша 4 это позволяет
корпусу автосцепки отклоняться в вертикальной плоскости, не вызы
вая больших усилий.
Особенностью автосцепки СА3М является также то, что хвостовик
корпуса 1 соединен с тяговым хомутом 5 с помощью валика 3, а не кли
на, как у СА3, что создает благоприятные условия для отклонения кор
пуса автосцепки при вписывании вагонов в кривые участки пути мало
го радиуса. Такое соединение обеспечивает повышенную надежность. В
связи с тем, что восьмиосные вагоны отличаются повышенными откло
нениями корпусов автосцепок относительно оси пути при расположении
в кривой малого радиуса, то для обеспечения автоматического сцепления
в этих условиях они оснащены специальными механизмами. Такой ме
ханизм состоит из двуплечего рычага 7, способного поворачиваться вок
руг продольной оси в кронштейнах 8 и 9. Одно плечо рычага связано с
кронштейном 6 соединительной балки четырехосной тележки, а дру
гой — с кронштейном 10 центрирующего прибора автосцепки. В усло
виях расположения вагона в кривом участке пути конец соединитель
ной балки с кронштейном 6 отклонится в сторону центра кривой, а сле
довательно повернет рычаг и своим вторым плечом, соединенным
посредством кронштейна 10 с центрирующим прибором, повернет кор
пус автосцепки также к центру кривой. В результате при нахождении
вагонов в кривом участке пути нормируемого радиуса обеспечивается
автоматическое сцепление большегрузных вагонов.

8.7. Поглощающие аппараты автосцепки
Поглощающие аппараты предназначены гасить часть кинетической
энергии удара, уменьшая продольные растягивающие и сжимающие
усилия, передающиеся на раму вагона через автосцепку. Принцип их
320

действия основан на создании сил сопротивления и преобразовании
кинетической энергии соударяющихся масс вагонов в другие виды энер
гии. По типу рабочего элемента, создающего силы сопротивления, по
глощающие аппараты бывают пружинными, пружиннофрикционными,
с резинометаллическими элементами, гидравлическими, резинофрик
ционные, газовые, гидрогазовые, гидрофрикционные и эластомерные.
Пружинные аппараты не нашли широкого применения изза большой
отдачи пружин и возможности возникновения высокой энергоемкости
в ограниченных габаритах вагонов. Они применяются лишь в буфер
ных устройствах, например в упругих межвагонных площадках пасса
жирских вагонов.
Пружинно фрикционные аппараты автосцепки [30, 31, 58, 59] полу
чили наибольшее применение в грузовых вагонах изза простоты и воз
можности их проектирования с удовлетворительными параметрами. Ос
новная часть подвижного состава российских железных дорог, стран СНГ
и стран Балтии оснащена пружиннофрикционными поглощающими
аппаратами шестигранного типа — аппаратами Ш1ТМ (рис. 8.10, а),
которыми оборудовались четырехосные грузовые вагоны постройки до
1979 г., а затем преимущественно аппаратами Ш2В (рис. 8.10, б). Вось
миосные вагоны оснащены аппаратами типа Ш2Т (рис. 8.10, в) и
Ш4Т, имеющими отличие в габаритных размерах (Ш — шестигран
ный, Т — термически обработанный, М — модернизированный, В — вза
имозаменяемый). Эти аппараты сходны между собой по конструкции и

Рис. 8.10. Пружиннофрикционные поглощающие аппараты автосцепки
шестигранного типа

321

различаются в основном параметрами: энергоемкостью, ходом, перво
начальной и конечной силой сжатия.
Пружиннофрикционные поглощающие аппараты автосцепки шес
тигранного типа состоят из корпуса 3 с шестигранной горловиной, в
которой размещены нажимной конус 1 и три клина 2.
Внутри корпуса поставлены двухрядные пружины: наружная 5 и внут
ренняя 6, сверху которых уложена нажимная шайба 4. С целью увеличе
ния высоты пружины у аппаратов Ш2В, Ш2Т и Ш4Т отсутствует
нажимная шайба.
Действие пружиннофрикционных аппаратов сводится к следующе
му, анализируя силовую характеристику (диаграмму) (рис. 8.11, б), по
казывающую зависимость между силой нажатия Т и величиной сжатия
аппарата. Точка А диаграммы соответствует силе, возникающей от пред
варительного сжатия стяжным болтом 2, а точка В — усилию конечного
сжатия при полном ходе Xn аппарата, когда нажимной конус 7 (рис. 8.11, а)
полностью входит в корпус 1. При превышении силы предварительного
сжатия (точка А), действующей на нажимной конус 7, фрикционные
клинья 6, прижимаясь к внутренней поверхности горловины, переме
щаются внутрь корпуса 1, передавая усилия на пружины 3 и 4 через на
жимную шайбу 5. Давление клиньев на горловину корпуса возрастает
по мере сжатия пружин, а следовательно увеличиваются силы трения
между трущимися поверхностями и силы сопротивления аппарата до
величины, соответствующей точке В на диаграмме (рис. 8.11, б). После
уменьшения сжимающей силы до величины, соответствующей точке С,
клинья остаются неподвижными вследствие удержания их силами тре
ния. Дальнейшее уменьшение силы приведет к восстановлению (отда
че) аппарата за счет упругих сил пружин, которые по величине превы
шают силы трения клиньев о корпус. В точке Е диаграммы аппарат пол
ностью восстановится и будет готов к восприятию следующего удара.
Для того, чтобы клинья при перемещении не перекашивались и не сме
щались в сторону, они сделаны в форме угла, а горловина корпуса аппа
рата выполнена шестигранной формы, т.е. клинья перемещаются по
направляющим. Для облегчения восстановления аппарата грани горло
вины корпуса выполнены с уклоном 2 в наружную сторону. Основные
параметры аппарата определяют по его диаграмме: площадь OABD —
энергоемкость; ABCE — необратимо поглощаемая энергия; OECD —
потенциальная энергия деформации пружин, преодолевающая работу
сил трения и возвращающая детали в исходное положение. После сбор
ки аппарата и сжатия его под прессом на стягивающий болт навинчива
ют гайку, под которую ставят временную подкладку толщиной 10 мм,
322

Рис. 8.11. Пружиннофрикционный поглощающий аппарат:
а — конструкция; б — силовая характеристика

что обеспечивает свободную постановку его на вагон, а после первого
удара в автосцепку и выпадания подкладки аппарат занимает нормаль
ное положение в распор между задними и передними упорами.
Пружиннофрикционный аппарат типа Ш6ТО4 разработан для
грузового четырехосного подвижного состава. Он состоит из корпуса
4 (рис. 8.12), выполненного за одно целое с тяговым хомутом, отъемно
го днища 9, нажимного конуса 1, трех фрикционных клиньев 2, опор
ной шайбы 3, наружной пружины 6, двух внутренних пружин 7, между
которыми установлена промежуточная шайба 5, и стяжного болта 8 с
гайкой. Аппарат Ш6ТО4 имеет шестигранную схему фрикционного

Рис. 8.12. Поглощающий аппарат типа Ш6ТО4

323

Рис. 8.13. Поглощающий аппарат типа Ш6ТО4У:
а — конструкция; б — узел соединения корпуса со съемным днищем

узла и принцип действия по типу рассмотренных выше конструкций. Он
взаимозаменяем с аппаратами Ш1ТМ и Ш2В по установочным разме
рам. Однако при установке данного аппарата в вагоны прежней построй
ки требуется модернизация упоров на хребтовой балке рамы вагона, обес
печивающих свободное размещение между ними съемного днища.
Поглощающий аппарат Ш6ТО4У (рис. 8.13) является вариантом
предыдущего типа. Его особенностью является то, что в конструкции
отсутствует стяжной болт с гайкой. Поглощающий аппарат Ш6ТО
4У состоит из корпуса 1, изготовленного
совместно с хомутовой частью, имеющей
упоры 2, упорной плиты 3, конуса 4, фрик
ционных клиньев 5, размещенных в гор
ловине 12 корпуса аппарата и пружин 6 и
7, предварительно сжатых съемным дни
щем 8. В сжатом состоянии через вырез 11
закладываются сухари 9, которые после
снятия монтажной нагрузки посредством
заплечиков 10 и буртиков 13 (рис. 8.13, б)
корпуса фиксируют днище, удерживающее
все детали в собранном состоянии аппа
рата.
Пружиннофрикционный поглощающий
аппарат ПМК110А с металлокерамически
ми элементами (рис. 8.14) [58, 59] приме
няется в рефрижераторном подвижном
составе, платформах для перевозки кон
тейнеров и частично восьмиосных вагонах.
Рис. 8.14. Поглощающий
аппарат ПМК110А
В аппарате типа ПМК110А и в его моди
324

фикации ПМК110К23 в целях повышения энергоемкости и стабиль
ности характеристик в качестве фрикционных элементов применены ме
таллокерамические пластины. Поглощающий аппарат ПМК110А со
стоит из корпуса 1, в котором размещены наружная 3 и внутренняя 4
пружины, опорной пластины 5, фрикционных клиньев 7, нажимного
конуса 9. Между боковыми стенками корпуса 1 и неподвижными плас
тинами 6 размещаются подвижные пластины 10. Детали аппарата фик
сируются стяжным болтом 2 с гайкой 8.
Поглощающий аппарат типа ПФ4 (рис. 8.15) состоит из корпуса 6
коробчатого сечения, выполненный в виде единой отливки с тяговым
хомутом. В корпусе размещен сменный фрикционный узел, взаимодей
ствующий через центральную опорную плиту 7 с подпорным комплек
том. Фрикционный узел состоит из распорного клина 12, опирающего
ся своими наклонными поверхностями на подвижные клинья 2, под
вижных плит 1, установленных подвижно в продольном направлении
на поперечных ребрах корпуса, неподвижных клиновых вкладышей 5 и
боковых вкладышей 3, отбойной пружины 4. Подпорный комплект ап
парата включает в себя силовые наружную 9 и внутреннюю 10 пружины
с промежуточной шайбой 8, размещаемые в удлинителе 11, который
монтируется в корпусе через отверстие в днище. Работа аппарата харак
теризуется высокой скоростью приработки и для условий эксплуатации
оценивается периодом 0,5—1 год.
Работа аппарата заключается в следующем. При действии продоль
ной сжимающей силы от корпуса автосцепки через упорную плиту рас
порный клин 12 перемещает подвижные клинья 2 относительно непод
вижных клиновидных вкладышей 5. От подвижных клиньев 2 усилие
передается на центральную опорную плиту 7, которая, перемещаясь со
вместно с подвижными клиньями 2, сжимает силовые пружины 9 и 10.
В момент соприкосновения упорной плиты с торцами подвижных плит

Рис. 8.15. Поглощающий аппарат ПФ4

325

1 они начинают продвигаться, в результате чего сила сопротивления
возрастает с большей интенсивностью. Отбойная пружина 4 обеспечи
вает отжатие распорного клина 12 от подвижных клиньев 2 на обратном
ходе аппарата при уменьшении продольных усилий, исключая закли
нивание аппарата на ходе восстановления.
Поглощающий аппарат типа ПГФ4 имеет аналогичную конструк
цию с аппаратом ПФ4 и отличается от него наличием гидроусилителя
(рис. 8.16), размещенного в наружной силовой пружине удлинителя.
Гидроусилитель клапанного типа имеет автоматическую подстройку его
сопротивления в зависимости от скорости соударения вагонов при ра
боте в квазистатическом и динамическом режимах нагружения.
В квазистатическом режиме сжатия аппарата цилиндр 2 гидроусили
теля перемещается относительно штока 11. Рабочая жидкость (АМГ10)
при этом из камеры А через отверстие 3 в поршне 4 и щель дифференци
ального клапана 7, поджатого пружиной 8, и далее через сливное отвер
стие 6 перетекает в компенсационную камеру Б резинотканевого силь
фона 10. Сила сопротивления в таком режиме нагружения незначитель
на, так как при малой скорости сжатия аппарата гидравлическое
сопротивление проходных отверстий мало и рабочая жидкость свобод
но перетекает из камеры А в компенсационную камеру Б.
В динамическом (ударном) нагружении аппарата при больших ско
ростях его сжатия значительно увеличиваются гидравлическое сопро
тивление проходных отверстий в поршне 4 и перепад давления на поршне
до величины, на которую настроен дифференциальный клапан. После пре
кращения сжимающих сил дифференциальный клапан 7 возвращается в
исходное положение, пружина 9, взаимодействуя с цилиндром 2 и крыш
кой 12, возвращает детали гидроусилителя в исходное положение. Одно
временно рабочая жидкость из компенсационной камеры Б через отвер
стие 5 и щель клапана 7 перетекает в камеру А. Заправка гидроусилителя
рабочей жидкостью производится через отверстие 1.

Рис. 8.16. Гидроусилитель поглощающего аппарата ПГФ4

326

Наличие фрикционного и гидравлического узлов относит поглощающий
аппарат ПГФ4 к гидрофрикционному типу, обеспечивающему поглощение
энергии удара благодаря рассеиванию работы сил фрикционного взаимо
действия деталей фрикционного узла и сопротивления гидроусилителя.
Действие гидравлических поглощающих аппаратов основано на про
текании жидкости через калиброванные (дроссельные) отверстия из
одной полости в другую, что создает упругое сопротивление при ударах
в автосцепку. Для обеспечения восстановления аппарата в исходное со
стояние и быстрой подготовки его к восприятию последующих ударных
нагрузок в качестве упругого элемента применяют инертный газ. Гидро
газовые поглощающие аппараты разработаны в двух вариантах: ГА100М
и ГА500 кафедрой «Вагоны и вагонное хозяйство» Московского госу
дарственного университета путей сообщения (МИИТа) под руковод
ством канд. техн. наук З.О. Каракашьяна и при активном участии проф.
М.М. Болотина, проф. В.Д. Хусидова и канд. техн. наук В.Я. Першина.
Гидравлический поглощающий аппарат ГА100М (рис. 8.17, а) состоит
из корпуса 1, имеющего цилиндрическую внутреннюю поверхность;
нажимного поршня (стакана) 2, внутри которого размещен плавающий
поршень 3; промежуточного дна 4, закрепленного в корпусе стопорны
ми кольцами 7; второго плавающего поршня 5; штока 6, который про
ходит через центральное отверстие промежуточного дна 4 и упирается
одним концом в поршень 5. Другой конец штока меньшего диаметра

Рис. 8.17. Схема гидравлического поглощающего аппарата ГА100М:
а — устройство аппарата; б — сжатое положение аппарата; в — силовая харак
теристика аппарата

327

свободно проходит в центральное отверстие днища поршня 2, в кото
ром находятся дроссельные отверстия 8 и перепускные пазы 9. В аппа
рате имеются три основные полости А, В и С. Полость А низкого давле
ния заполняется нейтральным газом — азотом при начальном давлении
0,4 МПа. Полость В заливается рабочей жидкостью АМГ. Полость С
высокого давления заполняется нейтральным газом при начальном дав
лении 9 МПа. Под действием внешней нагрузки Т поршень 2 переме
щается внутрь корпуса 1 вдоль неподвижного штока 6. При этом рабо
чая жидкость через дроссельные отверстия 8 и пазы 9 перетекает из по
лости В в пространство В1 (рис. 8.17, б), воздействуя на плавающий
поршень 3, перемещая его и сжимая газ в полости А. При дальнейшем
движении днище поршня 2 упирается в выступ штока 6, перекрывает
пазы 9, увеличивая гидравлическое сопротивление аппарата. Затем под
действием поршня 2 шток 6 начинает перемещаться, давит на плаваю
щий поршень 5, преодолевая давление сжатого газа в полости С и сдви
гая его вправо. Таким образом, в полостях А и С повышается давление
газа, что способствует сравнительно быстрому возвращению частей ап
парата в исходное положение при снижении силы Т.
Положительным качеством гидравлических аппаратов является бо
лее выгодная форма силовой характеристики (рис. 8.17, в); сила удара в
процессе сжатия не имеет скачков, что обеспечивает плавное движение
вагонов в поезде, а также при маневровых соударениях. Кроме того, чем
больше скорость соударения, тем выше энергоемкость аппарата, т.е. обес
печивается саморегулирование характеристик. Это следует из диаграм
мы, где скорости соударения v1 < v2 < v3.
Гидравлический поглощающий аппарат ГА500 (рис. 8.18) состоит из
корпуса 2 и входящего в него плунжера 8. В аппарате имеется две газо
вые А и Б и три гидравлические В, Г и Д камеры. Камеры В и Д разделе
ны промежуточным дном 4, в котором укреплен регулирующий стер
жень 5, имеющий продольные профилирующие канавки. Газовая каме
ра низкого давления А отделена от гидравлической камеры Д плавающим
поршнем 3. Гидравлические камеры В и Г разделены жестко закреплен
ной в плунжере 10 диафрагмой 6, которая снабжена центральным отвер
стием для пропуска регулирующего стержня 5 и дополнительными дрос
сельными отверстиями, перекрываемыми обратным клапаном. Связь
гидравлических камер В и Д осуществляется также через дроссельные
отверстия в промежуточном дне 4. Зарядка газовых камер азотом произ
водится через штуцера 1, снабженные прямыми клапанами. Зарядное
давление газа в камере А составляет 3,5 МПа, в камере Б — 9 МПа. Рабо
чей жидкостью в гидравлических камерах служит масло АМГ10.
328

Рис. 8.18. Поглощающий аппарат ГА500

Работа аппарата ГА500 сводится к следующему. При воздействии на
аппарат продольных сжимающих сил плунжер 10 входит перемещается
внутрь корпуса 2, вытесняя жидкость из камеры В через отверстия жик
леров в промежуточном дне 4 в камеру Д и сжимая газ в камере А. При
дальнейшем перемещении плунжера 10 плавающий поршень 3 упира
ется в дно корпуса 2, жидкость из камеры В при этом через отверстия
жиклеров в диафрагме 6 и профильные канавки штока 5 перетекает в
камеру Г, перемещая плавающий поршень 7 и сжимая газ в камере Б.
Перетекание жидкости через калиброванные отверстия создает сопро
тивление, зависящее от скорости приложения нагрузки к аппарату.
После снятия с аппарата сжимающих сил давлением газа в газовых
камерах А и Б на плавающие поршни 3 и 7 жидкость из камер Д и Г
выжимается в камеру В, в результате чего происходит восстановление
аппарата. Наличие в аппарате регулирующего элемента в виде стержня
5, имеющего профильные канавки, позволяет создавать необходимое
сопротивление аппарата в зависимости от скорости соударения единиц
подвижного состава, что обеспечивает улучшение условий его работы.
Гидравлический аппарат ГА500 может быть использован как для четы
рехосного, так и для восьмиосного подвижного состава. Аппараты данного
типа в отличие от пружиннофрикционных не требуют приработки и реали
зуют свою максимальную энергоемкость с момента начала эксплуатации.
329

Основные параметры рассмотренных выше поглощающих аппара
тов приведены в табл. 8. 1.
Таблица 8.1
Основные параметры пружинно- фрикционных и гидравлических
поглощающих аппаратов автосцепки для грузовых вагонов
№
п/п

Наименование параметра

1 Энергоемкость, кДж

Ш-1ТМ

Ш-2-Т Ш-2-В

Ш-6ТО-4

ПМКПФ-4 ПГФ-4 ГА-500
110А

25–50 30–65 25–60 40–90 35–85 60–100 140–170 140–170

2 Сила сопротивления при 2,5–3,0
сжатии, МН

2,5

2,0

2,0

2,0

2,0

3 Полный ход
аппарата, мм

110

90

120

110

120

70

2,0–2,5 2,0–2,5
120

120

В комплекс межвагонных связей пассажирских вагонов входят по
глощающий аппарат и упругая площадка, от конструкции и параметров
которых зависит комфортабельность подвижного состава. Поэтому к
межвагонным связям и, в частности, к поглощающим аппаратам для
пассажирских вагонов предъявляются особые требования. Для разраба
тываемых конструкций аппаратов в связи с перспективными условиями
эксплуатации удлиненных поездов установлены следующие основные тре
бования: динамическая энергоемкость при продольной силе 1,5 МН дол
жна быть не менее 45 кДж; максимальный ход аппарата 70—100 мм; сила
начальной затяжки — в пределах 25—50 кН; коэффициент необратимо
го поглощения энергии — не менее 0,5.
На российских железных дорогах с 1947 г. в пассажирских вагонах
использовались поглощающие аппараты типа ЦНИИН6, а с 1969 г. все
вновь строящиеся пассажирские вагоны оснащаются резинометалли
ческим поглощающим аппаратом Р2П. Повышенную энергоемкость
имеет поглощающий аппарат Р4П, который может использоваться и в
рефрижераторном подвижном составе. С учетом удовлетворения перс
пективным требованиям разработан новый резинометаллический ап
парат Р5П.
Пружиннофрикционный аппарат типа ЦНИИН6 (рис. 8.19, а) при
меняется пока в некоторых пассажирских вагонах. Он состоит из двух
частей: пружинной и пружиннофрикционной, стянутых болтом 1. Пру
жиннофрикционная часть по конструкции и принципу действия ана
330

Рис. 8.19. Поглощающий аппарат типа ЦНИИН6

логична рассмотренной выше. Эта часть имеет шестигранную горлови
ну 5, нажимной конус 2, три фрикционных клина 3, нажимную шайбу
4, наружную 12 и внутреннюю 13 пружины. Пружинная часть состоит
из основания 9, центральной пружины 10, четырех угловых длинных 7 и
четырех коротких 8 пружин, одетых на концы цилиндрических упорных
стержней 6, имеющих в средней части утолщение. Короткие пружины 8
размещаются в угловых нишах основания 9, а длинные 7, взаимозаменя
емые с внутренней пружиной 13, в нишах горловины 5. При воздействии
силы, соответствующей точке А диаграммы (рис. 8.19, б), вступает в ра
боту пружинная часть: сжимаются центральная 10 и четыре длинных
угловых пружины 7, обладающие меньшей жесткостью по сравнению с
короткими пружинами 8. При сближении горловины 5 с корпусом 9 и
сжатии пружин 10 и 7 на 23 мм цилиндрические угловые приливы 12
продвинутся на величину а. В этот момент торцы приливов 11 коснутся
торцов упорных стержней 6, которые начнут продвигаться в сторону
основания 9, сжимая своими буртами короткие угловые пружины 8.
Дальнейшее сжатие аппарата продолжается до соприкосновения гор
ловины 5 с основанием 9, что соответствует точке В на диаграмме. До
этого момента уже вступает в действие пружиннофрикционная часть,
имеющая большую жесткость по сравнению с пружинной частью аппа
331

рата. Таким образом обеспечивается плавный переход от работы пру
жинной к пружиннофрикционной части. Сжатие аппарата заканчива
ется при его полном ходе и достижении конечного сопротивления, со
ответствующего точке В на диаграмме. Отдача аппарата происходит по
ломаной линии ВССЕ. Площадь диаграммы ОАВD соответствует энер
гоемкости аппарата, ЕАВС — необратимо поглощенной энергии.
Поглощающий аппарат Р2П (Р — резиновый, П — пассажирский)
взаимозаменяем с аппаратом ЦНИИН6. Он отличается простотой кон
струкции и повышенной надежностью в эксплуатации, хорошей ста
бильностью работы, более высокой энергоемкостью при меньшей мас
се по сравнению с пружиннофрикционными аппаратами.
В передней части корпуса 1 (рис. 8.20), имеющего форму хомута, уста
новлена нажимная плита 4, опирающаяся на пакет из девяти секций эле
ментов 3, разделенных на две части промежуточной плитой 2. Каждая сек
ция элемента 3 состоит из двух металлических пластин, между которыми
расположен слой морозостойкой резины, соединенной с пластинами ме

Рис. 8.20. Поглощающий аппарат автосцепки Р2П с резинометаллическими
элементами:
а — конструкция; б — диаграмма работы

332

тодом горячей вулканизации. Слой резины по периметру имеет параболи
ческую выемку, что обеспечивает деформацию резины без выжимания за
пределы пластин при полном сжатии аппарата. Для предотвращения по
перечного смещения резинометаллических элементов на днище корпуса
1, нажимной 4 и промежуточной 2 плитах, а также на стальных пластинах
секций 3 имеются выступы и соответствующие им впадины 5. Предвари
тельная затяжка аппарата обеспечивается за счет того, что высота пакетов
резинометаллических элементов в свободном состоянии вместе с проме
жуточной плитой превышает на 13,5 мм расстояние от нажимной плиты 4
до днища корпуса 1. Анализ работы поглощающего аппарата Р2П пока
зывает (рис. 8.20, б), что в зависимости от увеличения скорости соударения
повышается его жесткость, кривая нагружения становится круче (на диаг
рамме цифрами 4; 6; 8 указаны скорости соударения вагонов в км/ч). Заш
трихованная площадь диаграммы получена при сжатии аппарата под прес
сом и представляет собой необратимо поглощенную энергию. Как следует
из анализа диаграммы, положительным качеством аппарата с резиноме
таллическими элементами является то, что в конце не наблюдается пере
падов сил, как это имеет место в пружиннофрикционных аппаратах. Сле
довательно, подобные типы аппаратов обеспечивают лучшую плавность
движения вагонов в поездах и за счет наличия резиновых элементов сни
жают уровень шума.
Поглощающий аппарат Р4П состоит из прямоугольного корпуса 1
(рис. 8.21, а), крышкиплиты 2, двадцати резинометаллических элемен

Рис. 8.21. Поглощающий аппарат Р4П:
а — конструкция; б — силовая характеристика

333

тов 3, двух промежуточных плит 4, трех коробообразных направляющих
плит 5 и четырех стопорных винтов 6. В аппарате Р4П отсутствует упор
ная плита, ее заменяет крышкаплита 2. Резинометаллические элемен
ты подобны элементам, применяемым в аппарате Р2П. Отличие лишь
в толщине, которая составляет 24,2 мм вместо 41,5 мм у аппарата Р2П.
На рис. 8.21, б приведена силовая характеристика поглощающего аппа
рата Р4П, полученная при соударении цельнометаллических пассажир
ских вагонов со скоростями от 3 до 9 км/ч. Заштрихованная диаграмма
получена при сжатии аппарата под прессом. Аппарат Р4П рекомендо
ван для рефрижераторных вагонов.
Поглощающий аппарат Р5П, разработанный для перспективных ус
ловий эксплуатации пассажирских вагонов, состоит из корпуса, сделан
ного вместе с хомутом 4 (рис. 8.22, а), упорной 1 и промежуточных 2
плит и комплекта из 16 резинометаллических элементов 3, аналогич
ных с используемыми в аппарате Р2П. Отличие в том, что поперечные
размеры резинометаллических элементов увеличены, а их толщина
уменьшена до 33 мм вместо 41 мм. Установочные размеры аппарата пол
ностью сохранены. Анализ силовых характеристик (рис. 8.22, б): стати
ческой (пунктирная кривая, полученная при сжатии на прессе) и дина
мической (сплошные кривые, полученные при соударении вагонов)
показывает, что использование аппарата Р5П обеспечивает снижение
продольной силы в среднем на 20—25 % при скорости 3 м/с. Это позво
ляет значительно сократить вероятность повреждения оборудования
вагонов и порчи грузов при нарушениях правил маневровой работы.

Рис. 8.22. Поглощающий аппарат Р5П:
а — конструкция; б — силовая характеристика; Т — сила сжатия

334

При полностью сжатом аппарате относительная деформация рези
ны элементов с учетом изменения площади их сечения составляет 0,21
вместо 0,27 у аппарата Р2П. Такое снижение максимального значения
относительной деформации увеличивает срок службы резиновых эле
ментов аппарата, являющихся лимитирующим по его долговечности, а
также повышает коэффициент полноты силовой характеристики до 0,35
при статическом нагружении и 0,45 при динамическом. Вместе с тем
коэффициент необратимого поглощения энергии аппарата незначитель
но уменьшился соответственно до 0,31 и 0,36 при 0,32 и 0,38 у аппарата
Р2П. Масса аппарата Р5П примерно равна суммарной массе аппарата
Р2П с тяговым хомутом и упорной плитой, объединенных между со
бой в аппарате Р5П.
Параметры рассмотренных выше поглощающих аппаратов пассажир
ских вагонов приведены в табл. 8.2.
Таблица 8.2
Основные параметры поглощаюших аппаратов пассажирских вагонов
№ п/п Наименование параметра ЦНИИ-Н6
1

Энергоемкость, кДж

2

Сила сопротивления при
сжатии, МН

3

Коэффициент поглощения энергии

4

Полный ход, мм

Р-2П

Р-4П

Р-5П

15—24

20—25

28

40—50

1,5

1,3

1,8

1,2

0,55

0,31—0,36

72

80

0,70—0,75 0,32—0,38
70

70

Эластомерные поглощающие аппараты. В этих аппаратах в качестве
рабочего тела используются вязкоупругие жидкие полимеры, способные
к большим обратимым, так называемым высокоэластическим, деформа
циям в широком диапазоне температур (от –60 до +200 °С). В настоящее
время на железных дорогах России на цистернах для перевозки сжижен
ных газов под высоким давлением широко применяются эластомерные
аппараты типа 73 ZW и 73 ZW12 фирмы «KАМАХ» (Польша). Разработа
ны также отечественные эластомерные аппараты типов АПЭ120И (ОАО
«АВИАГРЕГАТ», г. Самара), АПЭ95УВЗ (ОАО «НПК Уралвагонзавод»,
Нижний Тагил), ЭПА120 («БМЗ», г. Брянск), Э50 (АК «Ильюшина»).
В таких аппаратах поглощение кинетической энергии при продольном
соударении вагонов происходит за счет упругого сжатия и перетекания
жидкого эластомера через калиброванный кольцевой зазор между порш
нем и внутренней поверхностью цилиндра под действием поршня, а воз
вращающее усилие обеспечивается объемной упругостью эластомера.
335

Эластомерные поглощающие аппараты желательно в первую очередь
ставить на цистерны (особенно для перевозки сжиженных газов под дав
лением), специализированные длиннобазные платформы, некоторые
типы крытых вагонов для перевозки ценных и опасных грузов.
Поглощающий аппарат типа 73 ZW благодаря своим габаритам взаи
мозаменяем с пружиннофрикционным аппаратом российских грузовых
вагонов, по сравнению с которым он имеет ряд преимуществ: 1 — боль
шая энергоемкость при низкой конечной силе, передаваемой на раму
вагона, положительно влияет на живучесть конструкции вагона и за
щиту перевозимого груза; 2 — высокая стабильность силовой характе
ристики в широком диапазоне рабочих температур (от –60 до +60 °С); 3
— отсутствие заклинивания и быстрота возвращения в исходное поло
жение после прекращения действия сжимающей силы, 4 — простота
конструкции, 5 — высокая удельная энергоемкость, приходящаяся на
единицу веса. Однако при его изготовлении требуется высокая точность
механической обработки поршня и цилиндра для создания герметичес
ки заполняемых эластомером объемов. В этом аппарате (рис. 8.23) при
меняется вязкий и упругий жидкий эластомер КАМАКСИЛЬ, работа
ющий под давлением до 500 МПа, с уникальными физикохимически
ми свойствами, обладающий большой способностью восприятия
энергии удара. В нем отсутствуют составляющие элементы, признан
ные европейскими и американскими стандартами как вредные для здо
ровья, он не загрязняет окружающую среду. Эластомер обладает сжи
маемостью до 15 % в замкнутом объеме. Силовые диаграммы аппарата
73 ZW показаны на рис. 8.24. Аппарат весом 214 кг с габаритными раз
мерами 230×318×625 мм имеет мак
симальный ход 90 мм, статическую
и динамическую энергоемкость 55 и
130 кДж соответственно, силу пред
варительного сжатия при статичес
ком и динамическом приложении
силы сжатия 200 и 220 кН соответ
ственно, сила статического закрытия
аппарата 0,85—0,9 МН, коэффици
ент восприятия кинетической энер
гии 40 и 75 % при статическом и ди
намическом приложении силы сжа
Рис. 8.23. Эластомерный поглоща тия соответственно, обеспечивает
максимальную скорость соударения
ющий аппарат автосцепки типа
73ZW 12
вагонов 9,2 км/ч.
336

Эластомерный поглощаю
щий аппарат 73 ZW разработан
фирмой КАМАХ совместно с
российскими специалистами, в
частности при активном участии
профессора МИИТ В.Н. Фи
липпова, и изготавливается на
Люблинском литейномехани
ческом заводе (Россия). Аппа
рат весом 168 кг имеет ход 120 мм,
энергоемкость 100 кДж при ста
тическом сжатии и 200 кДж при
динамическом сжатии, стати
ческую силу начальной затяж
ки 0,24—0,3 МН, статическую
Рис. 8.24. Силовые характеристики
силу закрытия аппарата 1,5—
поглощающего аппарата типа 73ZW 12:
1,7 МН и обеспечивает номи
1 — динамическая; 2 — статическая
нальную скорость соударения
14,5 км/ч вагонов массой брут
то до 100 т. Аппарат обладает высокой эксплуатационной надежностью
и по своим основным параметрам отвечает техническим требованиям
российских железных дорог для существующих и перспективных усло
вий эксплуатации. Эксплуатация аппарата без ремонта предусматрива
ется на срок 16 лет, а гарантийный срок эксплуатации — 8 лет после
изготовления при эксплуатации в соответствии с разработанными и ут
вержденными в 2003 г. техническими условиями.
Эластомерный аппарат типа АПЭ120И выполнен двухкамерным.
Первая цилиндрическая камера низкого давления предназначена для
создания динамической силовой характеристики путем дросселирова
ния вязкоупругой силиконовой композиции АДК через кольцевой за
зор между поршнем и внутренней стенкой цилиндра, а вторая сфери
ческая камера высокого давления служит для обеспечения статической
силовой характеристики аппарата. Этот аппарат (рис. 8.25) состоит из
корпуса 1, поршня 2 со штоком, донышка 3, гайки 4, разделяющей внут
реннюю полость аппарата на две камеры. С помощью болтов 5 аппарат
соединяется с упорной плитой 6. Под действием силы сжатия осуще
ствляется обжатие аппарата, при этом в камере 1 происходит динами
ческое дросселирование эластомера за счет перетекания его через ка
либрованный кольцевой зазор и благодаря этому — рассеивание кинети
ческой энергии удара. Кроме того, в камере 1 наступает частичное сжатие
337

эластомера в связи с уменьше
нием объема камеры за счет раз
ницы диаметров двух концов
поршня со штоком. В камере П
происходит основное сжатие
эластомера и величина стати
ческой силы, воспринимаемой
аппаратом, определяется в ос
новном давлением в этой каме
ре. Аппарат имеет ход поршня
120 мм, номинальную энерго
емкость 105 и 160 кДж при ста
Рис. 8.25. Эластомерный и поглощающий тическом и динамическом при
ложении продольной силы
аппарат автосцепки типа АПЭ120
сжатия соответственно, силу
начальной затяжки 0,2 МН, статическую силу закрытия 1,7 МН, вос
принимаемую максимальную продольную силу 2,4 МН, силу предвари
тельной затяжки 0,2—0,25 МН, коэффициент необратимо поглощен
ной кинетической энергии 0,35—0,4, обеспечивает максимальную ско
рость соударения вагонов 15,5 км/ч.
Особенностью однокамерного эластомерного поглощающего аппа
рата типа АПЭ95УВЗ является то, что шток поршня аппарата центри
руется направляющим стержнем, закрепленным в задней крышке ап
парата. Аппарат имеет ход 95 мм, энергоемкость 60—63 и 108 кДж при
статическом и динамическом приложении продольной силы сжатия
соответственно, максимальную воспринимаемую продольную силу сжа
тия 1,7 МН, силу предварительной затяжки 0,18—0,2 МН, силу закры
тия аппарата при квазистатическом сжатии 1,1 МН, коэффициент нео
братимого поглощения кинетической энергии 0,27—0,34; обеспечивает
максимальную скорость соударения вагонов 11,1 км/ч. Аппарат в сборе
весом 170 кг имеет габаритные размеры 568×318×230 мм.
Аппарат надежно работает в температурном диапазоне от –60 до +50 °С.
Эластомерный двухкамерный поглощающий аппарат типа ЭПА120
объединен с тяговым хомутом и имеет дополнительный зазор в днище
корпуса аппарата, что позволяет увеличить в 1,5 раза по сравнению с
эластомерными аппаратами других типов, например 73 ZW, объем эла
стомера и снизить вдвое рабочее давление в камерах и тем самым суще
ственно повысить его эксплуатационные характеристики и надежность,
а также применить менее дорогие материалы для изготовления силовых
элементов аппарата.
338

Аппарат имеет ход 120 мм, максимальную энергоемкость 105—110 и
246 кДж (при силе сжатия 2,5 МН) при статическом и динамическом
приложении продольной силы сжатия соответственно, максимальную
воспринимаемую продольную силу сжатия 2,85 МН, силу начальной
затяжки 0,29—0,32 МН, статическую силу сжатия 1,7 МН, коэффици
ент необратимого поглощения энергии 0,57—0,76, обеспечивает мак
симальную скорость соударения вагонов 12,5 км/ч.
Научнопроизводственным предприятием «Дипром», основанного на
базе Брянского государственного университета транспорта (БГУТ), Бе
жицким сталелитейным заводом и УК «Грузовые вагоны» ЗАО «Транс
машхолдинг» создан поглощающий аппарат типа ПМКП110 класса Т1
[58] на базе серийного поглощающего аппарата типа ПМК110К23.
В нем вместо возвращающих пружин используется подпорновозврат
ное устройство, представляющее собой набор упругих полимерных бло
ков (рис. 8.26). Аппарат весит 145 кг, имеет ход 110 мм, номинальную и
максимальную энергоемкость 70 и 90—100 кДж соответственно, габа
ритные размеры 5700×320×230 мм; диапазон рабочих температур от –60
до +50 °С. Он взаимозаменяем с другими эксплуатируемыми на желез
ных дорогах России поглощающими аппаратами.
Применение полимерных блоков повышает полноту силовой харак
теристики и энергоемкость поглощающего аппарата за счет повыше
ния жесткости подпорного полимерного блока, а также позволяет уст
ранить фрикционные автоколебания. Поглощающий аппарат типа
ПМКП110 имеет следующие преимущества:
– не требуется предварительная приработка в эксплуатации для по
лучения нормированной энергоемкости, благодаря чему аппарат надеж

Рис. 8.26. Поглощающий аппарат типа ПМКП110

339

но защищает вагон от повреждений уже при первых продольных ударах
в автосцепку;
– большая энергоемкость и надежность по сравнению с другими ап
паратами;
– наличие износостойких металлокерамических пластин на основ
ных поверхностях трения значительно стабилизирует работу аппарата в
эксплуатации;
– более эффективная сохранность вагонов, перевозимых грузов, по
вышенная безопасность движения, увеличение межремонтного пробе
га и, следовательно, уменьшение стоимости ремонта вагонов;
– возможность установки аппарата на вагоны любой грузоподъем
ности, перевозящие неопасные грузы;
– эксплуатация без технического обслуживания в течение безремонт
ного срока службы 16 лет.
ООО ПО «Вагонмаш», организованное в 2004 г. в г. Железногорске
Курской обл., совместно с ОАО «НИИ железнодорожного транспорта»
(ОАО ВНИИЖТ) и с компанией «Майнер» (США) разработали совре
менный поглощающий аппарат типа РТ120 класса Т1 (рис. 8.27), удов
летворяющий всем необходимым требованиям эксплуатации и безо
пасности движения [59]. Аппарат имеет ход 120 мм, номинальную и
максимальную энергоемкость 70 и 90 кДж
соответственно, гарантийный срок служ
бы 8 лет, срок службы до капитального ре
монта 16 лет, полный срок службы 32 года,
что было подтверждено проведенными ре
сурсными и эксплуатационными испыта
ниями. В качестве упруго узла в нем вместо
пружин применен комплект из пяти поли
мерных элементов, поджатых с помощью
шайбы, трех фрикционных клиньев и на
жимного конуса. На корпусе в зоне контак
та с фрикционными клиньями расположе
ны Нобразные канавки, в которые запрес
сованы бронзовые вкладыши, снижающие
интенсивность износа поверхностей тре
ния корпуса и фрикционных клиньев.
Корпус поглощающего аппарата отлит из
низколегированной стали марки РИЦ1 и
Рис. 8.27. Поглощающий
подвергнут специальной термообработке
аппарат типа РТ120 класса Т1 с высокоточной закалкой и отпуском. На
340

жимной конус и фрикционные клинья, отлитые из низколегированной
стали другой марки, также подвергаются специальной термообработке.
Поглощающий аппарат собирается на специальной поточной линии в
заводских условиях и ставится на вагон без дополнительной подготов
ки. После первого соударения вагона поглощающий аппарат переходит
автоматически в рабочее состояние. Сертифицированный и произво
димый в России поглощающий аппарат типа РТ120 взаимозаменяем
с эксплуатируемыми на железных дорогах России поглощающими ап
паратами и может применяться на грузовых вагонах со стандартным
расстоянием 625 мм между упорами на хребтовой балке для поглоща
ющего аппарата. Начиная со второго полугодия 2005 г. поглощающий
аппарат типа РТ120 ставится на грузовые вагоны, в том числе на по
лувагоны модели 1213203 производства ОАО «НПК Уралвагонзавод».
Годовой объем выпуска таких поглощающих аппаратов в настоящее вре
мя 40 тыс. шт.

8.8. Упругие площадки и межвагонные амортизаторы
пассажирских вагонов
Между ударными поверхностями контура зацепления сцепленных
автосцепок, клином тягового хомута отверстиями в хомуте и хвостови
ке корпуса имеются свободные зазоры. Для нового автосцепного уст
ройства суммарные зазоры могут достигать 40 мм на вагон, а при мак
симально допустимых износах указанных выше сопрягаемых поверх
ностях доходить до 100 мм. Под действием продольных сил в пределах
этих зазоров сцепленные вагоны свободно перемещаются, сближаясь
или удаляясь друг от друга, набирают скорость и энергию движущихся
масс, создавая резкие удары, рывки и ухудшение плавности хода при
переходных режимах движения поезда: трогании с места, торможении,
проходе переломов профиля пути и др. В пассажирских поездах это в
значительной степени влияет на комфорт перевозки пассажиров. Для
смягчения таких ударов и рывков пассажирские вагоны оснащают амор
тизирующими устройствами, обеспечивающими постоянное упругое
натяжение сцепленных автосцепок, ликвидируя свободные зазоры и
уменьшая тем самым их отрицательное влияние.
Цельнометаллические пассажирские вагоны (ЦМВ) для этой цели
оборудуют центральными упругими переходными площадками, кото
рые располагаются в торцевых стенах кузова. Кроме упругого натяже
ния автосцепок и амортизации ударов при сцеплении вагонов, трогании
поезда и других переходных режимах, они обеспечивают безопасный пе
341

реход пассажиров из вагона в вагон во время движения поезда. С начала
постройки ЦМВ упругая переходная площадка (рис. 8.28) состояла из вер
тикальной рамы 3 с суфле 7, нижняя часть которой соединялась через
штыри 2 с тарелями боковых буферов 1, а верхняя — с хомутом листо
вой рессоры 6, которая ушками крепилась к вертикальным упорным
стойкам кронштейнов 5, установленных на торцовой стене вагона. На
верхней части рамы 3 укреплена специальная накладка 4, расположен
ная в одной плоскости с ударными поверхностями буферных тарелей. Над
буферным брусом рамы укреплен шарнирно откидывающийся мостик 8,
служащий для перехода пассажиров между вагонами. Боковые буфера
предназначены лишь для сжатия площадок силой примерно 20 кН с це
лью выбора зазоров между поверхностями зацепления автосцепки. Бла
годаря этому автосцепки всегда находятся в растянутом положении и
предотвращаются продольные толчки при трогании растянутого поезда
с места и при торможении. Применяемые в настоящее время типы бу
феров показаны на рис. 8.29.
С 1951 г. упругая переходная площадка состоит из полого буферного
стержня 1 с тарелью диаметром 500 мм, внутри которого расположена

Рис. 8.28. Упругая переходная площадка

342

шайба 2 с горловиной для упора и центрирования внутренней пружины
3. Другим концом пружина 3 опирается на дно стакана 4, который, в
свою очередь, бортом опирается на наружную пружину 5, надетую на на
правляющий патрубок поддона 9, жестко связанного с буферным стака
ном 6 двумя болтами с корончатыми гайками. Буферный стержень 1 за
пирается в буферном стакане 6 двумя продольными клиньями 7. Буфер
ный комплект в собранном виде крепится к концевой балке рамы вагона
четырьмя болтами 8. Принцип действия буферного комплекта состоит в
следующем. В начале сжатия работают обе последовательно расположен
ные пружины. После достижения хода 110 мм шайба 2 упирается в стакан
4, внутренняя пружина выключается и при дальнейшем продвижении
буферного стержня 1 жесткость комплекта резко возрастает.
Облегченная упругая площадка, разработанная в начале 60х годов,
отличается от площадки (см. рис. 8.28) тем, что она оборудована легки
ми и простыми по конструкции упругими комплектами (рис. 8.29, б).
Каждый такой комплект состоит из стакана 1 с пружиной 4, имеющей
небольшую предварительную затяжку, основания 7, на которое опира
ется пружина 4, втулки 3, передающей усилие сжатия от шпинтона 2 на
пружину. Перед постановкой на вагон комплект должен быть предва
рительно собран. В стакан 1 ставится втулка 3, пружина 4 и основание
7, которое крепится к стакану двумя болтами 5 с гайками. Усилие пред
варительной затяжки пружины при этом примерно равно 0,8 кН. Затем
устанавливается шпинтон 2, который пропускается через втулки 3 и 10,
а также шайбу 8 и закрепляется корончатыми гайками 9 со шплинтами.
Как и в упругой площадке с буферами тяжелого типа, плоскость рамки,
опирающейся вверху на листовую рессору и внизу на шпинтонные комп
лекты, выходит за линию зацепления автосцепок на 65 мм, поэтому сцеп
ленные вагоны всегда находятся под упругим распором силой 9,14 кН.
В дальнейшем вместо рамки в этой конструкции упругой площадки стали
применять резиновые уплотнения, выполненные в виде замкнутых про
филей большого диаметра, укрепленные на торцовой стене вагона. При
этом верхняя рессора отсутствует и обеспечивается хорошая плотность
переходного соединения благодаря упругости резинового элемента. В
связи с этим несколько снизились значения усилий: распорного (8,7 кН)
и конечного при полном сжатии (17,8 кН). Такие резиновые уплотне
ния устанавливаются и на все новые упругие площадки, а также при
модернизации на старые вагоны.
С 1972 г. пассажирские вагоны оборудовались облегченными буфе
рами (рис. 8.29, г), имеющими одну пружину. Тарели буфера (левая вы
пуклая, правая плоская, если смотреть на торец вагона) имеют диаметр
343

Рис. 8.29. Буфера упругих площадок:
а — тяжелого типа; б — шпинтонного типа; в — с увеличенным распорным
усилием; г — облегченный; д — вагонов габарита РИЦ

344

610 мм и срезаны сверху и снизу до размера по высоте 500 мм, поэтому
фиксируются от поворота двумя продольными клиньями.
В 1988 г. ОАО «Тверской вагоностроительный завод» приступил к серий
ному выпуску буферов с увеличенным распорным усилием (рис. 8.29, в).
Благодаря использованию заневоленной пружины распорное усилие
двух буферов составило 19,2 кН, а конечное — 41,9 кН, что способ
ствует уменьшению суммарного относительного перемещения авто
сцепок и, следовательно, снижению их контуров зацепления, а также
позволяет уменьшить продольные ускорения в длинносоставных пас
сажирских поездах.
На российских железных дорогах эксплуатируются вагоны габарита
РИЦ, которые оборудованы буферами (рис. 8.29, д), полностью отвеча
ющими требованиям западноевропейских железных дорог. Буфер име
ет две последовательно расположенные пружины — витую внутреннюю
1 и кольцевую наружную 2. Выход буфера за ось зацепления автосцепок
составляет 22 мм, чему соответствует усилие 9,6 кН (для двух буферов).
Каждый из рассмотренных типов буферов в зависимости от года выпус
ка и завода изготовителя имеет несколько конструктивных вариантов,
но эти различия незначительны.
Упругая площадка с резиновыми уплотнениями (рис. 8.30) не имеет
верхней рессоры, вместо переходной гармоники или рамки применены
резиновые уплотнения 1 специального замкнутого профиля, закреплен
ные на нижней соединительной планке 2, связывающей шпинтоны 3, и
на неподвижной рамке 4 кузова вагона. Распорное усилие при сцеплен
ных вагонах составляет 8,72 кН, а конечная нагрузка при полном сжа
тии 18 кН.
Упругие площадки, кроме продольных, способствуют гашению вер
тикальных колебаний за счет сил трения между тарелями буферов. Эф
фективность гашения в значительной степени зависит от распорного
усилия буферов, размеров вертикальных зазоров в них, а также от со
стояния поверхностей тарелей — наличия смазки и влаги. Наиболее
эффективным для гашения вертикальных колебаний является буфер с
увеличенным распорным усилием (рис. 8.29, г). Для вновь проектиру
емых пассажирских вагонов предусмотрено наличие межвагонных га
сителей колебаний. Согласно техническим требованиям коэффици
ент сопротивления гидравлических гасителей, расположенных между
двух вагонов, должен составлять 200...300 кН⋅с/м для вагонов, обращаю
щихся со скоростями до 160 км/ч, и 400...500 кН⋅с/м для вагонов — со
скоростями до 200 км/ч. Для фрикционных гасителей сила трения, пре
пятствующая вертикальному смещению кузова, должна составлять
345

Рис. 8.30. Упругая площадка с резиновым уплотнением баллонного типа

20...28 кН. На российских железных дорогах эксплуатируются элект
ропоезда с установленными на тарелях буферов специальными фрик
ционными накладками. Однако сопротивление этих гасителей, исполь
зующих сухое трение для гашения колебаний, нестабильно изза воз
можности попадания пыли и влаги на поверхности трения. Зарубежный
опыт и результаты исследований показывают, что установка межвагон
ных гидравлических гасителей колебаний позволяет снизить верти
кальные ускорения на 40 % (при исправных гасителях в рессорном под
вешивании) и в 2,5...4,0 раза (при выходе их из строя). Это подтверж
дает высокую эффективность подобных устройств, а также способность
выполнения ими функций резервной системы демпфирования.

346

8.9. Автосцепное устройство вагонов скоростного
электропоезда ЭР200
В вагонах скоростного поезда ЭР200 применяется автосцепка жест
кого типа, являющаяся разновидностью автосцепки системы Шарфен
берга (рис. 8.31). Она состоит из стального литого корпуса 19, внутри
которого расположена замковая система, включающая замок 17, зак
репленный на валике 5, вращающемся во втулках 6, и серьги 2, шарнир
но установленной на замке. Замок под действием выталкивающей пру
жины 21 стремится повернуться против часовой стрелки относительно
валика 5. В корпусе расположено также блокирующее устройство, со
стоящее из тяги 20 и механизма блокировки 18. Расцепной привод со
стоит из рычага 16, закрепленного на валике 5, и рукоятки 15, соеди
ненной с рычагом с помощью троса. После расцепления рукоятка наве
шивается на специальный крюк, расположенный в нижней части
корпуса автосцепки.
В головной части корпуса автосцепки находится конический центри
рующий выступ 3, переходящий в цилиндрическую часть 4, предназначен
ную для окончательного (точного) центрирования автосцепок. Симметрич
но коническому центрирующему выступу относительно продольной оси
расположено соответствующее углубление. Центрирование автосцепок при
сцеплении в соосном их расположении осуществляется взаимодействием
указанных выше конических элементов, т.е. конуса и углубления. При от
клонении автосцепки в сторону конического углубления предварительное
центрирование обеспечивается направляющим рогом 1.
Автосцепка соединена с амортизатором 12, состоящим из резиноме
таллических пакетов 13, стянутых с помощью стяжного болта 9 и вали
ка 8. Горизонтальное положение автосцепки обеспечивается с помощью
листовых рессор 7 и затяжной гайки 14, при этом расстояние А должно
контролироваться и находиться в пределах 30—40 мм. Сжимающие на
грузки передаются на амортизатор через стакан 10. Расположение авто
сцепки вдоль оси вагона обеспечивается регулировкой пружинных цен
трирующих элементов 22, связанных с рамой вагона.
Автосцепное устройство закреплено на раме вагона с помощью цапф
11, входящих в соответствующие отверстия корпуса амортизатора 12.
Действие автосцепки происходит следующим образом. Для расцепле
ния с помощью рукоятки 15 натягивают трос и поворачивают рычаг 16
из положения I в положение II. Замок 17 поворачивается и освобождает
серьгу 2 смежной автосцепки. При этом блокировочная тяга 20 переме
щается в положение II. Автосцепки расцеплены.
347

348
Рис. 8.31. Автосцепка скоростного электропоезда ЭР200

Удержание механизма в расцепленном положении осуществляется с
помощью блокировочного механизма (рис. 8.32), состоящего из корпу
са 2, толкателя 1 и пружины 3.
На толкателе закреплена пластина 4, для которой в корпусе имеется
специальная прорезь. В нижней части корпуса блокировочного меха
низма расположен подпружиненный упор 7, который прижимает бло
кировочную тягу 6 к выступу 5 корпуса. В расцепленном положении
блокировочная тяга 6 своим уступом 8 взаимодействует с выступом 5
корпуса и удерживает замок в расцепленном положении. Аналогичный
процесс происходит и во взаимодействующей автосцепке. В сцеплен
ном состоянии обе серьги натянуты. Зазоры между контактирующими
поверхностями автосцепок выбраны. Сцепленное положение автосце
пок обеспечивается благодаря тому, что в таком состоянии серьга рас
положена за поперечной осью валика замка.

Рис. 8.32. Схема блокировочного механизма автосцепки вагона скоростного
электропоезда ЭР200:
а — расцепленное положение; б — сцепленное положение

349

8.10. Перспективные конструкции автосцепки
полужесткого типа
В соответствии с требованиями, разработанными для перспектив
ных условий эксплуатации, автосцепка должна быть жесткого или по
лужесткого типа. Корпус автосцепки должен иметь со стороны малого
зуба тяговый крюк (прилив) для зачаливания троса при подтаскивании
вагона, рассчитанный на нагрузку 500 кН. Конструкция автосцепки дол
жна допускать возможность замены на переходные сцепки, обеспечи
вающие сцепляемость и взаимодействие со сцепками железных дорог
КНР и КНДР, и не препятствовать постановке на нее переходных уст
ройств для сцепления с указанными выше сцепками. В перспективе
предусмотрено оборудование автосцепки автоматическим соединителем
межвагонных коммуникаций (автосоединителем), обеспечивающим
автоматическое соединение одной воздушной (тормозной) магистрали
и одной электрической двухпроводной цепи. Предусмотрены также и
многие другие конкретизирующие требования, необходимые при про
ектировании автосцепки для разрабатываемых типов грузовых и пасса
жирских вагонов.
Автосцепка полужесткого типа, в значительной степени удовлетво
ряющая перспективным требованиям, показана на рис. 8.33, корпус
которой значительно усилен по сравнению с серийным ее вариантом.
В нижней части малого зуба расположено направляющее крыло 1, уве
личивающее зону улавливания в сторону малого зуба по горизонтали до
240 мм. Крыло также предназначено для ограничения вертикального пе
ремещения сцепленных автосцепок. На корпусе имеется прилив 2 для
зачаливания троса. Центрирующий прибор 4 маятникового типа с уп
ругой опорой для хвостовика. Расцепной привод 3 жесткого типа с про
странственным шарниром, не требующий регулировки в эксплуатации.
Торец хвостовика корпуса имеет плоскую форму, а упорная плита 6
выполнена с направляющими, служащими для предупреждения ее пере
коса при эксцентричном нагружении. Клин 5 тягового хомута по сравнению
с серийным имеет достаточно большую поверхность контакта с хвостови
ком, что исключает смятие металла, имеющее место у автосцепки СА3.
В перспективной автосцепке применен поглощающий аппарат 7, в котором
корпус и тяговый хомут объединены в одну отливку. Крепление клина тяго
вого хомута осуществлено с помощью болтов 8, защищенных планкой 9.
Перспективная автосцепка может быть оборудована автосоедините
лем воздухоэлектропроводов с боковым расположением мундштуков
(рис. 8.34). Для этого предусмотрены отверстия в ребрах большого зуба
350

351

Рис. 8.33. Автосцепка полужесткого типа перспективной конструкции

Рис. 8.34. Перспективная конструкция полужесткого типа автосцепки с
автосоединителем воздухоэлектропроводов

352

для установки несущего вала 1, закрепляемого гайкой 2. На валу разме
щена пружина кручения 3, служащая для выдвижения коробки 4 и ав
тосоединителя вперед за ось зацепления автосцепки.
Автосоединитель обеспечивает соединение одного воздухопровода,
оканчивающего мундштуком 5, и одного электропровода, для чего в со
единитель вмонтированы два контакта 6, соединенные параллельно. Ко
робка 4 шарнирно подвешена на несущем валу 1 с помощью рычага 7.
Один, короткий, конец пружины кручения 3 закреплен штифтом
8, а другой, длинный, закреплен на корпусе за прилив 9 со стороны
малого зуба и обеспечивает предварительную затяжку пружины. Длин
ный конец пружины одновременно служит рычагом, при необходи
мости выводящим автосоединитель из сцепленного состояния (без раз
ведения вагонов). Патрубок воздухопровода оканчивается головкой 10
тормозного рукава, что позволяет производить ручное соединение тор
мозных рукавов при сцеплении вагонов с автосоединителем и без него.
Центрирование по вертикали до разности высот продольных осей в
100 мм автосцепок осуществляется с помощью направляющего крыла
11, а автосоединителя — с помощью направляющего рога 12. После
сцепления автосцепок мундштуки и электроконтакты располагаются
соосно. Окончательное центрирование осуществляется с помощью
выступа 13, имеющего соответствующее углубление с противополож
ной стороны коробки 4. Необходимое усилие прижатия коробок друг
к другу создает пружина 3, которая также служит для компенсации
износов деталей автосоединителей при эксплуатации. По результатам
эксплуатации в грузовых и пассажирских поездах конструкция авто
соединителя совершенствуется.

8.11. Конструкции иностранных автосцепок
На подвижном составе железных дорог США, КНР, КНДР, Японии
и ряда других стран получили распространение сцепки с поворотным
когтем, простые по конструкции, но не являющиеся полностью автома
тическими, так как перед сцеплением их с закрытыми когтями необхо
дима подготовка одной из них путем открывания ее когтя. На рис. 8.35
показаны положения деталей американской автосцепки перед сцепле
нием и в сцепленном положениях. Замыкание когтя 1 в сцепленном
положении осуществляется замком 2, расположенным между корпусом
3 и когтем 1. Для расцепления автосцепок с помощью привода замок
нажатием снизу поднимается вверх и располагается над когтем, не пре
пятствуя открытию когтя и расцеплению автосцепок.
353

Рис. 8.35. Американская автосцепка перед сцеплением и в сцепленном состоя
нии:
а — при закрытых положениях когтя у обеих автосцепок — сцепление невоз
можно; б — один коготь открыт, а другой закрыт — сцепление возможно, но вза
имное боковое отклонение автосцепок в одну сторону закрытого когтя ограниче
но; в — оба когтя открыты — наиболее благоприятное расположение автосцепок
для сцепления; г — автосцепки сцеплены

Для обеспечения международных перевозок предусмотрена возмож
ность взаимодействия вагонов с разнотипной упряжью. С этой целью
используются специальные переходные сцепки, обеспечивающие сцеп
ление вагонов, оборудованных автосцепкой СА3, с вагонами КНР, Япо
нии и других стран, имеющими американскую сцепку или винтовую
упряжь вагонов европейских дорог.
Переходная сцепка (кулак) для сцепления вагонов, оснащенных ав
тосцепкой СА3, с вагонами КНР, например, имеющими американскую
сцепку состоит из двух частей: левая часть 1 (рис. 8.36, а) представляет
собой контур американской сцепки, а правая часть — контур автосцепки
СА3. На пограничных станциях переходная сцепка устанавливается в
контур автосцепки СА3 так, чтобы часть 3 кулака, имитирующая малый
зуб и замок, вошла в контур зацепления российской автосцепки 4, а часть
2 охватывала бы ее малый зуб, опираясь на него сверху стенкой 5. В та
ком положении переходная сцепка обеспечивает сцепление с вагоном,
оборудованным американской сцепкой.
Если российские вагоны прибывают на европейские железные до
роги колеи 1435 мм, на которых подвижной состав имеет винтовую уп
ряжь, на пограничных станциях демонтируют концевые автосцепки СА3
передаваемых групп вагонов или у каждого вагона и заменяют на спе
циальные крюки со стяжками (рис. 8.36, б, в). Крюк 6 состоит из хвос
товой части, приспособленной для соединения с тяговым хомутом 7 ав
354

Рис. 8.36. Переходные сцепки:
а — кулак для сцепления автосцепки СА3 и американской сцепки; б — положе
ние крюка на грузовых вагонах; в — положение крюка на пассажирских вагонах

тосцепки с помощью клина 10. С целью обеспечения горизонтального
положения крюка и нормальной его работы взамен центрирующей ба
лочки в ударную розетку автосцепки устанавливают специальную ско
бу 9. Сцепление с вагонами, имеющими винтовую упряжь, производит
ся вручную с помощью стяжки 8, накидываемой на крюк 6. Передавае
мые на зарубежные железные дороги грузовые вагоны должны иметь
боковые буфера. После возвращения вагонов с зарубежных железных
дорог буфера демонтируются, переходные сцепки заменяются на авто
сцепку. Вагоны, постоянно курсирующие и по европейским железным
дорогам, проектируют и строят с буферами, перечень которых устанав
ливает ОАО «РЖД».
355

8.12. Проектирование и расчет ударнотяговых приборов
Ударнотяговые приборы проектируются и расчитываются в соответ
ствии с требованиями, предъявляемыми современными и перспектив
ными условиями эксплуатации. Эти требования содержатся в действу
ющих Правилах технической эксплуатации железных дорог, Нормах для
расчета и проектирования новых и модернизируемых вагонов [25], ин
струкциях и нормативнотехнической документации.
Расчет на прочность корпуса автосцепки производится в соответствии
с расчетной схемой, включающей в себя (рис. 8.37, а) восемь сечений, в
которых оценивается напряженное состояние отдельно для случаев растя
жения силой Тр = 2,5 МН и сжатия (удара) Тс = –3,5 МН. Для определения
напряжений в большом и малом зубьях рассматривают силы взаимодей
ствия сцепленных автосцепок (рис. 8.37) на тяговых (схема б) и ударных
(схема в) поверхностях контура зацепления. При этом силы считаются
сосредоточенными, приложенными в центрах взаимодействующих пло
щадей. В случае растяжения силой Тр нагрузки R1, R2 и R3 (рис. 8.38, а)
в точках 1, 2 и 3 определяют из условий равновесия, с учетом сил трения
при коэффициенте трения m условия равновесия примут вид

∑ Р х = R1 ( sin α1 + µcosα1 ) + R2 ( cosα2 + µ sin α2 ) +

(

)

(8.1)

+R3 cosα3 + µ sin α3 = Т р ;

∑ Р у = R1 ( cosα1 − µ sin α1 ) + R2 ( sin α2 − µcosα2 ) +

(

)

(8.2)

+R3 sin α3 − µcosα3 = 0;

∑ М 0 = R2 ( cosα2 + µ sin α2 ) у2 − ( sin α2 − µcosα2 ) х2  −

(

)

(

)

−R3  cosα3 + µ sin α3 у3 − sin α3 − µcosα3 х3  = 0.



(8.3)

В случае сжатия силой Тс нагрузки R′1, R′2 и R′3 (рис. 8.38, б), приложен
ные в точках 1, 2 и 3 с учетом сил трения, находятся из условий равновесия:

∑ Р х = −R1′ ( cosα1′ − µ sin α1′ ) − R2′ ( cosα′2 + µ sin α′2 ) −

(

)

–R3′ sin α3′ + µcosα3′ = −Т с ;

356

(8.4)

Рис. 8.37. К расчету корпуса автосцепки на прочность:
а — расчетная схема; б, в — действие сил соответственно на тяговую и ударную
поверхность малого зуба; г, д — расчетные схемы проушины

357

∑ Р у = −R1′ ( sin α1′ + µcosα1′ ) − R2′ ( sin α′2 − µcosα′2 ) +

(

)

(8.5)

+R3′ cosα3′ − µ sin α3′ = 0;

∑ М 0 = R1′ ( cosα1′ + µ sin α1′ ) у1′ + ( sin α1′ − µcosα1′ ) х1′  −

(

)

(

)

−R2′  cosα′2 + µ sin α′2 у2′ + sin α′2 − µcosα′2 х2′  +


+R3′  sin α3′ + µcosα3′ у3′ − cosα3′ − µ sin α3′ х3′  = 0.



(

)

(

)

(8.6)

Применительно к стандартному контуру зацепления:
y2 = x3= 25 мм, y2 = y3 = 119 мм,
x1 = y1 = 0;
x′1 = 77 мм, y′1 = 68 мм,
x′2 = y′2 = 63 мм;
x3 = 41 мм, y3 = 126 мм;
α1 = 15°; α2 = α3 = 30°; α4 = 18°;
α′1 = α′2 = 28°; α′3 = 18°; µ = 0,4.
Для одного из вариантов конструк
ции корпуса автосцепки на рис. 8.37, а
приведены размеры элементов и рас
четных сечений. Нормальная сила,
приложенная в точке А тяговой повер
хности, определяется как проекция R3
на направление нейтральной оси боль
шого зуба, т.е. без учета сил трения:
N3 = R3cos(α3 –α4).

Рис. 8.38. Схема действия сил в
контуре зацепления автосцепки:
а — при растяжении; б — при сжатии

358

(8.7)

Напряжения в расчетных сечени
ях I—I, II—II и III—III большого зуба
при действии растягивающей силы
Тр, приложенной к корпусу автосцеп
ки (рис. 8.37, а), определяются по
формуле:

σ=±

Мр
W

+

(

)

(

)

R3  cos α3 − α 4 + µ sin α3 − α 4 

,
F

(8.8)

где Mp — изгибающий момент в расчетном сечении, возникающий при дей
ствии силы R3 с учетом силы трения;
W, F — момент сопротивления изгибу и площадь поперечного сечения со
ответственно.

В случае действия на автосцепку сжимающей силы Тс лишь в сече
нии III—III большого зуба возникают напряжения, подсчитываемые по
формуле
σ=±

Мс
W

−

µR3′
F

,

(8.9)

где Мс — изгибающий момент, возникающий в сечении III—III от действия
силы R′3, приложенной в плоском сечении II—II.

Изгибающие моменты в расчетном сечении IV—IV малого зуба при
действии силы Тр (рис. 8.37, б и 8.38, а) и силы Тс (см. рис. 8.37, в и 8.38, б)
определяются по формулам:

(

)

(

)

М р = R1  х0 cos α1 − µsinα1 + у0 sin α1 + µ cos α1  −



(

)(

) (

)(

)

−R2  у2 − у0 cos α2 − µsinα2 + х0 − х2 sin α2 + µ cos α2  ; (8.10)



(

)(

) (

)(

)

М с = R2  у0 − у2′ cos α2′ + µsinα′2 − х0 + х2′ sin α′2 − µ cos α′2  . (8.11)


Соответствующие напряжения в сечении IV—IV находятся по фор
мулам
σр = ±
+

Мр
W

+

R1  cos(α 0 − α1 ) + µ sin(α0 + α1 ) + R2 sin(α 0 − α2 ) + µ cos(α 0 − α2 )



 ; (8.12)
F

σс = ±

Мс
W

−

R2  sin(α 0 − α 2′ ) + µ cos(α 0 − α ′2 )

.
F

(8.13)
359

Полученные напряжения не должны превышать допускаемые для
стали марки 20Г1ФЛ по ТУ 396076 с минимальным пределом текучес
ти σт = 400 МПа.
Напряженное состояние хвостовика корпуса автосцепки оценива
ется при действии продольной силы растяжения Тр = 2,5 МН и сжатия
Тс = –3,5 МН при эксцентриситете этих сил е = 50 мм.
Напряжения в сечениях V—V и VI—VI определяются по формуле
σ = σN±σМ ≤[σТ],
где σ =
N

Т р(с )
F

; σМ =

ТеV(VI)
Wx

; еV =

са1
а + а1

; еVI =

са2
а + а2

(8.14)
е
;с= ;
2

a, a1, a2 — расстояния до расчетных сечений V—V и VI—VI (рис. 8.37, а);
[σТ] = 400 МПа — допускаемые напряжения.

Расчетная схема хвостовика корпуса автосцепки в зоне проушины
(рис. 8.37, г) состоит из линий, проходящих через центры тяжести попе
речных сечений отдельных элементов. При этом стержни А—А и Б—Б
проушины считаются полностью защемленными в тело хвостовика и
рассчитываются только на действие продольных сил. Это предположе
ние обосновано тем, что соединение тягового хомута с хвостовиком не
допускает их изгиба в плоскости кривизны проушины. Криволинейная
часть А—Б проушины рассматривается как параболическая арка с жес
тко заделанными концами в месте соединения с прямолинейными эле
ментами (рис. 8.37, д), на которую действует равномерно распределен
ная нагрузка от клина (валика) тягового хомута
q=

Тр
,
с

(8.15)

где c = 2rcosϕ — длина участка нагружения клином криволинейной части про
ушины.При этом предположение о равномерном распределении нагрузки обо
сновывается тем, что в связи с наличием остаточных деформаций поверхности
взаимодействие проушины с клином обеспечивает их плотное прилегание по
всей площади контакта.

Известно, что изгибающие моменты в рассматриваемой конструк
ции арки определяются по формулам:
∆М А = М Б =

360

(

)

ql 2
К 1− К 2 + К 4 ;
32

(8.16)

МВ =

(

)

ql 2
3К − 8К 2 + 6К 3 − К 5 ,
4

(8.17)

где K — отношение длины участка нагружения с к длине пролета арки l.

Нормальные напряжения и условия прочности материала в расчет
ных сечениях VII—VII и VIII—VIII определяются по формулам

σ VII =

М А (Б )
W VII

σ VIII =

+

Тр
2FVII

МВ
W VIII

≤  σ т  ;

≤  σ т  ,

(8.18)

(8.19)

где WVII, WVIII — моменты сопротивления поперечных сечений VII—VII и
VIII—VIII;
FVII — площадь поперечного сечения VII—VII;
[σт] = 400 МПа — допускаемые напряжения.

Контактное давление на поверхностях взаимодействия клина (вали
ка) тягового хомута с проушиной хвостовика корпуса автосцепки для
стали марки 20Г1ФЛ при статической нагрузке не должно превышать
допускаемой величины [р0] =1050 МПа, т.е.
р≤[р0].

(8.20)

Приведенные выше методы расчета деталей автосцепки позволяют
выявить лишь качественную картину распределения внутренних сило
вых факторов. Они не позволяют проанализировать напряженное со
стояние в зонах концентрации, в которых устанавливаются условия
прочности и решаются вопросы прогнозирования надежности и дол
говечности всей детали. Доказано, что зоны интенсивного трещинооб
разования совпадают с зонами концентрации напряжений. Следователь
но, подробный анализ напряженного состояния в зонах концентрации
может явиться направлением повышения уровня прочностной надеж
ности элементов автосцепного устройства.
Уточненный метод расчета, основанный на методе конечных элемен
тов (МКЭ) с использованием некоторых экспериментальных данных.
В связи с тем, что для объемных деталей сложной геометрической фор
мы МКЭ применить затруднительно изза ограниченных объемов па
мяти современных вычислительных машин, исследуют напряженное
361

состояние зон трещинообразования, отличающихся высокими гради
ентами напряжений. Например, для корпуса автосцепки такими зона
ми являются сопряжение плоскостей с радиусами перехода в сечениях
I—I, VIII—VIII, IV—IV, V—V, VII—VII (рис. 8.37, а). Следовательно, для
определения прочности всей детали можно проанализировать, исполь
зуя МКЭ, лишь ее части, в которой расположена зона концентрации
напряжений. Для этой цели посредством дополнительного эксперимента
или расчета уточняют схему нагружения и граничные условия по конту
ру выделяемой из целой детали части. Такой комбинированный метод
оценки напряжений в зонах концентрации применим для прогнозиро
вания надежности отдельных элементов и вагона в целом.
При решении задач напряженнодеформированного состояния от
дельных деталей и конструкции в целом большое значение имеет пра
вильный выбор расчетной схемы. От того, насколько расчетная схема
приближена к реальной конструкции и отражает условия ее работы в эк
сплуатации, зависят точность решения задачи и правильность выводов.
Рассматривая в качестве примера зону концентрации напряжений
корпуса автосцепки вблизи сечения V—V (рис. 8.39, а) — зону перехода
от головной части к хвостовику, применили МКЭ. При выборе расчет
ной схемы и граничных условий были использованы результаты экспе
риментов. На основании экспериментальных данных установлено, что
на расстоянии 70 мм в сторону хвостовика от зоны перехода головной
части корпуса, а также на расстоянии 40 мм в сторону зева напряжения
подчиняются элементарному закону распределения. На расстоянии 70 мм
по вертикали от зоны перехода напряжения равны нулю.
При установлении лишних неизвестных учитывалось максимальное
число существующих связей. Для того чтобы силовой поток внешних
воздействий не замкнулся на связях, близлежащих к нагрузочной плос
кости а—b—с—d, в узловых точках двух рядов конечных элементов (КЭ)
в этой плоскости связи были заменены поперечными силами Qx и Qy.
Для исследования напряженнодеформированного состояния подобных
элементов конструкции используют стандартные комплексы программ,
например «Прочность», «Спринт», «Лира» и др., в основу которых зало
жена концепция о квазирегулярности расчетной схемы конструкции,
полученной в результате дискретизации МКЭ. Это позволяет вначале
выполнить расчленение конструкции на небольшое число фрагментов,
затем внутри них осуществить дальнейшее деление на КЭ по заранее
заданным для каждого типа фрагмента алгоритмам, а также легко вы
числить топологические и физикомеханические характеристики каж
дого КЭ.
362

Рис. 8.39. Схема расчета (фрагмент) методом конечных элементов зоны концент
рации напряжений в месте перехода от головы к хвостовику корпуса автосцепки:
а — расчетная схема; б — фрагмент конечных элементов; в — примеры эпюр
напряжений на наружных (+) и внутренних (–) волокнах

В программах для плоской задачи используют криволинейные четы
рехугольные КЭ, а для трехмерной задачи — криволинейные КЭ в виде
параллелепипедов. Такой выбор позволяет достаточно точно описать
геометрию и решить задачу определения напряженнодеформирован
ного состояния исследуемого переходного сечения корпуса автосцепки
с линейным радиусом r = 15 мм, так как изопараметрические КЭ имеют
криволинейные поверхности.
Для решения поставленной задачи рассматриваемую переходную
зону корпуса автосцепки разбивают на десять фрагментов, каждый из
которых разделяют на конечные элементы (рис. 8.39, б). Исходную ин
формацию составляют для каждого фрагмента и сводят во входную стро
ку. Такая пофрагментная обработка результатов позволяет выделить наи
363

более напряженные зоны в отдельные фрагменты и решить задачу по
выявлению мест концентрации напряжений, предусматривая меры по
их снижению. При этом выводятся перемещения узлов конечных эле
ментов и тензор напряжений в центрах конечных элементов.
Некоторые результаты расчетов напряжений МКЭ одного из срезов
исследуемой переходной зоны корпуса автосцепки приведены на эпю
рах (рис. 8.39, в), построенных на наружных и внутренних волокнах. На
эпюрах явно выражена концентрация напряжений в переходной зоне
при действии расчетной нагрузки, приложенной к корпусу автосцепки.
Результаты расчетов показали также, что в типичных зонах концентра
ции в литых деталях автосцепки не обеспечена их прочность. В этих зо
нах появляются и быстро развиваются трещины малоциклического
происхождения. Уточненные расчетные зависимости напряжений от
режимов нагружения и числовые значения в переходных зонах могут
быть использованы при исследовании прочностной надежности подоб
ных деталей вагонов.
Расчет тягового устройства автосцепки. Тяговое устройство (тяговый
хомут) рассчитывают на усилие, передаваемое клином (валиком) на про
ушину, величиной Тр = 2,5 МН. Расчетная схема тягового устройства, на
пример поглощающего аппарата Ш6ТО4 (рис. 8.40), включает в себя
три расчетных сечения. Сечение I—I (полосы) испытывают растяжение
силой Р = Т р/2, МН, напряжения от которой определяются по формуле:

σ=

Р
,
h(D − D1 )

(8.21)

где h — толщина полосы, h = 27 мм;
D — ширина полосы, D = 190 мм;
D1 — ширина отверстия, D1 = 60 мм.

Сечение II—II (перемычки) находится под действием силы Р1, опре
деляемой из условия равновесия:
Pa = 2Pтс,
(8.22)
откуда
РI =

Ра
,
2с

(8.23)

где а — плечо момента силы Р;
с — расстояние от линии действия силы Р1, проходящей через центр тяжес
ти поперечного сечения II—II до точки О перегиба. Для тягового устройства
аппарата Ш6ТО4 с = 87,5 мм.

364

Рис. 8.40. К расчету тягового устройства автосцепки:
а, б — расчетная схема полосы и перемычки; в — расчетная схема криволиней
ной части

Плечо а соответствует расстоянию от линии действия силы Р до рав
нодействующей усилия контактного нагружения проушины на длине l:

а =b −r −

l h
− ;
2 2

(8.24)

приведенные в формуле обозначения указаны на рис. 8.40, б.
Для тягового устройства аппарата Ш6ТО4 в = 74мм; r = 3 мм; l = 50 мм;
h = 27 мм.
Таким образом, напряжения растяжения перемычки в сечении II—II
σ=

Р1
F1

,

(8.25)

где F1 = 25,4 см2 — для тягового устройства аппарата Ш6ТО4.

Проушина тягового устройства рассматривается как параболическая
арка, жестко заделанная концами в местах соединения с боковыми про
дольными элементами в точках А и А1 (рис. 8.40, а), в центре которой
365

приложена нагрузка 2Р = Тр = 2,5 МН. Стержни АБ и А1Б1, представляю
щие собой линии, проходящие через центры тяжести поперечных сече
ний, приближенно рассчитываются на растяжение усилием Р = 1,25 МН.
Для аппарата Ш6ТО4 размеры сечения III—III составляют, мм: а1 = 110;
а2 = 76; а3 = 203; h1 = 32; h2 = 74.
Расчетная схема проушины представляет собой линию АВА1, прохо
дящую через центры тяжести поперечных сечений арки с внешним ра
диусом R1 и внуренним R2. Действие расчетного усилия Тр со стороны
клина принимается как равномерно распределенная нагрузка интенсив
ностью 2q1 на длине l1 (рис. 8.40, в):

2q1 =

Тр
l1

,

(8.26)

где q1 — равномерно распределенная нагрузка, приходящаяся на одну проуши
ну — верхнюю или нижнюю;
l1 — длина участка нагружения, l1 = 2R2sinϕ;
R2 — радиус соприкасающихся поверхностей клина (валика) с проушиной,
R2 = 16 мм;
ϕ — половина угла обхвата клина (валика) проушиной, ϕ = 60° при доста
точно плотном взаимодействии деталей.

Изгибающие моменты в заделках (точки А и А1), в середине дуги (точ
ка В) и горизонтальные усилия Н определяются по формулам:

ql12

)

(8.27)

ql 2
М В = 1 К 3 − 8К + 6К 2 − К 4 ;
64

)

(8.28)

)

(8.29)

МА = МА =
1

32

(

К 1 − 2К 2 + К 4 ;

(

Н=

ql12
64 f

(

К 15 − 10К 2 + 3К 4 ,

где К — отношение длины участка нагружения l1 к длине пролета b1; f = 0,047.

Нормальные изгибные напряжения в расчетных сечениях (точки А и А1)
арки подсчитываются по формулам:
А
σМ
=

366

МА
W

.

(8.30)

В точках А и А1 — нормальные напряжения растяжения
А
σМ
=

Тр

(8.31)

4F А

и касательные

τА =

Н
;
FА

(8.32)

в точке В нормальные изгибные напряжения
σВМ =

МВ
W

;

(8.33)

В

касательные, приходящиеся на каждую проушину — верхнюю или нижнюю,

τВ =

Тр
2FВ

.

(8.34)

В формулах (8.30)—(8.34):
WA, WB — моменты сопротивления проушины в сечениях А и В;
FA, FB — площади поперечных сечений в точках А и В.
Для аппарата Ш6ТО4 можно принять: WA = WB = 42 см3; FA =
= FB = 41 см2.
Прочность металла в расчетных сечениях обеспечена, если соблю
даются условия:
А
А
σ А = σМ
+ σN
≤ [σ];

σВ ≤ [σ]; τ А ≤ [τ]; τВ ≤ [τ],

(8.35)

где [σ] = 375 МПа — допускаемые нормальные напряжения для принятой мар
ки стали;
[τ] = 0,6[σ] = 225 МПа — допускаемые касательные напряжения.

8.13. Расчет поглощающих аппаратов автосцепки
Расчет основных характеристик поглощающих аппаратов. Основны
ми характеристиками поглощающих аппаратов являются: параметры и
форма силовой характеристики, энергоемкость, коэффициент необра
367

тимого поглощения энергии, показатель стабильности работы, долго
вечность и прочность.
Согласно «Нормам» энергоемкость проектируемых поглощающих
аппаратов для грузовых вагонов должна определяться по формуле:
Э=

mv 2
,
8

(8.36)

где m — номинальная масса вагона брутто;
v — скорость соударения, принимается v = 2,5 м/с.

При соударении двух вагонов массами m1 и m2 со скоростью v необ
ходимая энергоемкость рассчитывается по формуле:
Э=

δ1m1m2v 2

(

4 m1 + m2

)

,

(8.37)

где δ1 — доля энергии удара, воспринимаемая за счет деформации вагона с гру
зом, средняя величина δ1= 0,75;
m1, m2 — соответствующая масса вагонов.

Из анализа формул (8.37) и (8.38) следует, что для большого разнооб
разия типов и конструкций вагонов, имеющих различные массы, тре
буются поглощающие аппараты разной энергоемкости. Однако с учетом
экономической эффективности и обеспечения удобств в эксплуатации
необходимая энергоемкость поглощающих аппаратов четырехосных ва
гонов должна соответствовать 90...120 кДж, а восьмиосных — до 200 кДж.
Для пассажирских вагонов массой брутто 50 т и более энергоемкость
должна быть не менее 35 кДж.
Энергоемкость поглощающего аппарата можно подсчитать, иссле
дуя силовую характеристику. На примере наиболее распространенной в
эксплуатации конструкции пружиннофрикционного типа (рис. 8.41, а)
рассмотрен приближенный метод определения силовой характеристики
и энергоемкости поглощающего аппарата. В свободном состоянии ап
парат предварительно сжат на величину х0. Под действием внешней
нагрузки Тс, приложенной к нажимному конусу 1, преодолевая силу
предварительного сжатия, перемещаются фрикционные клинья 2 внутрь
корпуса 3, которые через нажимную шайбу 4 сжимают комплект пру
жин 5. В этот момент корпус 3 аппарата прижимается к задним упор
ным кронштейнам, получая реакции опор, равные по величине внеш
ней силе сжатия Тс. Являясь основным рабочим телом аппарата, фрик
368

Рис. 8.41. К расчету основных характеристик пружиннофрикционного
поглощающего аппарата автосцепки:
а — схема действия сил; б — силовая характеристика; в, г — схема сил, действующих
на фрикционный клин при сжатии аппарата и отдаче

ционный гаситель 2, взаимодействуя с корпусом 3, нажимным конусом
1 и нажимной шайбой 4, обеспечивает необходимые процессы воспри
ятия силы и гашение удара. На контактирующих поверхностях клиньев
при этом возникают нормальные N1, N2, N3 и касательные µ1N1, µ2N2,
µ3N3 силы трения, где µ1, µ2, µ3 — коэффициенты трения, которым со
ответствуют углы трения ρ1, ρ2, ρ3. Причем коэффициенты и углы тре
ния связаны между собой зависимостью:
ρ = arctgµ.

(8.38)

Действительный коэффициент трения на рабочих поверхностях с
учетом желобчатой поверхности трения у клина с углом 2θ = 120°
369

µ1 =

µ1′
sin θ

=

µ1′
0,866

.

(8.39)

Причем µ′ изменяется в зависимости от состояния главных рабочих
поверхностей трения клина с корпусом и принимается равным:
0,34 — состояние поставки аппарата;
0,37; 0,4; 0,42 — начало периода приработки;
0,44; 0,45; 0,46; 0,47 — дальнейшая приработка с учетом изменяю
щихся условий эксплуатации.
Коэффициенты трения на вспомогательных поверхностях принима
ются равными, т.е. µ2 = µ3 = 0,2.
Углы наклонных поверхностей фрикционного клина аппарата Ш6
ТО4: α = 43°; β = 11°; γ = 2°, аппарата Ш2В: α = 48°; β = 7°; γ = 2°.
Рассматривая фрикционный клин в равновесии в момент сжатия
аппарата (рис. 8.41, в), заметим, что он находится под действием сил R1,
R2, R3, полученных в результате геометрического сложения нормаль
ных N1, N2, N3 и касательных сил трения µ1N1, µ2N2, µ3N3. При этом
отклонение равнодействующих сил от нормали к трущимся поверхнос
тям будет соответствовать величине углов трения. Для построения си
ловой характеристики и получения выражения для расчета энергоем
кости поглощающего аппарата разложим равнодействующие силы R1,
R2, R3 на горизонтальные Р1, Р2, Р3 и вертикальные Q1, Q2, Q3. Заметим
также, что при равномерном распределении нагрузок в трехклинном
аппарате горизонтальные силы определяются так:
Т
с( х 0 + х )
Р 2 = с ; Р3 =
,
3
3

(8.40)

где с — жесткость комплекта пружин.

Из рис. 8.45, в следует:
Q1 =

Р1
tg( γ + ρ1 )

; Q2 = Р2 tg(α + ρ2 ); Q3 = Р3 tg(β + ρ3 ).

(8.41)

Подставив полученные выражения в условия равновесия клина
Q1 = Q2 + Q3,

370

(8.42)

получим:
Р1
tg(γ+ρ1 )

= Р 2 tg(α + ρ2 ) + Р3 tg(β + ρ3 ),

(8.43)

откуда

Р1 =Р2 tg(α + ρ2 )tg(γ + ρ1 ) + Р3 tg(β + ρ3 )tg(γ + ρ1 ).

(8.44)

С учетом условия равновесия клина Р1 = Р2 + Р3 преобразуем уравне
ние (8.44) и получим выражение

Р2 1–tg(α + ρ2 )tg( γ + ρ1 ) = Р3 1+tg(β + ρ3 )tg( γ + ρ1 ) .



(8.45)

Заменив величины Р2 и Р3 их значениями (8.40), найдем искомую
зависимость силы сжатия аппарата от его хода:
Тс =

1 + tg(β + ρ3 )tg( γ + ρ1 )
1 − tg(α + ρ2 )tg( γ + ρ1 )

с( х 0 + х )

(8.46)

или
Тс = ψсс(х0 + х),

(8.47)

где ψс — коэффициент передачи при сжатии, показывающий, во сколько раз
усилие сжатия аппарата Тс превышает силу сжатия пружины с(х0 +х).

Зависимость (8.47) изображена на диаграмме (рис. 8.41, б) линией
АВ. При этом
ТА = ψссх0, ТВ = ψсс(х0 + х).

(8.48)

При уменьшении внешней нагрузки до точки С на диаграмме фрик
ционные клинья будут обезгруживаться и удерживаться на месте за счет
сил трения между контактирующими поверхностями. После снижения
силы до величины Т′с (точка С на диаграмме) клинья начнут переме
щаться к исходному положению (отдача). В результате уменьшения дав
ления на клинья возникнут силы трения, направленные противополож
но их движению. Углы трения также поменяют знак на обратный, по
этому равнодействующие R′1, R′2, R′3 относительно горизонтальной оси
расположены под углами α–ρ2, β–ρ3, γ–ρ1 (рис. 8.41, г).
Следовательно, при отдаче аппарата коэффициент передачи может
быть определен по формуле:
371

ψо =

( ) ( ).
1 − tg ( α − ρ2 )tg ( γ − ρ1 )
1 + tg β − ρ3 tg γ − ρ1

(8.49)

Тогда усилия при отдаче определяются по формулам (рис. 8.41, б):
ТС = ψ0с(х0 + х); ТЕ = ψ0сх0.

(8.50)

Энергоемкость аппарата, представляющая собой работу силы сжа
тия на пути, равном полному ходу, численно равна площади OABD на
диаграмме (рис. 8.41, б), т.е.

(

)

ψ сс х 2 + 2 хх0
Т +ТВ
Э= А
.
х=
2
2

(8.51)

Коэффициент необратимого поглощения энергии η численно равен
отношению площади АВСЕ к площади ОАВD , т.е.

(

) (

)

 Т −Т + Т −Т  х
А
Е
В
С 
η= 
2

(Т А −Т В ) х ,
2

(8.52)

или, подставив значения ТА, ТЕ, ТВ, ТС и произведя преобразования,
получим:
η=

ψс − ψ0
ψс

=1−

ψ0
ψс

.

(8.53)

Коэффициент η можно выразить через геометрические параметры
поглощающего аппарата, для чего в формулу (8.53) необходимо подста
вить значения ψс и ψ0. Например, для аппарата Ш6ТО4 при жестко
сти пружины с = 1902 кН/м получены следующие характеристики:
х0 = 0,0401 м; µ1 = 0,44; µ2= µ3 = 0,2;
коэффициент передачи ψс = 5,3254;
энергоемкость Э = 121,5 кДж;
сила удара при полном ходе ТВ = 1624 кН;
скорость соударения вагона массой брутто 53 т при реализации пол
ного хода v = 9,972 км/ч.
Показатель стабильности работы поглощающего аппарата характе
ризует способность сохранять основные эксплуатационные параметры
372

при многократных нагружениях. Например, для пружиннофрикцион
ных аппаратов характерным является изменение коэффициента трения
при повторных нагружениях. Так, в аппарате типа Ш6ТО4 коэффици
ент трения с момента поставки его заводомизготовителем до окончатель
ной приработки главных трущихся поверхностей в эксплуатации изме
няется в пределах от µ′1= 0,34 до 0,47, а с учетом желобчатой поверхно
сти трения у клина с µ1= 0,396 до 0,5427, т.е. ∆µ′1 = 0,13; ∆µ1 = 0,15.
В результате коэффициент передачи изменяется от ψс = 2,9703 до
6,8858, т.е. на ∆ψс=3,9155.
Следовательно, коэффициент стабильности работы данного типа
аппарата можно определить как отношение
∆ψ с
∆µ

=

3,9155
= 26,1.
0,15

При проектировании поглощающих аппаратов автосцепки необхо
димо стремиться к уменьшению коэффициента стабильности. Стабиль
ность работы поглощающих аппаратов рекомендуется оценивать по ре
зультатам испытаний на соударение. При этом рассеивание продоль
ной силы не должно превышать для аппаратов грузовых вагонов 0,3 МН,
а для пассажирских — 0,15 МН.
Долговечность работы и прочность поглощающего аппарата оцени
вается по суммарному числу полученной энергии ударов. Без повреж
дений аппарат должен воспринять не менее 150 МДж работы в опреде
ленном режиме испытаний, при этом энергоемкость не должна умень
шаться более чем на 25 % от максимальной.
Показатель экономической эффективности поглощающего аппарата
характеризуется величиной экономического эффекта, получаемого от экс
плуатации рассматриваемого типа за определенный промежуток времени.
Для этой цели по типовой методике рассчитывается сравнительная эконо
мическая эффективность в сопоставимости с базовой конструкцией.
Расчет на прочность корпуса пружиннофрикционного аппарата ав
тосцепки.
Корпус поглощающего аппарата рассчитывается на сжатие по I рас
четному режиму, т.е. при действии нагрузки на нажимной конус:
Тс = –3,0 МН.

(8.54)

При этом оценивается напряженное состояние горловины корпуса с
высотой, равной длине фрикционного клина (для аппарата Ш6ТО4
высота клина равна 200 мм).
373

Расчетная схема представляет собой плоскую замкнутую раму в виде
правильного шестиугольника со средней толщиной h = 27 мм (рис. 8.42)
для аппарата Ш6ТО4.Внешней силой является равномерно распре
деленная нагрузка q, действующая со стороны фрикционных клиньев,
прижимающихся к горловине силами N1, определяемыми по формуле:

N1 =

( ψс − 1)Т с ,
3ψ с ( µ1 cos γ + sinγ )

(8.55)

где ψс, µ1 — минимальные значения коэффициента передачи и коэффициента тре
ния, при которых сила давления клина на горловину получается максимальной;
γ — угол наклона трущейся поверхности.

Сила, приходящаяся на одну грань, составит:
N1′ =

N1
2sin θ

=

N1
3

.

(8.56)

Рис. 8.42. К расчету на прочность корпуса фрикционного поглощающего
аппарата:
а, б — расчетные схемы, в, г — эпюры изгибающих моментов соответственно
от действии силы Х1 =1 и внешней нагрузки

374

Равномерно распределенная нагрузка равна
q=

N1
a

,

(8.57)

где а — ширина контакта одной грани клина с горловиной (для аппарата (Ш6
ТО4 а = 495 мм).

Расчет в данном случае целесообразно выполнять, используя метод
сил. Вследствие симметричности расчетной схемы с целью упрощения
расчетов можно рассматривать одну треть схемы. Поэтому в основную
систему взамен отброшенной части включаются два силовых фактора —
нормальная сила Nр и изгибающий момент Х1 (рис. 8.42, б), являющий
ся неизвестной величиной. Поперечная сила на осях симметрии равна
нулю, поэтому она не включена в основную систему. Нормальная сила
Nр определяется из условия равновесия:
2Npcos (90° – θ) = N1,

(8.58)

откуда при θ = 60°
Np =

N1
3

.

(8.59)

Величина изгибающего момента х1 определяется из уравнения:
δ11 х1+ ∆1р= 0,

(8.60)

где δ11 — единичное перемещение от силового фактора х1 = 1;
∆1р — перемещение от внешних нагрузок q и Np.

Для вычисления коэффициентов уравнения (8.60) методом Вереща
гина строятся эпюры изгибающих моментов от действия силовых фак
торов: х1 = 1 (рис. 8.42, в); q и Np (рис. 8.42, г). Максимальные ординаты
эпюр от q и Np (рис. 8.42, г) вычисляются по формулам
Мq =

N a2
Nа
qa 2
= 1
= 1 ;
а 2sin θ
2
3

М N = N ра sin
р

θ N1а
.
=
2 2 3

(8.61)

(8.62)

Перемножением эпюры изгибающих моментов от х1 = 1 (рис. 8.42, в)
на саму себя определяется коэффициент при неизвестном
375

δ11 =

а
,
EI

(8.63)

где Е — модуль упругости материала корпуса аппарата;
I — момент инерции расчетного поперечного сечения стенки корпуса.

Перемножением эпюры изгибающих моментов от х1 = 1 (рис. 8.42, в)
на эпюру от внешних сил (рис. 8.42, г) определяется свободный член
уравнения (8.60):

∆1р =

1
ЕI

 1 N a2 1 N a2
1
1

−
3 2 3
2 2 3


 1 N a2
1
=
.
 ЕI 12 3


(8.64)

Каноническое уравнение (8.60) примет вид:
N 1а 2
а
= 0,
х −
ЕI 1 12 3ЕI

(8.65)

откуда

М = х 1=

N 1а
12 3

=

N ра
12

.

(8.66)

Напряжения в расчетном сечении, расположенном в месте изгиба
(сечение I—I на рис. 8.42, а, б), определяются по формуле:
σ=

М Nр
+
,
W
F

(8.67)

где W — момент сопротивления изгибу расчетного сечения;
F — площадь сечения.

Напряжения в корпусе поглощающего аппарата не должны пре
вышать 0,75 предела текучести. Для стали 32Х06ЛУ предел текучести
σт =500 МПа, допускаемые напряжения [σ]=0,75σт = 375 МПа.

8.14. Поглощающие аппараты зарубежных железных дорог
Как на российских, так и на зарубежных железных дорогах подвиж
ной состав в основном оборудован различного типа фрикционными
поглощающими устройствами. Кроме того, с целью необходимого по
вышения энергоемкости и обеспечения экономического эффекта со
376

здано также большое многообразие конструкций с использованием раз
личных принципов работы поглощающих аппаратов и подобных уст
ройств. Среди них все шире распространяются высокоэффективные
концевые поглощающие аппараты автосцепки, амортизирующие уст
ройства вагонов с подвижными (плавающими) хребтовыми балками,
буферные амортизаторы и амортизирующие устройства подвижных
грузовых настилов вагонов.
С целью обеспечения продольной амортизации на зарубежных до
рогах применяются разнообразные типы концевых поглощающих аппа
ратов автосцепки с использованием различных принципов их работы:
фрикционные, резиновые, эластомерные, гидравлические и комбини
рованные. В соответствии с техническими требованиями американских
железных дорог энергоемкость поглощающих аппаратов автосцепки в
приработанном состоянии должна быть не менее 50 кДж при продоль
ной силе 2,23 МН. Среди концевых поглощающих аппаратов на доро
гах США наиболее широкое распространение получили пружинно
фрикционные аппараты компаний «Майнер» и «Кардвелл Вестингауз».
Совместно с представителями европейских железных дорог компа
ния «Майнер» разработала комбинированный резинофрикционный по
глощающий аппарат RF431CF (рис. 8.43), используемый в подвижном
составе как с обычной, так и с автоматической сцепкой. Его особеннос
тью является применение специальных асбестовых прокладок 1, закреп
ляемых на четырех клиньях 2 аппарата и обеспечивающих необходимые
силы сопротивления между трущимися поверхностями при взаимодей
ствии с горловиной корпуса 3, имеющей цилиндрическую форму.
Использование подобных прокладок обеспечило стабилизацию про
цессов фрикционного взаимодействия рабочих элементов и значитель
но снизило их износ. Статическая и динамическая энергоемкость аппа
рата составляет 73,5 и 78,4 кДж соответственно.

Рис. 8.43. Поглощающий аппарат RF431CF компании «Майнер» (США):
а — конструкция; б — силовые характеристики при статическом (пунктир) и
динамическом (сплошная линия) нагружениях аппарата

377

Для грузовых вагонов железных дорог Франции компанией «ЛАФ»
выпускаются резинометаллические поглощающие аппараты автосцеп
ки типа 6002, в которых для изготовления резиновых элементов приме
няется специальная смесь «Стенлаф», обеспечивающая эффективную
и стабильную работу амортизаторов при температурах от –40 до +20 °С.
Работоспособность аппаратов сохраняется и при температурах –50 °С,
обеспечивая при этом удовлетворительные характеристики.
Все более широкое распространение получают поглощающие аппара
ты с силиконовыми эластомерами, используемыми в качестве рабочего
элемента, которые отличаются высокой стойкостью к естественным и
искусственным факторам старения. Эти высокополимерные вещества
могут успешно применяться в амортизирующих устройствах при темпе
ратурах от –70 до +250 °С. Важным преимуществом эластомерного на
полнителя является сжимаемость под действием давления в замкнутом
объеме до 15 %, высокая вязкость и незначительное изменение вязкос
ти при изменении температуры. В результате эластомер обеспечивает
необходимую упругость и демпфирование. При равных габаритных раз
мерах амортизирующие устройства с использованием силиконовых эла
стомеров имеют более высокую удельную энергоемкость, приходящу
юся на единицу веса, а также более простую конструкцию по сравне
нию с прочими амортизаторами. Однако при изготовлении таких
амортизаторов требуется высокая точность механической обработки
поршней и цилиндров для создания герметичности заполняемых объе
мов эластомером, работающим под давлением до 500 МПа.
Поглощающий аппарат с эластомерным наполнителем типа DC12A
фирмы «ДоманжЖаррет» (Франция) (рис. 8.44, а) состоит из плунжер
ного цилиндра 6 и взаимодействующего с ним поршняцилиндра 3, за
полненных эластомером через отверстия 5 и 4. Внутри цилиндра 3 рас
положен поршень 1, опирающийся на дно 12 корпуса 2. Для обеспече
ния герметичности аппарата служат уплотнители высокого давления 10
и 8 и направляющие втулки 9 и 11. Под действием силы плунжерный
цилиндр 6 входит в корпус 2, поршень 1 упирается в дно 12 и сжимает
эластомер в поршнецилиндре 3. Одновременно при дальнейшем дви
жении плунжерного цилиндра 6 поршеньцилиндр 3 сжимает эласто
мер внутри цилиндра 6, который, перетекая через кольцеобразную щель
между головкой поршня 7 и внутренней поверхностью цилиндра 6, нео
братимо поглощает часть кинетической энергии удара. При достиже
нии нагрузки, сжимающей аппарат на величину полного хода, задняя
часть плунжерного цилиндра 6 упирается в днище 12 корпуса 2. Возвра
щение подвижных деталей в исходное положение осуществляется под
действием сил упругости эластомера.
378

Рис. 8.44. Поглощающий аппарат DC12A компании «ДоманжЖаррет» (Франция):
а — конструкция; б — силовая характеристика

Вид силовой характеристики (рис. 8.44, б) определяется режимами
его сжатия. При квазистатическом нагружении перемещение поршня
внутрь цилиндра приводит к повышению давления в результате объемно
го сжатия эластомера. Заштрихованная часть фигуры ЕЕ′СЕ относится
к статической характеристике аппарата, полученной при сжатии его под
прессом, при этом гистерезис силиконового эластомера практически
отсутствует, составляя всего 10—15 %. При ударных режимах нагруже
ния значительно повышается энергоемкость аппарата и, как следствие,
возрастает эффективность демпфирования в зависимости от скорости
нагружения. Это объясняется тем, что при более высокой скорости сжа
тия поглощающего эластомерного аппарата на
поршне возникают дополнительные силы сопро
тивления в результате гидравлических процессов
перетекания рабочего тела через зазоры между
поршнем и цилиндром. Динамическая характери
стика аппарата при ударе представлена кривой
ABCC ′ O, на которой площадь фигуры ABCDO
представляет собой динамическую энергоемкость,
достигающую 120 кДж при полном ходе аппарата
110 мм и силе сжатия 1,6 МН. Количество необра
тимо поглощенной энергии при этом численно
равно площади фигуры ABCC′O и составляет 75 %
Рис. 8.45. Эластомер
энергоемкости.
ный поглощающий
Эластомерный поглощающий аппарат типа SR аппарат SR24 компа
24 компании «Майнер» (США) (рис. 8.45) состоит нии «Майнер» (США)
379

из корпуса 2, в котором находится плунжер 1, перемещающийся в на
правляющей втулке 3. Стопорное кольцо 4 закрепляет втулку 3 от про
дольного перемещения, а узел уплотнения 5 служит для герметизации
аппарата. Объем корпусацилиндра 2 под поршнем 6 заполнен рабочим
телом 7 — силиконовым эластомером. Аппарат имеет установочные раз
меры для кармана 625 мм, ход 82 мм и обеспечивает эффективную за
щиту при соударении тяжелых вагонов со скоростями до 3,12 м/с при
продольной силе 3,18 МН. Энергоемкость аппарата SR24 при продоль
ной силе 2,25 МН составляет 117 кДж.
Компания «Кардвелл Вестингауз», используя пластинчатую схему фрик
ционного узла, разработала гидрофрикционные поглощающие аппараты ти
пов Н60 и Н100, в подпорном комплекте которых установлен дополни
тельный гидравлический блок (гидроусилитель). В сочетании с пружинно
фрикционной частью он позволяет почти вдвое увеличить энергоемкость
аппарата по сравнению с пружиннофрикционными типа Н50 и Н80.
В конструкции применен регулирующий элемент в виде прямого диффе
ренциального клапана. При квазистатических режимах сжатия гидроуси
литель практически не оказывает сопротивления, но при ударном нагру
жении его сопротивление изменяется в зависимости от скорости сжатия
аппарата, что обеспечивает эффективную защиту конструкции вагона и
груза. Особенно широко поглощающими аппаратами Н60 и Н100 ос
нащаются новые конструкции вагонов, предназначенных для массовых
перевозок контейнеров и контрейлеров. Аппарат Н60 устанавливается в
стандартный карман с размером по длине 625 мм, а аппарат Н100 в карман
длиной 914 мм. Ход аппаратов составляет 82,5 и 121,2 мм соответствен
но, энергоемкость 110120 и 130140 кДж при продольной силе 2,25 МН.
Мощными концевыми гидравлическими поглощающими аппаратами
оборудуют грузовые вагоны железных дорог США и Канады. Они ус
пешно конкурируют с центральными амортизирующими устройствами
подвижных хребтовых балок вагонов. Концевые гидравлические погло
щающие аппараты типа «ФрэйчМастер» (рис. 8.46), успешно зареко
мендовавшие себя в эксплуатации на железных дорогах США на протя
жении 25 лет, устанавливаются в вагонах, перевозящих хрупкие и опас
ные грузы. В корпусе 9 аппарата размещен цилиндр 4, который образует
с ним камеру низкого давления 3 и является также полостью камер вы
сокого давления 10, граничащими с компенсационной камерой 8. Ка
меры высокого и низкого давления сообщены между собой колибро
ванными отверстиями 5, выполненными в стенках цилиндра 4, и через
обратные клапаны 7, установленные в крышках 2 гидравлического ци
линдра 4. При отсутствии нагрузки на аппарат поршень 6 находится
380

Рис. 8.46. Поглощающий аппарат типа «ФрэйчМастер» (США)

посередине гидравлического цилиндра. Шток, жестко связанный с пор
шнем, одним концом шарнирно соединен с самоцентрирующейся пли
той 1, которая размещается между упорами в хребтовой балке. Такая кон
струкция обеспечивает самоцентрирование аппарата и независимо от
направления приложения нагрузки (растяжение или сжатие) переме
щает корпус аппарата 9, а шток остается неподвижным. В исходное по
ложение аппарат возвращается с помощью витых цилиндрических пру
жин. Часть энергии ударов поглощается благодаря дросселированию ра
бочей жидкости из камеры высокого давления через калиброванные
отверстия 5 и обратные клапаны 7 в камеру низкого давления 3.
Аппараты типа «ФрэйчМастер» изготавливаются с ходом 178, 254 и
381 мм. Как показали результаты сравнительных испытаний при про
дольной силе 2,23 МН, действующей на автосцепку, скорость соударе
ния для вагонов с концевыми фрикционными поглощающими аппара
тами составила 1,6 м/с, для вагонов с резиновыми поглощающими ап
паратами — 1,96 м/с, а для вагонов, оборудованных гидравлическими
поглощающими аппаратами типа «ФрэйчМастер» с ходом 254 мм —
4,73 м/с, а с ходом 381 мм — 5,8 м/с. Гидравлические поглощающие ап
параты типа «ФрэйчМастер» могут устанавливаться в концевых частях
хребтовых балок как новых, так и вагонов эксплуатационного парка.
381

Несмотря на высокую стоимость оборудования в США, около 30 %
вновь строящихся вагонов оборудуются плавающими хребтовыми бал
ками с мощными центральными амортизирующими устройствами. При
чем стоимость такой балки составляет до 20 % стоимости вагона. Под
вижная хребтовая балка размещается по продольной оси вагона и свя
зана с ней посредством амортизирующего устройства. Сцепные
устройства, размещенные по концам хребтовой балки, как правило,
включают в себя стандартные поглощающие аппараты фрикционного
или резинового типа. В зависимости от конструкции и типа вагона, ха
рактера перевозимого груза центральные амортизирующие устройства
могут иметь максимальный ход 178, 254, 305, 457, 508, 610, и 762 мм.
Известны конструкции с применением в центральном амортизирующем
устройстве резинового, фрикционного, гидравлического и комбиниро
ванного типов. Принцип их работы (на примере устройства, оборудо
ванного гидропневматическим центральным амортизатором) заключа
ется в следующем.
Хребтовая балка 3 (рис. 8.47) относительно рамы 4 может упруго пе
ремещаться вдоль оси вагона на величину до 762 мм, что позволяет вос
принимать и гасить большие количества энергии удара при сравнительно
небольшой продольной силе. Следовательно, на груз в этом случае дей
ствуют малые силы инерции, что обеспечивает их сохранность при со
ударениях вагонов на маневрах и продольных силах, возникающих при
трогании с места и во время движения поезда. Хребтовую балку 3 и раму
4 связывает мощный центральный амортизатор 6, а в качестве конце
вых поглощающих аппаратов автосцепки 1 используется набор резино
вых пластин 2, обеспечивающих ход 50 мм. При ударе слева (рис. 8.47, б)
сила Т через автосцепку передается хребтовой балке 3 и упоры 5 цент
ральному амортизатору 6. При этом произойдет сжатие концевых по
глощающих устройств 2 и центрального амортизатора 6, который уп
рется в поперечную балку 10 рамы 4. В результате большого хода цент
рального амортизатора 6 хребтовая балка 3 будет перемещаться вправо
относительно рамы 4 кузова вагона до тех пор, пока не будет восприня
та энергия удара или полностью использована энергоемкость централь
ного амортизатора. При ударе справа (рис. 8.47, в) произойдет анало
гичное взаимодействие с перемещением влево хребтовой балки 3 силой
Т, действующей через концевой амортизатор 2, задние упоры 8 и сред
ние 7, а затем через поперечную балку 11 на раму 4. Кузов вагона воз
вращается в исходное положение под действием пружин, установлен
ных между рамой 4 и подвижной хребтовой балкой 3, а также за счет
непогашенной энергии амортизатора 6. В случае действия растягиваю
382

Рис. 8.47. Схема рамы вагона с подвижной (плавающей) хребтовой балкой:
а — при отсутствии сил; б — при действии силы слева; в — при действии силы справа

щей силы на автосцепку нагрузка передается хребтовой балке через кон
цевые амортизаторы 2 и передние упоры 9.
В качестве центрального амортизатора в рассматриваемой конструк
ции применяется гидропневматический амортизатор американской
фирмы «Америкен Каренд Фаундри» (рис. 8.48). Он состоит из наруж
ного цилиндра 3, в днище 1 которого установлена калиброванная кони
ческая игла 2. Внутри цилиндра 3 размещен пустотелый шток 6 с диаф
рагмой 4 и плавающим поршнем 5. Полости А, В и В′ заполнены жид
костью, а полость С сжатым воздухом. В центре диафрагмы 4 имеется
калиброванное отверстие 10, сквозь которое входит калиброванная игла
2. Для обеспечения герметичности служат уплотнения 8.
В начальный момент приложения продольной нагрузки к днищу 7
шток 6 перемещается внутрь цилиндра 3. Из полости А через кольцевое
383

калиброванное отверстие 10 диафрагмы 4 жидкость начнет перетекать в
полость В и сквозь отверстие 9 — в полость В′. Плавающий поршень 5
при этом под давлением жидкости в полости В начнет перемещаться
внутрь штока 6 и сжимать воздух в полости С. По мере продвижения
штока 6 внутрь цилиндра 3 сопротивление амортизатора будет возрас
тать, так как в результате увеличения диаметра конической калиброван
ной иглы 2 и уменьшения площади кольцевого отверстия 10 в диафрагме
4 возрастает гидравлическое сопротивление при перетекании жидкости
из полости А в полость В. После снятия нагрузки амортизатор приходит в
первоначальное состояние за счет упругости сжатого воздуха полости С.
При этом происходит обратное перетекание жидкости (рис. 8.48, б), на
правление движения которой показано стрелками.
Как показывает опыт американских железных дорог, наиболее эффек
тивным центральным поглощающим устройством для вагонов с подвиж
ной хребтовой балкой является конструкция гидравлического типа. По
принципу работы они бывают одностороннего и двустороннего действия.
Начиная с 1960 г. компанией «Пульман Стандарт» (США) грузовые
вагоны с подвижной хребтовой балкой оборудуются центральным гид
равлическим амортизатором одностороннего действия типа «Гидро
фрэйм» (рис. 8.49) двух разновидностей: «Гидрофрэйм40» с максималь
ным перемещением балки в каждую сторону на 508 мм и «Гидрофрэйм60»

Рис. 8.48. Схема действия гидропневматического центрального амортизатора
фирмы «Америкен Каренд Фаундри»:
а — начальный момент нагружения; б — при сжатии в начальный момент
разгружения

384

Рис. 8.49. Центральный амортизатор подвижной хребтовой балки односторон
него действия типа «Гидрофрэйм»

с ходом балки 760 мм. Амортизатор состоит из цилиндра 3, образующего
камеру высокого давления 8, в днище которого установлен регулирую
щий элемент в виде конического стержня 7, который свободным концом
пропущен через калиброванное отверстие 6 в поршне 5 штока 2.
При сжатии амортизатора жидкость из камеры 8 через кольцевую
щель между регулирующим стержнем 7 и поршнем 5 и далее через от
верстия 4 перетекает в компенсационную камеру, образованную рези
нотканевым сильфоном 1 трубчатой формы и штоком 2. Одним концом
сильфон 1 закреплен на штоке 2, а другим — на втулке цилиндра. При
движении хребтовой балки в одну сторону вместе с ней перемещается и
корпус амортизатора, шток с поршнем при этом остаются неподвиж
ными. При обратном же направлении движения хребтовой балки пере
мещается шток с поршнем, а корпус остается неподвижным. Возвраща
ющее устройство работает при любом направлении перемещения хреб
товой балки.
Гидроцилиндр двустороннего действия, как правило, выполнен в виде
корпуса с размещенным в нем сквозным штоком с поршнем, разделяю
щим гидроцилиндр на две гидравлические камеры. При перемещении
хребтовой балки в любую сторону перемещается шток, при этом корпус
остается неподвижным. Возвращающие устройства выполняются раз
дельными и размещаются с каждой из сторон амортизатора.
На железных дорогах США эксплуатируются вагоны с подвижной
хребтовой балкой, конструкция которой разработана специалистами
железной дороги «Саусен Пасифик» и Станфордского научноисследо
вательского института (рис. 8.50). Подвижная хребтовая балка по кон
цам со стороны автосцепок оборудована стандартными поглощающи
ми аппаратами 1, а в центральной части связана с рамой вагона посред
ством гидрофрикционного амортизатора 4 типа «ГидроФрикшион».
Амортизатор состоит из набора стальных подвижных фрикционных
пластин 5, связанных своими концами с подвижной хребтовой балкой 3
и размещенных последовательно между бронзовыми пластинами 6 кор
пуса амортизатора, неподвижно закрепленными на раме вагона. Плас
385

Рис. 8.50. Рама вагона с подвижной хребтовой балкой:
а — вид снизу; б — центральный гидрофрикционный амортизатор типа
«ГидроФрикшион»

тины 6 и плита 11 имеют возможность вертикального перемещения от
носительно корпуса.
Нижняя неподвижная плита корпуса выполнена с наклонными по
верхностями для взаимодействия с головкой плунжера 8 гидроцилинд
ра, которая взаимодействует с плитой 11, выполненной также с наклон
ными поверхностями. Гидравлический цилиндр 10, являющийся кор
пусной деталью, жестко крепится в средней части рамы вагона. Для
возврата подвижной балки в среднее положение между упорами балки
и рамы размещены возвратные цилиндрические пружины 2. Поглоще
ние ударных нагрузок центральным амортизатором при относительном
перемещении балки и рамы вагона осуществляется за счет сил при фрик
ционном взаимодействии подвижных 5 и неподвижных 6 пластин. При
чем сила трения между ними изменяется за счет сжатия пружин 7 и со
противления со стороны гидравлического амортизатора, которое авто
матически регулируется в зависимости от скорости соударения вагонов.
Гидравлический амортизатор в данной конструкции работает на прин
ципе дросселирования жидкости из камеры цилиндра 10 в камеру плун
386

жера 8 через щель, образованную регулирующим элементом 9 и стенка
ми калиброванного отверстия диафрагмы штока. Центральные амор
тизаторы типа «ГидроФрикшион» рассчитаны на ход подвижной бал
ки 254, 305 и 508 мм. Более поздняя модификация данной конструкции
амортизатора получила название «ГидроКашион».
Как показали испытания, при соударении вагонов массой брутто 77 т,
оборудованных подвижной хребтовой балкой с центральным амортиза
тором типа «ГидроФрикшион», со скоростью 4 м/с продольная сила
составила 1,6 МН. Энергоемкость амортизирующих устройств подвиж
ной хребтовой балки с центральным амортизатором типа «ГидроФрик
шион» составляет 274—338 кДж при продольной силе 1,33—1,76 МН.
Амортизирующие устройства буферного типа применяются на под
вижном составе европейских железных дорог колеи 1435 мм, которые, в
связи с применением тяговой сцепки, имеют современную конструк
цию высокой мощности. Кроме цилиндрических и спиральных пружин,
в них применяются упругие элементы, работа которых основана на эф
фективных принципах поглощения ударной энергии.
Буферные устройства (рис. 8.51, а), применяемые на подвижном со
ставе польских железных дорог, разработаны на базе вагонного буфера
типа KZE. Такое устройство включает в себя корпус 4, в котором разме
щены сменные вставки в виде последовательно соединенных витой ци
линдрической пружины 1 и эластомерного амортизатора 3. Амортиза
тор 3 имеет шток с поршнем 2 и заполнен силиконовым эластомером 5.
Данное буферное устройство обладает высокой энергоемкостью при
квазистатическом режиме сжатия и высокоэффективно при динамичес
ких режимах нагружения. На рис. 8.51, б изображены зависимости уси
лия сжатия Т от хода Х буфера при статическом (кривые 1) и динами

Рис. 8.51. Буфер типа KZE с эластомерным амортизатором:
а — конструкция; б — силовые характеристики

387

ческом (кривые 2) режимах сжатия. Квазистатическая и динамическая
энергоемкость буфера составляет 35 и 70 кДж соответственно.
На железных дорогах Великобритании широко применяются буферные
устройства с гидравлическими вставками серии «ОЛЕО» (рис. 8.52, а)
компании «ОЛЕО Пневматикс».
Буфер типа «ОЛЕО» состоит из цилиндра 7, в котором размещен
плунжер 4, имеющий внутри плавающий поршень 5. В днище цилиндра
7 закреплен профилирующий стержень 9, который проходит в калиб/
рованное отверстие диафрагмы 8. К свободному концу плунжера 4 кре/
пится упорная плита 1 и концевая упорная втулка 3 с клапаном 2. Буфер
имеет три камеры: гидравлическую А, компенсационную Б и газовую В.
Буферное устройство с вставкой серии «ОЛЕО» работает следующим обра/
зом. В случае, когда плунжер 4 при квазистатическом нагружении переме/
щается медленно, рабочая жидкость из гидравлической камеры А перете/
кает в компенсационную камеру Б через кольцевой зазор 6 между профи/
лированным стержнем 9 и диафрагмой 8. При этом перепад давления в
камерах А и Б незначителен, а сопротивление сжатию определяется давле/
нием на диафрагме 8. При более высоких скоростях сжатия дросселирова/
ние жидкости из камеры А в камеру Б сопровождается значительным пере/
падом давления на диафрагме 8, что приводит к увеличению сопротивле/
ния сжатию буфера. Компанией «ОЛЕО Пневматикс» выпускаются для
буферов гидравлические вставки типов 5С и 4ЕС/80, которые имеют макси/
мальный ход сжатия 105, 110 и 135 мм. На рис. 8.52, б приведены силовые
характеристики буферов с гидравлическими вставками при соударении оди/
ночных вагонов массой брутто 80 т со скоростями 9, 12,4 и 15,2 км/ч.
В последние годы на европейских железных дорогах для перевозки
подверженных порче и опасных грузов достаточно широко применяют/
ся платформы с подвижным грузовым настилом. Разработанная герман/
ской фирмой «СЕАГ» конструкция подобной платформы (рис. 8.53, а)

Рис. 8.52. Буфер типа «ОЛЕО»:
а — конструкция; б — силовые характеристики

388

включает в себя амортизирующее устройство в виде погрузочной плиты
1, опирающейся на раму вагона через ролики 2, которые имеют возмож
ность передвигаться по наклонным поверхностям 3 в ту или иную сто
рону в продольном направлении в зависимости от направления действия
внешних сил. Ролики оборудованы тормозным механизмом. При пере
мещении плиты в среднее положение тормозной механизм выключает
ся. Плита имеет возможность перемещаться в продольном направлении
в обе стороны на расстояние до 800 мм, при этом ее подъем в вертикаль
ной плоскости может достигать 100 мм. При перемещении плиты более
700 мм в работу по замедлению перемещения плиты включается допол
нительный амортизатор, установленный между погрузочной плитой и
рамой вагона. Амортизирующее устройство обеспечивает изменение
силы демпфирования пропорционально весу перевозимого груза.
Специализированные вагоны, а также платформы для перевозки
контейнеров оснащаются подвижными грузовыми настилами с исполь
зованием гидравлических амортизаторов серии «ОЛЕО», которые в за
висимости от типа вагона могут монтироваться по разным схемам. На

Рис. 8.53. Платформа с амортизирующим устройством в виде подвижного пола:
а — схема работы; б — схема размещения центрального амортизатора; в — кон
струкция центрального амортизатора

389

пример, сдвоенные амортизаторы могут размещаться в центральной час
ти хребтовой балки платформы (рис. 8.53, б). Груз или контейнер могут
иметь специальные упорные элементы или размещаться на промежуточ
ных настилах, которые взаимодействуют с упорными поверхностями
амортизатора. Рабочий ход амортизатора может достигать 500—760 мм.
Сдвоенный амортизатор (рис. 8.53, в) состоит из двух одинаковых
цилиндров 4 с камерами высокого давления А, в днищах которых уста
новлены регулирующие элементы в виде дроссельных игл 5. Плунжеры
7 двух цилиндров соединены между собой промежуточной втулкой 8 и
образуют общую газовую камеру Б. Каждый плунжер имеет подвижный
плавающий поршень 6, отделяющий гидравлическую камеру плунжера
В от общей газовой камеры Б. Платформы, оснащенные амортизирую
щими устройствами компании «ОЛЕО Пневматикс», обеспечивают ус
корение не более 2g при скорости соударения вагонов 4,17 м/с.

8.15. Пути совершенствования автосцепного устройства
Одной из основных тенденций совершенствования автосцепного ус
тройства является ограничение относительных вертикальных переме
щений путем перехода от нежесткого типа к жестким и полужестким
автосцепкам, что обеспечивает дополнительный и социальный эффект:
повышение комфорта пассажирам, гарантированное вертикальное сцеп
ленное состояние при движении вагонов через сортировочную горку,
по неровностям пути и при других неблагоприятных условиях эксплуа
тации. Большегрузные вагоны и подвижной состав с увеличенными раз
мерами базы и консольной части проектируют, используя дополнитель
ные устройства: для автоматической сцепляемости в кривых участках
пути нормируемого радиуса применяют направляющий механизм при
нудительного отклонения корпуса автосцепки к центру кривой, напри
мер по типу восьмиосного вагона, увеличение длины носка большого
зуба и улавливающего крыла по типу европейских автосцепок.
Одной из проблем совершенствования автосцепок является создание
механизма сцепления, отвечающего современным и перспективным ус
ловиям эксплуатации: надежное сцепление при скоростях соударения до
15 км/ч, а в поездных режимах под действием вертикальных ускорений
до 8g и горизонтальных до 4g. Из разработанных ранее нескольких вари
антов опытных автосцепок были испытаны автосцепка САД (советская
автосцепка Дзятко) [29], созданная на основе изобретения инструктора
по автосцепке вагонного депо ст. Бузулук Куйбышевской ж.д. Э.А. Дзят
ко. Автосцепное устройство САД отличалось от автосцепки СА3 только
корпусом и механизмом. Они взаимосцепляемы, так как контур зацепле
390

ния у них стандартный. По своей конструкции автосцепка САД исключа
ет возможность возникновения «опережения» (преждевременного вклю
чения предохранителя замка при сцеплении автосцепок), а следовательно,
нарушения защиты от саморасцепа. Благодаря поступательному (а не вра
щательному) перемещению замка его высоту рабочей части удалось увели
чить до 275 мм против 169 мм у автосцепки СА3, что допускает большее
смещение по вертикали автосцепок смежных вагонов без саморасцепа. Это
особенно важно при проходе горба сортировочной горки вагонами боль
шой длины. В автосцепке САД допустимый износ в контуре зацепления
не влияет на надежность работы предохранителя от саморасцепа, который
работает на сжатие, а не подвергается изгибу, что повышает его прочность.
Кроме того, карман корпуса имеет меньшее количество приливов, что об
легчает изготовление и упрощает его ремонт. Однако большее, по сравне
нию с другими автосцепками, количество деталей механизма усложняет
использование автосцепки САД, поэтому она была снята с эксплуатации.
Проводятся работы по созданию и совершенствованию автоматичес
кого соединителя воздушной магистрали и электропроводов для вагонов
метрополитена, моторвагонного подвижного состава и некоторых типов
пассажирских вагонов. Такие автосцепки, не сцепляемые со стандартной,
вызывают некоторые затруднения в расширенной их эксплуатации, вклю
чая необходимость снабжения запасными частями в связи с их разнотип
ностью. По принципу действия автосоединители коммуникаций можно
подразделить на две большие группы: постоянно выдвинутые за ось за
цепления автосцепок и с принудительным выдвижением под действием
соседней автосцепки, пневматического или другого типа привода. Кон
струкция мундштуков может быть двух вариантов: телескопного и бесте
лескопного. Наибольшее распространение получили автосоединители с
мундштуками телескопного типа. Однако преимущества, заключающие
ся в простоте конструкции бестелескопного варианта, стимулируют ра
боту по созданию автосоединителей с мундштуками этого типа.
На протяжении многих лет проводится работа, связанная с улучше
нием прочностных качеств несущих деталей автосцепного устройства
путем усиления напряженных сечений, применения более прочных ста
лей. Усиление хвостовика корпуса автосцепки осуществлялось введени
ем ребер жесткости внутри и утолщением стенок. В некоторых сечениях,
где невозможно увеличение размеров, улучшение прочностных качеств
проводилось путем использования новых марок стали и применения со
временных способов упрочнения. Причем наряду с повышением проч
ностных свойств сталей требуется обеспечение роста сопротивляемости
усталостным разрушениям, так как в эксплуатации наблюдаются частые
случаи изломов по трещинам усталости как корпуса автосцепки, так и
391

других несущих деталей автосцепного устройства. Следовательно, проч
ность деталей автосцепного устройства при проектировании необходимо
повышать путем увеличения предела текучести и ударной вязкости ме
талла, а также усталостной и статической прочности конструкции в це
лом с учетом работы при критически низких температурах.
В процессе совершенствования автосцепного устройства стремятся
уменьшить свободный продольный зазор между сопрягаемыми деталями,
который составляет в эксплуатации в среднем около 50 мм на один вагон и
суммируется из конструктивных зазоров и допускаемых в эксплуатации
износов. Исследования показывают, что при уменьшении продольного
зазора на 15 % продольные силы в поезде уменьшаются на 4—7 % при
пружиннофрикционном типе аппарата. Применение пружинного уст
ройства для выборки продольного зазора в автосцепке может снизить
продольные силы в поезде на 6—10 %. С целью снижения продольных
сил, возникающих в автосцепках, особенно при соударении вагонов при
роспуске с сортировочной горки, проектируют и внедряют более совер
шенные поглощающие аппараты, конструкции многих из которых рас
смотрены выше. В настоящее время разработаны и апробированы погло
щающие аппараты и другие устройства продольной амортизации, обес
печивающие защиту конструкции вагона и находящегося в нем груза при
скоростях соударения до 12 км/ч и выше при допускаемой в настоящее
время в эксплуатации 5 км/ч, поэтому необходима проверка целесооб
разности их использования и внедрения в более широкую эксплуатацию.
К автосцепному устройству пассажирских вагонов предъявляются повы
шенные требования в отношении надежности и снижения шума в салоне
вагона от взаимодействия автосцепок при движении поезда. В настоящее
время решается вопрос о применении на пассажирских вагонах жестких
автосцепок, обеспечивающих автоматическое соединние тормозной ма
гистрали и межвагонных электропроводов различного назначения.
Для поддержания автосцепного устройства в работоспособном со
стоянии в эксплуатации применяется система, предусматривающая вос
становление изношенных мест наплавкой или замену неисправных де
талей на новые в зависимости от экономических показателей. Расчеты
показывают, что выгоднее ремонтировать неисправные детали автосцеп
ки наплавкой, чем заменять новыми.
В целях повышения перерабатывающей способности станций при
снижении затрат и улучшении условий труда работников рационально
использовать устройства автоматической расцепки вагонов на сортиро
вочных горках. Причем наиболее эффективны конструкции, не требу
ющие дополнительного усложнения автосцепки или вагона. Могут быть
применены системы, включающие и напольные устройства, приводя
щие в действие расцепной механизм автосцепки вагона.
392

Глава 9. ОСОБЕННОСТИ УСТРОЙСТВА И РАСЧЕТОВ
КУЗОВОВ ГРУЗОВЫХ ВАГОНОВ
Кузов является одной из основных частей вагона, определяющих его
назначение – крытый, полувагон, хоппер, платформа, транспортер.
В зависимости от его конструктивной особенности кузов служит для раз
мещения различных грузов при транспортировке. Кузова современных
грузовых вагонов проектируются с учетом обеспечения высокого каче
ства перевозок грузов, создания условий максимальной механизации и
автоматизации трудоемких погрузочноразгрузочных работ, обеспече
ния безопасности движения поездов, охраны труда обслуживающего
персонала, пожарной безопасности и экологии при изготовлении и в
эксплуатации.
При выборе конструктивной схемы кузова учитывают также особен
ности свойств грузов: изменение полезных качеств во времени и при
транспортировке, чувствительность к воздействию атмосферных осад
ков, пылеобразование при выполнении погрузочноразгрузочных ра
бот и выдуваемость при перевозках, а также взрыво и пожароопасность,
воздействие грузов на окружающую среду и др. Кроме того, для массо
вых типов учитывается простота изготовления, ремонта и технического
обслуживания в эксплуатации.
При проектировании и постройке кузовов вагонов все шире ис
пользуются принципы унификации, современные технологии изготовле
ния блочных и модульных конструкций, с трансформируемой планиров
кой внутренних помещений, что создает удобство в ремонте и обслужива
нии в эксплуатации вагонов, повышение их техникоэкономической
эффективности. Технология изготовления современных кузовов широ
ко использует электросварку или смешанную с клепкой технологию.

9.1. Крытые вагоны
В кузовах крытых вагонов [17, 40, 49, 50], служащих для перевозки
грузов (штучных, пакетированных, насыпных, дорогостоящих прибо
ров, различных механизмов, станков и т.д.), требующих укрытия и за
щиты от атмосферных осадков, предусматривают задвижные двери 1
393

(рис. 9.1, а) и вентиляционные люки 3 в боковых стенах, загрузочные
люки 2 в крыше, а иногда в полу для выгрузки сыпучих грузов.
В крыше могут устраиваться щелевые люки 4 (рис. 9.1, б) на всей ее
длине, что позволяет загружать вагоны сыпучим грузом при движении
состава вагонов в сторону загрузочного бункера 5. В этом случае между
кузовами предусматривают специальные откидные фартуки 6 в меж#
вагонных промежутках. Для более эффективного использования ав#
топогрузчиков и ускорения погрузочно#разгрузочных работ, производи#
мых с штучными, тарно#штучными, пакетированными и другими подоб#
ными грузами, кузова могут оборудоваться стенами со сдвигающимися
панелями 7—10 (рис. 9.1, в). Сдвинув, например, панели 7 и 8 вправо, с
помощью автопогрузчика производят (с боковой платформы) погрузоч#
но#разгрузочные работы в левой стороне кузова вагона, повторяя опе#
рации со сдвижкой панелей 9 и 10 влево, производят погрузочно#раз#
грузочные работы в правой стороне кузова.
Для использования подъемных кранов при погрузке и выгрузке
крупногабаритных и тяжеловесных грузов кузов оснащается раздвиж#
ной (рис. 9.1, г) или раскрывающейся (рис. 9.1, д) крышей. Часть кры#
ши 11 (см. рис. 9.1, г) сдвигается вправо, располагаясь над частью 12.
После производства погрузочно#разгрузочных работ в левой части ку#
зова обе части крыши сдвигаются влево, производится погрузка или
выгрузка правой части кузова вагона. При варианте кузова с раскры#
вающейся крышей продольные части 13 и 14 (см. рис. 9.1, д) распола#
гаются вдоль боковых стен. С целью использования гравитационных
свойств сыпучих грузов кузов проектируют с наклонными торцовыми
стенами (рис. 9.1, е). В этом случае сыпучий груз самотеком выгружа#
ется через бункерные устройства 16 с боковыми или нижними люка#
ми. Загрузка сыпучего груза производится через люки 15, расположен#
ные в крыше.
Кузов крытых вагонов, предназначенных для транспортировки ав#
томобилей, имеет двустворчатые торцовые двери 18 (рис. 9.1, ж), обо#
рудован нижним и средним полом (двухъярусный) и зарешеченными
окнами 17. Автомобили располагаются на нижнем и среднем полу и
укрепляются специальными колесными упорами. Погрузочно#разгру#
зочные операции выполняются своим ходом по переездным площад#
кам и направляющим устройствам. Кузов крытых вагонов для пере#
возки крупного скота оборудован кормушками, поилками, баками для
запаса воды, закромами для хранения корма. Кузов для мелкого скота
и птицы — двухэтажный, он также оборудован всеми устройствами,
необходимыми при длительной их транспортировке. Для прохода об#
служивающего персонала из вагона в вагон такие кузова оборудованы
394

Рис. 9.1. Конструктивные схемы кузовов крытых вагонов

торцовыми дверями с переходными площадками, а некоторые из них
имеют купе для проводников.
Для бестарной транспортировки муки используется специализиро#
ванный вагон, на раме 19 (рис. 9.1, з) кузова которого размещены вер#
тикальные коническо#цилиндрические бункера 20, имеющие верхние
395

загрузочные люки 21. Разгрузка осуществляется автоматически с помо
щью сжатого воздуха через специальные герметические муковозы.
Крытый вагон общего назначения (так называемый универсальный)
модели 11217, построенный Алтайским вагоностроительным заводом,
имеет объем кузова 120 м3. Его кузов оборудован двухстворчатыми дверя
ми 10 (рис. 9.2), загрузочными люками в крыше 43 и в боковых стенах 6.
Уширенные дверные проемы позволяют ускорить процесс производства
погрузочноразгрузочных работ, что способствует сокращению просто
ев вагона под грузовыми операциями и повышению его производитель
ности. Крайние верхние загрузочные люки снабжены печными раздел
ками 42 на случай установки печей отопления при перевозке людей в
зимнее время.
Рама кузова сварная, состоит из сквозной хребтовой балки 18, двух
продольных боковых 4, двух шкворневых 16, двух концевых 26 попе
речных балок. Между шкворневыми балками рамы расположены две
поперечные основные (дверные) и семь промежуточных 14, а также про
дольные балки 15, предназначенные для поддержания настила пола. Под
дверным проемом с каждой стороны имеются выдвижные откидывающи
еся вниз подножки для обслуживающего персонала. В консольной части
рамы размещены раскосы 17, а также продольные длинные 19 и короткие
20 балки. Раскосы 17 служат для передачи части продольных усилий от

Рис. 9.2. Кузов четырехосного крытого вагона модели 11217

396

ударнотяговых приборов на шкворневую балку и равномерного распре
деления продольной нагрузки на среднюю часть рамы кузова.
В консольной части хребтовой балки 18 установлены задние упоры
22 автосцепки, объединенные между собой усиливающей надпятнико
вой коробкой шкворневого узла, а также передние упоры 24, объеди
ненные с ударной розеткой 25 автосцепки, заглубленной внутрь рамы.
Между задними и передними упорами на вертикальных стенках хреб
товой балки установлены предохранительные планки 23. Боковые про
дольные балки 4 рамы в дверном проеме усилены балками 9. По концам
рама оборудована подножками 2 и поручнями 1, размещенными с каж
дой стороны вагона. На концевых балках 26 установлены поручни 21 и
рычаг 28 расцепного привода автосцепки. Все основные поперечные
балки рамы — шкворневые 16, концевые 26 и дверные в средней части
имеют большую высоту, чем в концевых частях, что приближает их к
конструкции равного сопротивления изгибу и позволяет уменьшить
массу. Сверху на раму настлан пол 29 из досок, соединенных вчетверть
и укрепленных по концам металлическим уголком 41. В зоне дверного
проема настил пола покрыт металлическими листами, что предохраня
ет деревянные доски от повреждения при производстве погрузочнораз
грузочных работ.
Боковые и торцовые стены кузова жестко связаны с рамой. Каркас
боковой стены состоит из верхней обвязки 44, двух шкворневых 5, двух
дверных 11 и шести промежуточных 3 стоек. Нижней обвязкой стены
служит продольная боковая балка 4 рамы. Каркас снаружи обшит гоф
рированной металлической 12 и изнутри деревянной 13 обшивками. В сред
ней части боковой стены расположена двухстворчатая самоуплотняю
щаяся дверь, а по концам в верхней части имеются люки 6, оборудован
ные вентиляционными решетками. Створки двери раздвигаются в
стороны и перемещаются с помощью роликов по дверному рельсу 7,
расположенному в верхней части. Снизу дверь ограничивается порогом.
Одна из створок двери оборудована обезгруживающим люком 8, снаб
женным специальным запором, объединенным с центральным запором
дверей. Для облегчения открывания створок дверей при возможных за
еданиях на кузове размещены специальные рейки 45, а на створках при
варены скобы.
Торцовая стена посредством двух угловых 30 и двух промежуточных
27 стоек снизу приварена к концевой балке 26 рамы, а сверху верхней
обвязкой 34 связана с фрамугой 35 крыши. Торцовая стена имеет на
ружную металлическую 31 и внутреннюю деревянную 32 обшивки и
оборудована скобами 33, служащими для доступа обслуживающего пер
397

сонала на крышу. Цельносварная крыша оборудована трапом 36 для до
ступа к загрузочным люкам 43. Крыша состоит из двух фрамуг 35 и на
бора дуг 40, продольных боковых обвязок и продольных подкрепляю
щих элементов, сверху покрытых гофрированной металлической обшив
кой 38. Изнутри посредством уголков 39 и скоб болтами к дугам 40
крепится подшивной потолок 37 из влагостойкой фанеры. С целью улуч
шения использования возрастающей грузоподъемности и повышения эф
фективности в эксплуатации объем кузова современных моделей крыто
го вагона увеличен до 140 м3, а в перспективе повысится до 165 м3. Вмес
то внутренней обшивки из древесных материалов в их кузовах на
внутренней поверхности металлической обшивки применяют специаль
Таблица 9.1
Техническая характеристика универсальных крытых вагонов
Показатели
Грузоподъемность, т
Тара, т
Объем кузова, м3
База вагона, м
Длина, м:
по осям сцепления автосцепок
по концевым балкам рамы
Ширина, м:
максимальная
кузова внутри
дверного проема
Высота от верха головок рельсов, м:
максимальная
до уровня пола
Коэффициент тары
Удельный объем, м3/т
Нагрузка от колесной пары на рельсы, кН
Нагрузка на 1 погонный метр пути, кН/м
Конструкционная скорость, км/ч
Габарит по ГОСТ 9238—83

Модели
11-066

11-217

11-260

11-270

68
21,23
120
10

68
24
120
10

72
28
140
12,24

68,5
24,5
122
10

14,73
13,87

14,73
13,87

16,97
15,75

14,73
13,87

3,282
2,76
2,0

3,249
2,77
3,825

3,26
2,77
3,973

3,266
2,764
3,802

4,594
1,283
0,32
1,77
228
59
120
1-ВМ

4,692
1,286
0,35
1,77
228
62
120
1-ВМ

4,60
1,285
0,388
2,09
245
59
120
1-ВМ

4,688
1,286
0,357
1,78
228
61,8
120
1-ВМ

ное полимерное покрытие. В табл. 9.1 приведены основные техничес
кие характеристики некоторых моделей универсальных крытых ваго
нов.
Объем кузова 1 универсального крытого вагона модели 11260 (рис. 9.3)
увеличен до 140 м3. Ударнотяговые устройства 2, тормозные приборы 3 и
398

Рис. 9.3. Универсальный крытый четырехосный вагон модели 11260

ходовые части 4 типовые. Внутренняя поверхность металлической обшив
ки стен и крыши с помощью напыления покрыта полимерным материа
лом. Рама этой модели вагона имеет аналогичную конструкцию.
Однако вследствие увеличения длины вагона вместо двух основных
поперечных балок предусмотрено четыре, концевые балки выполнены
без углублений под розетку автосцепки и на лобовом листе имеют поса
дочные места для постановки буферных комплектов, предусмотренных
с целью необходимости соединения вагона с подвижным составом ев
ропейских железных дорог, оборудованных винтовой стяжкой. Для уси
ления конструкции вместо раскосов в каждой консольной части рамы
между концевой и шкворневой балками установлены четыре продоль
ные балки из швеллера № 20.

Рис. 9.4. Боковая стена универсального крытого вагона модели 11260

399

Металлическая обшивка боковой стены кузова (рис. 9.4) сварена из
трех листов: нижнего 9 толщиной 5 мм, среднего 7 (3 мм) и верхнего 2
(2,5 мм). Верхняя обвязка 1 изготовлена из гнутого уголка, промежу
точные стойки 3 — из Хобразного гнутого профиля, наддверный пояс
4 — из Zобразного элемента, дверной рельс 6 — из профиля Гобразно
го сечения, который приварен в дверном проеме к порогу Zобразного
сечения и укреплен кронштейнами 5 уголкового профиля. На стенах ку
зова установлены амортизаторы 8 с каждой стороны от дверного про
ема, служащие для смягчения ударов при открывании створок дверей.
Дверные стойки 10 боковых стен сварены из Z и Гобразных про
филей. С рамой боковая стена соединена посредством продольной бо
ковой балки 11, а с крышей — обвязки 12. На внутреннюю металличес
кую поверхность стен напылением наносится полимерный материал
толщиной 5—6 мм.
Дверные створки 1 и 2 (рис. 9.5), состоящие из каркаса, обшитого
снаружи металлическими листами, передвигаются вдоль боковых стен
с помощью роликов 9 по рельсу 13, приваренному к порогу 12. Ролики 9
посажены на шариковые подшипники 10, укрепленные на неподвиж
ных осях. Верхняя обвязка 6 створок имеет уголковый профиль, верти
кальная полка которого заходит в направляющий паз Побразного над
дверного бруса 5, что обеспечивает направление движения и фиксацию

Рис. 9.5. Двери кузова универсального крытого вагона модели 11260

400

верхней части двери в вертикальном положении. К крайним обвязкам
створок приварены кронштейны 3 с двумя отверстиями, а к кузову —
металлические полосы 4, имеющие также отверстия, и используемые в
качестве опор рычага для обеспечения передвижения створок при зае
дании. Дверной рельс 13 опирается на кронштейны 14 и порог 12, под
держиваемый балкой 15, сваренных в единое целое с боковой продоль
ной балкой 16 рамы. Недопущение схода роликов 9 с рельса 13, а также
уплотнение низа двери обеспечивается прижатием обвязки 11 к порогу
12 под действием давления сыпучего груза на панель 7, а также упором
8. Порог 12 одновременно удерживает дверь от падения.
Торцовые стены (рис. 9.6) состоят из каркаса и наружной обшивки.
Верхняя обвязка 3 каркаса выполнена из специального гнутого профи
ля. К обвязке 3 заклепками 8 прикреплена фрамуга 1 посредством ниж
ней ее обвязки 2. Средние стойки 4 изготовлены из гнутых Побразных
профилей и снизу связаны с концевой балкой 5 рамы с помощью свар
ки и накладок 6. Нижняя обвязка 7 торцовой стены выполнена из гну
того Zобразного профиля. Внутренняя поверхность торцовых стен на
пылена полимерным материалом.

Рис. 9.6. Торцовая стена универсального крытого вагона модели 11260

401

Рис. 9.7. Крыша универсального крытого вагона модели 11260

Крыша (рис. 9.7) кузова цельнометаллическая, сварной конструкции
с четырьмя загрузочными люками 5 и двумя печными разделками 4, рас
положенными в двух крайних крышках. С целью обеспечения необхо
димого качества напыления полимерного материала 8 и упрощения тех
нологии изготовления дуги 3 расположены на наружной стороне обшив
ки 9 крыши. К верхним обвязкам боковых стен 7 крыша прикреплена
болтами 6 или заклепками. Продольные 2 и поперечные 1 (у фрамуг)
обвязки крыши изготовлены из гнутых Zобразных профилей, а дуги 3 —
из Побразных элементов.
На базе кузовов вагонов общего назначения проектируется ряд
специализированных вагонов, внутри погрузочного помещения ко
торых предусматривают соответствующее оборудование и устройства.
В табл. 9.2 приведены основные технические характеристики специа
лизированных крытых вагонов.
Крытый вагон модели 11280 габарита 1ВМ (рис. 9.8) с конструкци
онной скоростью движения 120 км/ч постройки ОАО «Алтайвагон» име
ет принципиально такую же конструкцию, что и модели 11260, но от
402

личается формой и размерами
отдельных элементов кузова.
Вагон имеет съемную крышу,
что облегчает ремонт вагона
при ее замене, люки в крыше
вагона изготавливаются по тре!
бованию заказчика. Вагон име!
ет грузоподъемность 68 т, массу
тары 26 т, размер в свету двер!
ного проема 3,802×2,334 м для Рис. 9.8. Крытый вагон модели 11!280 для
раздвижных двухстворчатых тарно!штучных и пакетированных грузов
несамоуплотняющихся дверей, размеры загрузочного люка в боковой
0,614×365 м; диаметр печной разделки в крыше 135 мм. Кузов вагона имеет
Таблица 9.2
Техническая характеристика специализированных крытых вагонов
Вагон для, модели
Показатели

Грузоподъемность, т
Тара, т
Объем кузова, м 3
База вагона, м
Длина, м:
по осям сцепления автосцепок
по концевым балкам рамы
кузова внутри
Ширина, м:
кузова максимальная
дверного проема
Высота максимальная от уровня
головок рельсов, м
Коэффициент тары
Удельный объем кузова, м3/т
Нагрузка от колесной пары на
рельсы, кН
Нагрузка на 1 пог. м пути, кН/м
Конструкционная скорость, км/ч
Габарит по ГОСТ 9238—83

легкомине- холодскота
ральных нокатавых
цемен(2-х
зерна,
удобреной
автомота,
ярусн.),
19-752
ний,
стали,
билей,
19-758
11-240
19-923 12-4011
11-835
25
35
—
17

22
25,4
—
10

72
19,5
60
7,7

70
22
94
10,5

70
23
81
8,98

64
29
—
10,77

24,26
23,24
22,68

14,73
13,87
13,8

11,92
10,7
7,91

14,72
13,5
10,7

13,2
11,98
—

14,9
13,68
—

3,232
2,1

3,282
2,0

3,278
—

3,24
—

3,262
—

3,195
—

5,125
1,4
—

5,133
1,15
—

4,405
0,276
0,83

4,565
0,314
1,3

4,892
0,328
1,157

3,5
0,45
—

147
24,7
120
1-Т

117
32
120
1-Т

224,3
76,8
120
1-Т

225,5
62,5
120
1-ВМ

228
70,5
120
1-Т

228
62,4
120
1-ВМ

403

внутреннюю длину 15,724 м, внутреннюю ширину 2,764 м; высота от
уровня головки рельса до продольной оси автосцепки 1040—1080 мм.
Двухъярусные вагоны для скота двух моделей: 11240 (без служебно
го отделения) и 11246 (со служебным отделением) спроектированы по
габариту 1Т. Максимальная вместимость кузова вагона модели 11240:
овец — 220, свиней 82; при комбинированной перевозке на нижнем ярусе
размещается 20 голов крупного рогатого скота, на верхнем ярусе овец —
110, свиней — 40. Кузов вагона модели 11246 рассчитан на перевозку
овец в количестве 168 голов, свиней — 64.; при комбинированной пере
возке на нижнем ярусе крупного рогатого скота помещается 15 голов,
на верхнем — овец 80, свиней 30. Высота грузового помещения: первого
яруса равна 1800 мм; второго — 1750 мм.
Каркас кузова этих моделей имеет раскосностоечную конструкцию,
изнутри он обшит досками толщиной 35 мм. Крыша металлическая с
теплоизоляцией толщиной 50 мм и подшивкой из древесноволокнис
той плиты толщиной 8 мм. Пол обоих ярусов состоит из настила досок
толщиной 55 мм, укрепленных к нижней и верхней несущим конструк
циям рамы кузова. В настиле пола второго яруса предусмотрены люки с
задвижными крышками, служащие для установки трапа и погрузки ско
та. Каждый ярус оснащен световыми окнами, а также кормушками и
поилками для скота, расположенными на боковых стенах кузова. В зоне
дверных проемов на боковых стенах кузова укреплены двустворчатые
поворотные решетчатые двери, при установке которых поперек вагона
каждое грузовое помещение разделяется на два отсека. Это обеспечива
ет выделение места у загрузочных дверей для хранения фуража и при
готовления корма, а также позволяет рассредоточить скот по отсекам.
В верхней части кузова установлены два бака для воды общей емкос
тью 1500 л, откуда вода самотеком подается к поилкам. Для обеспече
ния вентиляции грузовых помещений в боковых стенах кузова каждого
яруса предусмотрены люки с откидными крышками, а в крыше — деф
лекторы. Служебное отделение вагона модели 11246 оборудовано спаль
ными местами, плитой и умывальником. Некоторые конструкции ваго
нов для перевозки скота снабжены торцовыми дверями с переходными
площадками для обслуживающего персонала.
Крытый вагон модели 11835 для транспортировки легковых авто
мобилей (рис. 9.9) создан с целью обеспечения повышенной защиты и
сохранности товарного вида перевозимого груза. Его кузов цельноме
таллический, двухъярусный: нижний ярус размещен на раме 6 кузова,
верхний имеет также раму 4 несущей конструкции. В боковых стенах 7
предусмотрены световые проемы 5, закрытые металлической сеткой.
404

Рис. 9.9. Двухъярусный крытый вагон модели 11835 для легковых автомобилей

Торцовые стены 2 с обеих сторон образованы двухстворчатыми дверя
ми, в нижней части которых размещены переездные площадки 3, обес
печивающие проезд автомобилей по всему составу. Для второго яруса
подобные площадки располагают
ся с внутренней стороны торцовых
дверей. Нижние площадки снаб
жены стопорным устройством с
замком, без открытия которого не
возможно открыть двери. Крыша 1
надежно защищает груз и предох
раняет его от атмосферных воздей
ствий.
Особенностью конструкции
рамы 6 является наличие в хребто
вой балке балластных грузов об
щей массой 2,7 т, размещенных
вблизи шкворневых балок в сред
ней части кузова. Это обеспечива
ет необходимую устойчивость ва
гона против опрокидывания от
центробежной силы и давления
ветра при повышенном центре тя
жести и увеличенной боковой по
верхности кузова.
Верхний ярус кузова (рис. 9.10)
состоит из рамы, покрытой метал
лическими гофрированными лис
тами толщиной 3 мм, в которых с
Рис. 9.10. Поперечное сечение
учетом размеров перевозимых ав
кузова крытого вагона для легковых
томобилей размещены щелевые
автомобилей
405

пазы для колесных упоров. Несущая конструкция рамы верхнего яруса
состоит из двух боковых продольных 6, двух концевых и набора проме
жуточных поперечных 14 балок, выполненных из гнутых профилей.
Продольные и концевые балки сварные замкнутого коробчатого сече
ния, а поперечные — из элементов Побразного сечения. Боковые сте
ны кузова состоят из каркаса и металлической гофрированной обшив
ки 8, в которых по всей длине размещены два ряда окон 5 и 7, закрытых
металлическими сетками. Каркас стены включает в себя: верхнюю 4 и
нижнюю 10 обвязки, среднюю продольную балку 6, две угловые и три
надцать промежуточных стоек 9, а также двенадцать раскосов, установ
ленных между нижней обвязкой 10 и средней продольной балкой 6 и
наклоненных в разные стороны от середины вагона. Боковая стена с
нижней обвязкой 10 связана накладками 11 и усилена уголками 12 и 13.
Крыша кузова, металлическая сварной конструкции, состоит из кар
каса, обшитого гофрированными листами 1. Каркас включает в себя две
продольные обвязки 3 и набор дуг 2. Дуги крыши, стойки стен и попе
речные балки рам нижнего и верхнего ярусов лежат в одной плоскости,
образуя замкнутые шпангоуты.
Для закрепления автомобилей в кузове устанавливаются съемные
колесные упоры (рис. 9.11), состоящие из корпуса 3, внутри которого
находится винт 4 с регулировочной гайкой 5 и закидка 6. Винт 4 шар
нирно соединен с рычагом 2, заканчивающимся башмаком 1, на кото
рый в прижатом состоянии опирается колесо 10 автомобиля. При этом
подошва корпуса колесного упора крепится к полу 7 посредством захва
тов 9, вставленных в щелевые пазы, и удерживается закидкой 6, которая
прижимается к полу пружиной 8. При натяжении винта 4 гайкой 5 баш
мак 1 прижимается к колесу 10.
Обжатие всех четырех колес с по
мощью данной конструкции
упоров обеспечивает надежное
закрепление автомобилей, что
позволяет их транспортировать с
обычными скоростями движе
ния поездов.
Крытый двухъярусный вагон
модели 11287 (рис. 9.12) габа
рита 1Т с конструкционной
скоростью движения 120 км/ч
для перевозки легковых автомо
Рис. 9.11. Упор колесный
билей (марки ВАЗ — 10 шт. и
406

Рис. 9.12. Крытый двухъярусный вагон модели 11 287 для перевозки легковых
автомобилей

марки ВАЗ 21 21 — 12 шт.), построенный ОАО «Алтайвагон», имеет ме
таллический пол из гофрированного листа и рамки с металлическими
сетками в боковых стенах кузова для освещения в дневное время и вен
тиляции кузова от выхлопных газов при погрузке и выгрузке автомоби
лей самоходом по переездным площадкам между вагонами поезда. Ва
гон имеет грузоподъемность 16 т, массу тары 38,5 т, осевую нагрузку 128
кН. Высота проема первого яруса 1,82 м, а второго — 1,85 м, высота от
головки рельса до продольной оси автосцепки 1,06 м.
Крытый вагон модели А300 габарита 1 Т для проверки железнодорож
ных вагонных весов с конструкционной скоростью движения 120 км/ч,
изготовленный ОАО «Алтайвагон» (рис. 9.13), имеет выдвижную стрелу с
электроприводом и с установленным на ней передвижным тельфером
грузоподъемностью 2 т для погрузки и выгрузки двух весоповерочных
тележек массой по 2 т и 26 эталонных гирь массой по 2 т. Вагон имеет
массу брутто 89 т, массу тары 33 т, осевую нагрузку 218 кН, ширину по
раме вагона 2,9 м.
Специализированный крытый вагон хоппер модели 19 752 (рис. 9.14),
предназначенный для транспортировки зерна, спроектирован по га
бариту 1 ВМ. Его кузов цель
нометаллической конструк
ции, оборудованный устрой
ством бункерного типа с
использованием гравитацион
ного свойства груза при его
выгрузке самотеком. Кузов
данного вагона, имеющий
шесть бункеров 11 (по три с
каждой стороны) с механизма
ми 12 для открывания и закры
Рис. 9.13. Крытый вагон модели А300 для
вания их крышек 13 при про проверки железнодорожных вагонных весов
407

Рис. 9.14. Крытый вагонхоппер модели 19752 для зерна

изводстве погрузочноразгрузочных операций, состоит из рамы 8, боко
вых 5 и торцовых 6 стен и крыши 1. В целях обеспечения механизирован
ной погрузки зерна в крыше предусмотрены четыре щелевых загрузоч
ных люка 2, закрываемых крышками (1690×660 мм) с резиновыми уп
лотнениями.
Каждая крышка оборудована упругими закидками 3, которые совме
стно с механизмом запирания (вала 4 и привода 7) прижимает крышку к
горловине люка и предупреждает самопроизвольное ее открывание. Рама
8 с торцевой стойкой 10 кузова спроектирована по установившейся и
обоснованной конструктивной схеме, учитывающей выбор рациональ
ных форм поперечных сечений элементов и условия для оборудования
вагона автосцепкой с разрезной упряжью.
Боковые стены кузова (рис. 9.15) образованы гофрированной метал
лической обшивкой 6 из листов толщиной 3 мм, подкрепленной стой
ками 5 (двутавр № 10) и обрамленной верхней 4 (специальный гнутый
профиль толщиной 6 мм) и нижней 7 (прокатный уголок 125×80×10 мм)
обвязками.
Для придания конструкции большей жесткости каждая стена связа
на с рамой двумя наклонными швеллерами № 14. Бункера 9 снабжены
разгрузочными крышками 10 люков с резиновыми уплотнениями. Каж
дые два противоположных бункера оборудованы одним рычажным ме
ханизмом с приводным штурвалом 8, что обеспечивает попарное откры
вание и закрывание крышек люков и дозирование высыпания зерна.
Данный механизм имеет устройство, предохраняющее от самопроиз
вольного открывания крышек люков. Для более полной выгрузки зерна
на бункерах предусмотрены места установки вибраторов.
408

Рис. 9.15. Поперечное сечение кузова вагонахоппера для зерна

Торцовые стены 12 кузова наклонены в сторону крайних разгрузоч
ных люков под углом 55° к плоскости рамы. Их обшивка сварена из двух
гладких листов толщиной 4 мм. Нижний наклонный лист усилен про
дольными 15 и поперечным 13 поясами и подкосами 11. Обе торцовые
стены усилены стойкамираскосами 14 и 16 (швеллер № 14), что обес
печивает достаточную прочность и жесткость кузову.
Крыша кузова сварена из гофрированных листов 1 толщиной 3 мм в
средней части и 1,8 мм по бокам, подкрепленных двенадцатью дугами 3
(уголок 75×50×5 мм). С торцовыми стенами крыша связана фрамугами
17, а с боковыми стенами — приваркой к верхней обвязке 4 кузова. По
всей длине крыши устроен трап 2, а для подъема обслуживающего пер
сонала на верх с целью производства ремонтных, подготовительных и
409

погрузочноразгрузочных ра
бот предусмотрена лестница.
Для спуска внутрь кузова так
же имеется лестница.
Вагонхоппер модели 197016
(рис. 9.16) габарита 1Т с кон
струкционной скоростью дви
жения 120 км/ч, изготовленный
ОАО «Крюковский вагоностро
ительный завод» (Украина),
Рис. 9.16. Вагонхоппер модели 197016
для зерновых культур
предназначен для перевозки по
всей сети железных дорог стран
СНГ и стран Балтии зерновых культур и других подобных сыпучих гру
зов, требующих защиты от атмосферных осадков, с погрузкой через че
тыре верхних люка и гравитационной разгрузкой через три нижних раз
грузочных люка в межрельсовое пространство на специальных погру
зоразгрузочных устройствах.
Вагон длиною 14,72 м по осям сцепления автосцепок и базой 10,5 м
имеет грузоподъемность 70,2 т, массу тары 235 т, осевую нагрузку 230,3 кН,
объем кузова 108 м3, высоту от уровня головки рельса до продольной
оси автосцепки 1,06—1,08 м.
Вагон модели 19410901 (рис. 9.17) габарита 1ВМ с конструкцион
ной скоростью движения 120 км/ч постройки АО «Днепровагонмаш»
(Украина) предназначен для перевозки зерна насыпью по сети желез
ных дорог стран СНГ и стран Балтии с обеспечением защиты перевози
мого груза от атмосферного воздействия. Вагон представляет собою кры
тую шестибункерную цельнометаллическую кузовную конструкцию,

Рис. 9.17. Крытый вагонхоппер модели 19410901 для перевозки зерна

410

обеспечивающую механизированную погрузку зерна самотеком через
погрузочные люки на крыше вагона и полную гравитационную выгрузку
в межрельсовое пространство в специальные бункеры через нижние люки.
Механизм разгрузки имеет ручной привод повышенной надежности.
Вагон имеет грузоподъемность 70 т, массу тары 23 т, осевую нагруз
ку 230 кН, объем кузова 94 м3, высоту от уровня головок рельсов до раз
грузочного устройства 350 мм, четыре загрузочных люка с размерами
каждого 0,592×1,622 м и шесть разгрузочных люков с размерами каждо
го 0,48×1,07 м.
Кузов специализированного крытого вагонахоппера модели 19758
грузоподъемностью 72 т, предназначенного для бестарной перевозки це
мента, отличается от рассмотренной выше конструкции (см. рис. 9.14)
количеством разгрузочных люков (две пары вместо четырех), углом на
клона торцовых стен (50° вместо 55°) и некоторыми техническими харак
теристиками. Крыша оборудована четырьмя круглыми загрузочными
люками диаметром 621 мм, плотно закрываемыми с помощью механиз
ма запора. Выгрузка осуществляется через четыре нижних люка бункер
ного типа, имеющих прямоугольные отверстия размером 500×400 мм.
Винтовой привод (рис. 9.18) обеспечивает одновременное открытие или
закрытие крышек 1, шарнирно соединенных с распорками 7 и 8. Это дости
гается вращением штурвала 4 привода 6, укрепленного на кронштейне 5.
В результате поворачивается двуплечий рычаг 3 вокруг оси 2, что
приводит к подъему или опусканию тяги 9, а следовательно, посредством
распорок 7 и 8 происходит открытие или закрытие крышек 1. В закрытом

Рис. 9.18. Механизм разгрузки цементовоза

411

положении обе крышки плотно прижимаются по всему периметру, что
достигается регулировкой длины винтовых распорки 8 и тяги 9. При этом
средний шарнир 0 должен находиться ниже мертвой точки. В целях уско!
рения процесса разгрузки и обеспечения полной очистки кузова от ос!
татков груза на наружных поверхностях бункеров предусмотрены скобы,
к которым крепятся серийные накладные вибраторы типа С413.
Вагон модели 17!932 (рис. 9.19) габарита 1!Т с конструкционной
скоростью движения 120 км/ч постройки ОАО «Стахановский вагоно!
строительный завод» предназначен для перевозки цемента от предпри!
ятий!производителей до предприятий!потребителей. Вагон имеет три
емкости с наружным диаметром 3,22 м и объемом 21,33 м3 каждая и спе!
циальные разгрузочные устройства. Конструкция вагона позволяет пол!
ностью автоматизировать процесс выгрузки цемента, улучшить сани!
тарно!гигиенические условия труда при погрузке и выгрузке цемента,
ликвидировать запыленность окружающей среды, обеспечивая при этом
высокую производительность труда при погрузке и выгрузке цемента.
Загрузка емкостей производится самотеком через верхние люки диамет!
ром 400 мм, а пневматическая разгрузка емкостей при рабочем давле!
нии в ней 0,2 МПа производится через специальное разгрузочное уст!
ройство. Производительность разгрузки составляет 60 т/ч. Конструк!
ция вагона обеспечивает сохранность груза при перевозке и надежно
защищает его от воздействия атмосферных осадков.
Вагон имеет грузоподъемность 64,5 т, массу тары 29,5 т, осевую на!
грузку 230,5 кН, объем емкостей около 64 м3. Вагон вписывается в кри!
вую с минимальным радиусом 80 м.
Вагон модели 19!4109 (рис. 9.20) габарита 1!ВМ с конструкционной
скоростью движения 120 км/ч (АО «Днепровагонмаш» (Украина)) пред!

Рис. 9.19. Вагон модели 17!932 для перевозки цемента

412

Рис. 9.20. Вагон!хоппер модели 19!4109 для цемента и других сыпучих грузов

назначен для перевозки цемента насыпью по сети железных дорог стран
СНГ и стран Балтии с обеспечением защиты груза от атмосферного воз!
действия. Вагон представляет собою крытую цельнометаллическую ку!
зовную конструкцию, обеспечивающую механизированную загрузку
цемента самотеком через четыре верхних погрузочных люка с размера!
ми 0,592×1,622 м на крыше вагона и полную гравитационную выгрузку
в межрельсовое пространство через четыре нижних разгрузочных люка
с размерами 0,48×2,42 м каждый.
Конструктивные особенности вагона обеспечивают его улучшенные
эксплуатационные характеристики:
– боковая стена вагона имеет плавный переход в крышу кузова;
– исключен контакт каркаса кузова с грузом, что позволяет изготав!
ливать обшивку кузова из низколегированной или нержавеющей стали;
– каркас стен кузова вынесен наружу, что позволяет обеспечить качествен!
ную антикоррозионную обработку внутренней поверхности обшивки;
– увеличены разгрузочный проем и углы наклона стенок кузова и
бункеров, что обеспечивает максимальную ссыпаемость цемента;
– вагон оснащен противовакуумными клапанами, что позволяет про!
изводить разгрузку при закрытых верхних люках и избежать деформа!
ции крыши при разгрузке цемента;
– загрузочные и разгрузочные люки оборудованы уплотнительны!
ми устройствами, исключающими потери цемента и попадание влаги
внутрь кузова.
Вагон имеет грузоподъемность 71 т, массу тары 23 т, осевую нагрузку
230 кН, объем кузова 95 м3, высоту от уровня головок рельсов до разгру!
зочных устройств 350 мм.
Специализированный крытый вагон!хоппер модели 19!923 грузо!
подъемностью 70 т предназначен для бестарной перевозки гранулиро!
413

ванных, крупнозернистых, кристаллических неслеживающихся мине!
ральных удобрений, а также сыпучего порошкового сырья (в основном
апатитового концентрата) для производства удобрений. Его кузов по
конструкции аналогичен рассмотренным выше вагонов!хопперов, но
угол наклона торцовых стен увеличен до 65° к горизонтали. Вдоль крыш
по ее оси расположены четыре щелевых загрузочных люка размером в
свету 1623×473 мм, обеспечивающих равномерную загрузку кузова с од!
ной установки. Крышки таких люков оборудованы специальным уплот!
нением и механизмами запирания торсионного типа, обеспечивающи!
ми надежную защиту груза от попадания атмосферных осадков. Имеет!
ся механизм централизованного блокирования всех крышек и
опломбирования их с переходной площадки вагона, что предотвраща!
ет самопроизвольное открывание крышек как в пути следования, так
и на стоянке. В нижней части кузова размещены четыре разгрузочных
бункера, внутренние гладкие стенки которых в сочетании с коньками
хребтовой балки образуют наклонное (55°) днище, что обеспечивает выг!
рузку груза на сторону от пути через четыре люка с размерами в свету
2382×840 мм каждый. Механизм разгрузки с пневматическим приво!
дом обеспечивает как попарное открывание или закрывание крышек
люков, так и всех четырех одновременно. Предусмотрена возможность
аварийного ручного открывания, а также места для крепления перенос!
ных электровибраторов.
Вагон!хоппер модели 19!187!01 (рис. 9.21) габарита 1!Т с конструк!
ционной скоростью движения 120 км/ч (ОАО «НПК Уралвагонзавод»)
предназначен для бестарной перевозки основных видов неслеживаю!
щихся гранулированных или порошкообразных минеральных удобре!
ний, требующих защиты от атмосферных осадков, с выгрузкой их на
пунктах, имеющих приемо!
разгрузочные устройства. Ва!
гон имеет грузоподъемность 70
т, массу тары 23,5 т, осевую на!
грузку 230 кН, объем 80 м 3 ,
длину по осям сцепления авто!
сцепок 13,2 м, длину рамы по
концевым балкам 11,98 м, вы!
соту продольной оси автосцеп!
ки от уровня головки рельса
1,04—1,08 м, базу 8,98 м. Вагон
имеет один верхний загрузоч!
Рис. 9.21. Вагон!хоппер модели 19!187!01
для перевозки минеральных удобрений
ный люк площадью 6,5 м2 и че!
414

тыре нижних разгрузочных
люка общей площадью 4,8 м2.
Вагон!хоппер модели 19!
7017 (рис. 9.22) габарита 1!Т с
конструкционной скоростью
движения 120 км/ч изготовлен
ОАО «Крюковский вагоно!
строительный завод» (Украина)
и предназначен для перевозки
Рис. 9.22. Вагон!хоппер модели 19!7017
по всей сети железных дорог
для перевозки минеральных удобрений
стран СНГ и стран Балтии не!
токсичных и неядовитых минеральных удобрений, требующих защиты от
атмосферных осадков, с погрузкой через четыре верхних люка и гравита!
ционной разгрузкой через три нижних шиберных или рычажных разгру!
зочных люка в межрельсовое пространство на специальных разгрузочных
установках. Кузов имеет внутреннее антикоррозионное покрытие, стой!
кое к истиранию и механическим воздействиям. Вагон длиною 14,72 м по
осям сцепления и базой 10,5 м имеет грузоподъемность 70,2 т, массу тары
23,5 т, объем кузова 108 м3, осевую нагрузку 23,3 кН.
Вагон!хоппер модели 19!953 (рис. 9.23) габарита 1!Т с конструкци!
онной скоростью движения 120 км/ч, построенный ОАО «Стахановский
вагоностроительный завод» (Украина), предназначен для бестарной пе!
ревозки легковесных гранулированных крупнозернистых кристалличес!
ких неслеживающихся, некоррозионно!активных минеральных удоб!
рений (карбамид, сульфат аммония и другие с удельным весом 0,77—
0,8 г/см3), а также сыпучего порошкообразного сырья для их производства
(в основном апатитового концентрата). Конструкция вагона позволяет
производить загрузочные работы механизированным способом через че!
тыре расположенных по про!
дольной оси крыши щелевых
загрузочных люка с размерами
1,586×0,556 м. В нижней части
кузова по обеим сторонам ваго!
на расположены по два разгру!
зочных люка с размерами
2,382×0,825 м каждый. Меха!
низм разгрузки с пневмоприво!
дом обеспечивает как парное
открывание и закрывание кры! Рис. 9.23. Вагон!хоппер модели 19!953 для
перевозки минеральных удобрений
шек люков, так и одновремен!
415

ное всех четырех. Специальное блокирующее устройство предотвраща!
ет самопроизвольное открывание крышек разгрузочных люков в пути
следования и на стоянке вагона.
Вагон имеет грузоподъемность 70 т, массу тары 24 т, осевую нагрузку
230,5 кН, объем кузова 89 м3; угол наклона торцовых стен кузова 55°, а
торцовых стен бункера 65°. Вагон!хоппер вписывается в кривую с ми!
нимальным радиусом 80 м.
Вагон!хоппер модели 25!4083 (рис. 9.24) габарита 1!ВМ с конструк!
ционной скоростью движения 120 км/ч, изготовленный АО «Днепрова!
гонмаш» (Украина), предназначен для перевозки глинозема и других сы!
пучих грузов по сети железных дорог стран СНГ и стран Балтии. Вагон
представляет собою цельнометаллическую крытую кузовную конструк!
цию, обеспечивающую механизированную погрузку груза самотеком че!
рез погрузочные люки на крыше вагона и полную выгрузку в межрельсо!
вое пространство через нижние разгрузочные люки. Вагон оборудован
механизмом с винтовым приводом открывания крышек разгрузочных
люков. Гарантируется полная сохранность перевозимого груза и защита
его от атмосферного воздействия благодаря конструктивным особеннос!
тям затворов нижних разгрузочных люков. Вагон имеет грузоподъемность
73 т, массу тары 21 т, осевую нагрузку 230 кН, объем кузова 74 м3.
Вагон!хоппер модели 25!4046 (рис. 9.25) габарита 1!Т с конструк!
ционной скоростью движения 120 км/ч, изготовленный АО «Днепро!
вагонмаш» (Украина), предназначен для перевозки технического угле!
рода по сети железных дорог стран СНГ и стан Балтии, а также по же!
лезнодорожным путям промышленного транспорта. Вагон представляет
собой цельнометаллическую кузовную конструкцию, обеспечивающую
механизированную погрузку груза самотеком через верхние погрузоч!

Рис. 9.24. Вагон!хоппер модели 25!4083 для глинозема и других сыпучих грузов

416

Рис. 9.25. Вагон модели 254046 для технического углерода

ные люки на крыше вагона и полную выгрузку груза в межрельсовое
пространство через нижние разгрузочные люки. Гарантируется полная
сохранность перевозимого груза и защита его от атмосферного воздей
ствия благодаря конструктивным особенностям затвора разгрузочных
люков. Вагон имеет грузоподъемность 60 т, массу тары 25,5 т, осевую
нагрузку 209,6 кН, объем кузова 146 м3.
Специализированный вагон модели 124011 (рис. 9.26) грузоподъ
емностью 64 т, предназначенный для холоднокатаной стали в рулонах
или пакетах, имеет кузов с двумя съемными кожухами 1.

Рис. 9.26. Вагон модели 124011 для холоднокатаной стали

417

При погрузке или выгрузке с помощью подъемного крана поочеред
но кожухи снимаются и устанавливается на четыре угловые опоры 14
соседнего или укладываются возле вагона. Для захвата кожухов на каж
дом из них предусмотрено по четыре скобы 4, а для безопасности стро
пальных работ — поручни 3, подножки 10 и 2 и лестница 6. Рулоны ли
стовой стали в вагон укладывают на стационарные и поворотные ложе
менты в один или два ряда в зависимости от диаметра. Фиксируют
рулоны и пакеты от продольных смещений упорными балками (швел
лер № 35), снабженными резиновыми амортизаторами, которые могут
перемещаться вдоль кузова, для чего они снабжены роликами и фикси
рующими стержнями, а для их размещения на боковых продольных бал
кахстенках 9 предусмотрен набор отверстий. Пакеты листов от попе
речных смещений удерживаются передвижными стойками, закрепляе
мыми в поперечных балках рамы, в которых для этой цели имеется набор
отверстий.
Рама кузова образована продольными балками 8, к которым прива
рены продольные балкистенки 9, концевые 13, средние промежуточ
ные 7 и шкворневые 12 поперечные балки. Съемные кожухи 1 кузова
изготовлены из гладких листов 15 толщиной 3 мм. Их каркасом служат
девять дуг 16, верхняя и нижняя 17 продольные обвязки. К нижней об
вязке приварен упор 18, а для герметизации соединений к раме болтами
прикреплены резиновые уплотнительные элементы 19. От продольных
и поперечных смещений кожухи удерживаются торцовыми 5 и боковы
ми 11 упорами, расположенными на раме.
Кузов специализированного вагона модели 17486 (рис. 9.27) грузо
подъемностью 52 т, предназначенного для бестарной перевозки муки,
состоит из рамы 1, в средней части которой отсутствует хребтовая бал
ка, и укрепленных на ней четырех бункеров 2 коническоцилиндричес
кой формы с наружным диаметром 3220 мм, изготовленных из листов

Рис. 9.27. Вагон модели 17486 для бестарной перевозки муки

418

алюминиевого сплава. Сверху емкости соединены между собой пере
ходными мостками. Загрузка их производится сверху самотеком через
люки диаметром 400 мм, которые герметически закрываются крышка
ми, унифицированными с крышками загрузочных люков автомобилей
муковозов. Разгрузка вагона — нижняя с помощью пневмосистемы,
включающей узлы подачи сжатого воздуха и аэрации, продуктопрово
ды с арматурой, штуцеры для подключения манометров и предохрани
тельных клапанов.
Поступающий к нижней части аэрирующей камеры сжатый воздух,
проходя через аэрирующий элемент, придает муке свойство текучести и
мука под давлением воздуха поступает из разгрузочного патрубка в про
дуктопровод вагона, а затем в приемный рукав склада. Система разгрузки
обеспечивает транспортировку муки на расстояние до 200 м и на высоту
до 30 м. Производительность разгрузки составляет 50 т/ч. Падение дав
ления в системе до нуля свидетельствует об окончании процесса раз
грузки.
Вагон модели 1791701 (рис. 9.28) габарита 1Т с конструкцион
ной скоростью движения 120 км/ч постройки ОАО «Стахановский
вагоностроительный завод (Украина) предназначен для бестарной пе
ревозки аммиачной селитры от предприятийпроизводителей к потре
бителям. Загрузка груза в емкости с наружным диаметром 3,2 м произ
водится через загрузочные люки диаметром 400 мм, которые обеспечи
вают возможность загрузки с использованием типовых стационарных
погрузочных устройств. Загрузочные люки имеют крышки с запорным
устройством, обеспечивающим надежное запирание и уплотнение их
в целях предотвращения попадания влаги внутрь емкостей. Разгрузка
вагона производится самотеком через разгрузочные люки в межрель
совое пространство. Разгрузочные люки имеют крышки с ручным при

Рис. 9.28. Вагон модели 1791701 для перевозки аммиачной селитры

419

водом механизма разгрузки и
блокировку от их раскрытия.
Ручной привод механизма раз
грузки обеспечивает плотное
прилегание крышек, исключа
ющее просыпание груза при
перевозке.
Рис. 9.29. Специализированный крытый
Вагон имеет грузоподъем
вагон модели 111807 для перевозки упако
ность
58 т, массу тары 36 т, осе
ванных легковесных грузов
вую нагрузку 230,85 кН, объем
четырех емкостей вагона 80 м3. Вагон может вписываться в кривую с ми
нимальным радиусом 80 м.
Специализированный цельнометаллический крытый вагон модели
111807 (рис. 9.29) габарита 1ВМ с конструкционной скоростью дви
жения 120 км/ч, построенный ОАО «Азовмаш» (Украина), предназна
чен для перевозки упакованных легковесных грузов, требующих защи
ты от атмосферного воздействия, по железным дорогам стран СНГ и
Балтии. Вагон имеет длину по осям сцепления автосцепок 16,97 м и внут
реннюю длину кузова 15,742 м, ширину 3,125 м и высоту 4,625 м, грузо
подъемность 67,2 т, массу тары 26,8 т, осевую нагрузку 235 кН, объем
кузова 138 м3, размеры боковой двери в свету 3,973×2,717 м.

9.2. Полувагоны
Кузова полувагонов [17, 40, 49, 50], предназначенных для перевозки
сыпучих, навальных и штучных грузов (каменный уголь, руда, лес, про
кат металла и др.), не требующих укрытия и защиты от атмосферных
осадков, не имеют крыши. Это обеспечивает удобство производства тру
доемких операций по погрузке и выгрузке с помощью эффективных
средств механизации (мостовых кранов, вагоноопрокидывателей и др.).
Кроме того, многие конструкции кузовов полувагонов снабжаются разгру
зочными люками в полу или боковых стенах, обеспечивающими выгрузку
сыпучих грузов самотеком.
Наиболее распространенный тип универсального полувагона имеет
кузов 1 (рис. 9.30, а) с разгрузочными люками в полу, крышки 2 которых
откидываются, образуя наклонные плоскости. Сыпучий груз 3 самоте
ком выгружается по обе стороны, а при необходимости — в одну сторо
ну от железнодорожного пути. В закрытом положении крышки образу
ют горизонтальный пол, что позволяет транспортировать грузы широ
кой номенклатуры. Такие конструкции кузовов полувагонов могут иметь
420

Рис. 9.30. Конструктивные схемы кузовов полувагонов

торцовые двери или глухие торцовые стены. Причем кузова с глухими
торцовыми стенами более надежны в эксплуатации.
Рациональной конструктивной схемой кузова полувагона является
вариант с трансформируемой системой пола и люками в боковых сте
нах (рис. 9.30, б). Перед погрузкой сыпучего груза крышки 4 откидыва
ются в положение I, образуя совместно с наклонными частями 6 двух
скатный пол. Для выгрузки из кузова сыпучего груза боковые крышки
люков 5 открываются, и груз 3 самотеком высыпается. Перед погруз
кой штучных или длинномерных грузов крышки 4 устанавливаются в
положение II, образуя плоский пол.
Кузов специализированного полувагона для сыпучих грузов может
проектироваться и с нетрансформируемым двухскатным полом 7 (рис.
9.30, в). Откидывающиеся крышки 8 разгрузочных люков в боковых сте
421

нах обеспечивают выгрузку сыпучего груза 3 на стороны. В эксплуатации
нашли также применение полувагоны с конструкцией кузова типа хоп
пер (рис. 9.30, г), предназначенные для перевозки сыпучих грузов, не тре
бующих укрытия и защиты от атмосферных осадков. Торцовые стены 9
такого кузова имеют наклоны в сторону бункерных устройств 10, разгру
зочные люки которых оборудованы крышками 11. Причем имеются кон
струкции люков, обеспечивающие выгрузку сыпучего груза на стороны
от рельсового пути, а также в межрельсовое пространство.
На направлениях с большим объемом перевозок руды и угля обра
щаются замкнутые маршруты, формируемые из специализированных
полувагонов с глухим кузовом (без разгрузочных люков и без торцовых
дверей). Такие полувагоны рассчитаны на разгрузку с помощью вагоно
опрокидывателей.
С целью лучшего использования объема в заданном габарите подвиж
ного состава кузова могут проектироваться с наружным расположением
обшивки 12 стен относительно стоек 13 (рис. 9.30, д). По сравнению с внут
ренним расположением обшивки 12 относительно стоек 13 (рис. 9.30, е)
это обеспечивает увеличение объема кузова и статической нагрузки ва
гона при тех же наружных его размерах.
На примере вагона повышенной до 125 т грузоподъемности рассмот
рим конструкцию кузова универсального восьмиосного полувагона мо
дели 12124 (рис. 9.31) ОАО «НПК Уралвагонзавод» [3]. Он не имеет кры

Рис. 9.31. Кузов восьмиосного универсального полувагона

422

ши, но снабжен разгрузочными люками в полу. По концам кузов обору
дован двухстворчатыми открывающимися внутрь дверями. Рама кузова
имеет хребтовую балку 9, состоящую из двух сваренных между собой
продольным швом Zобразных профилей, перекрытых в месте соеди
нения двутавром. На двутаврах укреплены кронштейны 8 петель для
шарнирного навешивания крышек разгрузочных люков 6. Люки в от
крытом положении располагаются на специальных упорах 11.
В консольной части хребтовой балки установлены передние и зад
ние упоры автосцепки. Передний упор отлит как одно целое с ударной
розеткой 18. Шкворневые балки 10 замкнутого коробчатого сечения
снизу имеют пятники и скользуны. Надпятниковые зоны опорных уз
лов усилены коробками, а над скользунами установлены усиливающие
ребра. Сверху к балкам 15 рамы приварены пороги 17, ограничивающие
открывание створок дверей наружу кузова.
На торцовых поверхностях концевой балки укреплены рычаг расцеп
ного привода 20 автосцепки и поручень составителя 16. Поперечные
балки 13 рамы — двутаврового сечения, верхние их полки имеют гоф
ры, выступающие над уровнем пола, что предупреждает непосредствен
ное опирание длинномерных грузов на крышки разгрузочных люков и
предохраняет их от деформации. Подобные выступающие части имеют
шкворневые балки 10. Гофрированные крышки 6 люков снабжены спе
циальными запорами 5, удерживающими их в горизонтальном положе
нии. Крышки также оборудованы торсионными устройствами, облегча
ющими их подъем при закрывании. Для обеспечения плотного прижа
тия с помощью рычага крышек на нижней обвязке 7 имеются скобы 4.
Боковые стены кузова имеют металлическую обшивку 30 с корыто
образными выштамповками, подкрепленную каркасом, состоящим из
верхней 31 и нижней 7 обвязок, а также угловых 14, шкворневых 3 и
промежуточных 12 стоек. Шкворневые и промежуточные стойки замк
нутого поперечного сечения сварены из Ωобразных профилей. Угло
вые стойки 14 (замкнутого поперечного сечения) сварены из двух Z
образных элементов, укрепленных к верхней обвязке накладками 27.
Верхняя обвязка 31 между стойками усилена накладками 32. Обшивка
30 к каркасу крепится точечной сваркой.
Двухстворчатые двери шарнирно соединены с угловыми стойками
кузова с помощью петель 26. Каждая створка двери состоит из металли
ческой гофрированной обшивки 21, подкрепленной каркасом, состоя
щим из верхней 23 и нижней обвязок, а также вертикальных элементов
22 замкнутого поперечного сечения, сваренных из Ω и Zобразных про
филей. В закрытом положении дверь удерживается запорами — ниж
423

ним 19 и верхним, состоящим из клина 24 и направляющих с упорами
25 для клина, приваренных соответственно к правой и левой створкам две
ри. В открытом положении двери располагаются вдоль боковых стен и удер
живаются специальными поворачивающимися скобами 28, вставляемы
ми в отверстия 29 на верхних обвязках кузова. По концам кузов оборудо
ван наружными 1 и внутренними лестницами, а также подножками 2 и
поручнями, предназначенными для обслуживающего персонала.
На ОАО «НПК Уралвагонзавод» строились также универсальные вось
миосные полувагоны модели 12508 грузоподъемностью 125 т. С целью улуч
шения технических характеристик и повышения эффективности восьми
осных полувагонов ОАО «НПК Уралвагонзавод» были построены усилен
ные образцы, имеющие улучшенные конструктивные схемы.
Универсальный восьмиосный полувагон модели 12542 имеет грузоподъ
емность 130 т. Изготовлен восьмиосный полувагон модели 12506 с кузо
вом, оснащенным боковыми разгрузочными люками, крышки которых
открываются на обе стороны. Кузов универсального восьмиосного полува
гона модели 12124, построенного в габарите Тпр грузоподъемностью 130 т,
имеет люки в полу и глухие торцовые стены. Как показывают результаты
расчетов и опыт эксплуатации железных дорог, применение большегруз
ных восьмиосных полувагонов, имеющих рациональные конструктивные
схемы кузовов, является эффективным при широком их внедрении. Боль
шинство сборочных единиц и деталей в кузовах восьмиосных полувагонов
типовые, что обеспечивает поддержание их технического состояния в экс
плуатации при существующей ремонтной базе. К сожалению, после 1991 г.
восьмиосные полувагоны не строятся по решению бывшего МПС изза
отсутствия необходимого количества ремонтных предприятий для них.
Кузова универсальных четырехосных полувагонов имеют аналогич
ные конструкции отдельных элементов и построены в различных вари
антах. В их конструкциях используются типовые крышки разгрузочных
люков, прокатные и гнутые профили, а также штампованные изделия.
В табл. 9.3 приведены основные технические характеристики неко
торых моделей современных полувагонов общего назначения.
Кузова универсальных четырехосных полувагонов моделей 12119 и
12753 цельнометаллические, изготовлены из типовых профилей и от
личаются некоторыми конструктивными особенностями: полувагон мо
дели 12753 оборудован торцовыми дверями, а полувагон модели 12119
имеет глухие торцовые стены.
Кузов универсального четырехосного полувагона модели 12119 (рис. 9.32),
выполненный с глухими торцовыми стенами 5, обладает большей проч
ностью, так как в нем прочно связаны между собой боковые стены 3.
Кроме того, это позволило увеличить внутреннюю полезную длину без
424

Таблица 9.3
Техническая характеристика универсальных полувагонов
Показатели
Грузоподъемность, т
Тара, т
Объем кузова, м3
База вагона, м
Длина, м:
по осям сцепления автосцепок
по концевым балкам рамы
Ширина максимальная, м
Высота, м:
от уровня головок рельсов
кузова внутри
Число разгрузочных люков, шт.
Размеры разгрузочных люков
в свету, м
Коэффициент тары
Нагрузка от колесной пары
на рельсы, кН
Нагрузка на 1 пог. м пути, кН/м
Конструкционная скорость, км/ч
Габарит по ГОСТ 9238—83

Модели четырехосного полува- Модели восьмиосгона
ного полувагона
12-132 12-119 12-753 12-1000 12-541

12-124

75
25
88
8,65

69
22,5
76
8,65

69
22,5
74
8,65

69
22,46
76
8,65

125
43,3
140,3
12,07

130
46
150
10,55

13,92
12,78
3,158

13,92
12,73
3,13

13,92
12,8
3,21

13,92
12,73
3,134

20,24
19,11
3,19

18,88
17,95
3,3

3,78
2,315
14
1,327×
×1,54
0,333

3,97
3,492
3,48
3,495
2,51
2,06
2,07
2,08
22
14
14
14
1,327× 1,327× 1,327× 1,327×
×1,54
×1,54 ×1,54 ×1,54
0,34
0,326
0,326 0,326

4,312
2,855
20
1,327×
×1,54
0,35

245
71,8
120
1-ВМ

228
65,7
120
0-ВМ

228
65,7
120
0-ВМ

228
65
120
0-ВМ

218
84,5
120
1-Т

215,75
93
120
Тпр

изменения продольных размеров рамы и повысить объем кузова на 2 м3.
Крышки люков типовые с литыми косо расположенными кронштейнами
и оборудованы двухпрутковыми торсионными механизмами. Концевые
балки 4 коробчатого сечения, угловые стойки 1 выполнены в виде пластин
из листового проката толщиной 8 мм. Узлы заделок стоек в раму усилены
планками, нижняя обвязка 2 — из прокатного уголка 160×100×12 мм.
Торцовые стены (рис. 9.33) жестко приварены к боковым стенам кузова.
Металлический каркас, обшитый гладкими стальными листами 4 толщи
ной 4 мм, состоит из верхней 1 и нижней 7 обвязок, двух боковых стоек 2,
двух горизонтальных поясов 3 и двух промежуточных полустоек 5. Верхняя
обвязка 1 сварена из гнутого элемента 160×145×90×6 мм и листа толщиной
5 мм. Боковые стойки 2 выполнены из швеллера № 12, горизонтальные
пояса из Ωобразного гнутого профиля сечением 250×100×9 мм, полустой
ки 5 из швеллера № 16, а нижняя обвязка 7 из уголка 160×100×12 мм.
Боковые стойки 2 к угловым стойкампластинам боковых стен прива
рены с двух сторон, а полустойки 5 — к концевой балке 6 рамы. В целях
425

Рис. 9.32. Универсальный четырехосный полувагон модели 12119

Рис. 9.33. Торцовая стена полувагона модели 12119

426

повышения прочности соединения верхних обвязок торцовых и боко
вых стен предусмотрены приваренные к ним накладки.
В целях повышения провозной способности железных дорог и улуч
шения техникоэкономических показателей на ОАО «НПК Уралвагон
завод» разработаны новые универсальные четырехосные полувагоны с
нагрузкой от колесной пары на рельсы 245 кН.
Кузов полувагона модели 12757 грузоподъемностью 75 т имеет уси
ленную конструкцию. Хребтовая балка рамы кузова изготовлена из двух
усиленных зетов № 31(У) и двутавра высотой 190 мм, сваренных между
собой. В местах соединения промежуточных поперечных балок с хреб
товой предусмотрены вварные усиливающие диафрагмы. Шкворневые
балки коробчатого сечения усилены по сравнению с полувагонами пре
жних выпусков: расстояние между вертикальными листами увеличено
до 150 мм вместо 128, ширина верхнего и нижнего листов возросла на
20 мм, увеличено также на 40 мм расстояние от перегиба нижнего листа
до стенки зета хребтовой балки. Каждая концевая (буферная) балка со
стоит из лобового, двух задних, двух нижних листов и четырех диаф
рагм. На лобовом листе размещены усиливающие подбуферные плиты,
предусмотренные для возможной установки типовых буферных уст
ройств в случае передачи вагонов на западноевропейские железные до
роги. Угловые стойки в зоне наибольших нагрузок усилены накладкой,
для увеличения прочности их заделки они пропущены ниже обвязочно
го угольника на 390 мм. Узлы соединения промежуточных и шкворне
вых стоек с поперечными балками рамы усилены за счет увеличения
высоты заделки с 265 до 312 мм.
Цельнометаллический полувагон модели 124106 (рис. 9.34) габари
та 1ВМ с конструкционной скоростью движения 120 км/ч (АО «Днеп
ровагонмаш») предназначен для перевозки сыпучих мелкокусковых и
штучных грузов по магистральным железным дорогам стран СНГ и
стран Балтии. Полувагон представляет собою кузовную цельнометал

Рис. 9.34. Полувагон модели 124106 для сыпучих и штучных грузов

427

лическую конструкцию, образованную рамой с настилом пола, боко
выми и торцовыми стенами с открытым верхом и разгрузочными люка
ми (14 шт.) в полу кузова, имеющего погрузочное пространство с размера
ми 12,674×3,0×2,07 м. Конструкция полувагона обеспечивает возможность
разгрузки через люки в полу или на вагоноопрокидывателях. Кузов имеет
повышенную жесткость и прочность благодаря применению специальных
замкнутых профилей для верхней обвязки, усилению торцовых стен тре
тьим горизонтальным поясом и увеличенной толщине обшивки.
Полувагон имеет грузоподъемность 70 т, массу тары 23 т, осевую на
грузку 230 кН, объем кузова 78 м3.
Повышение технического уровня вагонного парка железных дорог
СНГ осуществляется путем увеличения доли специализированных по
лувагонов повышенной грузоподъемности, а также с кузовами типа хоп
пер для сыпучих грузов, не требующих укрытия. Применяя современ
ные механизированные средства и методы производства погрузочно
разгрузочных операций, а также гравитационные свойства таких грузов,
специализированные полувагоны с глухими кузовами и кузовами типа
хоппер обеспечивают в эксплуатации значительный техникоэкономи
Таблица 9.4
Техническая характеристика специализированных полувагонов
Показатели
Грузоподъемность, т
Тара, т
Объем кузова, м3
Длина, м:
по осям сцепления автосцепок
кузова внутри
Ширина, м:
максимальная
кузова внутри
Высота от уровня головок
рельсов, м:
максимальная
кузова внутри
Коэффициент тары
Нагрузка от колесной пары
на рельсы, кН
Нагрузка на 1 пог. м пути, кН/м
Конструкционная скорость, км/ч
Габарит по ГОСТ 9238—83

428

Модели четырехосного Модели восьмиосного
полувагона
полувагона
12-1592 12-1505 12-4004 12-538 12-545 22-4024
115
132
131
63
69
71
46
44,57
45
30
21
21,3
71
156
149
154
72,5
83
13,92
12,7

13,92
12,08

20,96
18,52

20,28
19,07

19,49
18,68

15,8
13,42

3,134
2,878

3,18
2,26

3,24
3,026

3,15
2,85

3,312
3,282

3,1
2,92

3,474
2,24
0,3

3,48
2,06
0,3

3,97
2,54
0,476

3,97
2,703
0,35

4,0
2,733
0,34

3,1
1,807
0,4

225,4
66,3
120
0-ВМ

228
66,8
120
0-ВМ

228
44
120
1-Т

218
71
120
1-Т

219
81
120
Т

197,3
101,9
100
1-Т

ческий и социальный эффект.
В табл. 9.4 приведены основ
ные технические характеристи
ки ряда специализированных
полувагонов.
Полувагон модели 12146
(рис. 9.35) со съемной крышей га
Рис. 9.35. Полувагон модели 12146
барита 1ВМ с конструкционной
со съемной крышей
скоростью движения 120 км/ч
постройки ОАО «НПК Уралва
гонзавод» предназначен для перевозки грузов, требующих укрытия от
атмосферных осадков, от повреждений, а также для обеспечения эко
логических требований. Полувагон строится четырех вариантах: кузов
без откосов, крыша без люков; кузов без откосов, крыша с люками; ку
зов с откосами, крыша без люков; кузов с откосами, крыша с люками.
Полувагон имеет две секции крыши массой по 1,81 т, до шести (по тре
бованию заказчика) загрузочных люков диаметром 688 мм в крыше и 14
разгрузочных люков с размерами 1,327×1,54 м каждый в полу полуваго
на. Полувагон длиною по осям сцепления 13,92 м, внутренней шири
ной кузова 12,75 м и наружной высотою 4,113 м имеет грузоподъемность
65 т, массу тары 28 т, осевую нагрузку 230 кН, объем кузова 8 м3.
Цельнометаллический полувагон модели 1229601 (рис. 9.36) габа
рита 1Т с конструкционной скоростью движения 120 км/ч (ОАО «Ал
тайвагон») предназначен для перевозки инертных насыпных, крупно
кусковых грузов, штабельных и штучных грузов, не требующих защиты
от атмосферных осадков. Глухие торцовые и боковые стены имеют свар
ную конструкцию из листов и стоек. Торцовые стены имеют попереч
ные элементы жесткости, а в полу имеются разгрузочные люки. Для за
щиты от выдувания насыпных грузов во время движения на наружных
поверхностях стен кузова предусмотрены устройства для крепления вре
менного съемного укрытия.
Полувагон имеет длину по осям сцепления автосцепок 13,92 м, внут
реннюю длину 12,722 м, внутреннюю ширину и высоту кузова 2,911 и
2,25 м соответственно и базу 8,65 м, грузоподъемность 70 т, массу тары
23,5 т, осевую нагрузку 230 кН, объем кузова 83 м3.
Полувагон модели 12757 (рис. 9.37) габарита 1ВМ с конструкци
онной скоростью движения 120 км/ч (ОАО «Крюковский вагонострои
тельный завод») предназначен для перевозки сыпучих грузов, не требу
ющих защиты от атмосферных осадков. Кузов полувагона имеет откры
вающиеся внутрь торцовые двери и 14 люков в полу, крышки которых в
429

430
Рис. 9.36. Полувагон модели 1229601 с люками в полу

закрытом положении образуют
пол полувагона. Каждая крыш
ка люка оборудована торсио
ном для облегчения ее подъе
ма при закрытии, а открытие
крышек люка – ручное. Конст
рукция кузова полувагона спо
собна выдержать статическую
нагрузку до 75 т. Открытый
сверху кузов позволяет макси
мально механизировать его заг
рузку. Груз выгружается через
люки в полу полувагона или с Рис. 9.37. Полувагон модели 12757 пост
помощью вагоноопрокидывате ройки Крюковского вагоностроительного
завода
ля. Полувагон имеет расширен
ный проем торцовых дверей, что позволяет производить через них также
погрузку и выгрузку крупногабаритных грузов.
Полувагон имеет длину по осям сцепления автосцепок 13,92 м, базу
8,65 м, ширину торцовой двери 2,766 м, грузоподъемность 70 т, массу
тары 24,3 т, осевую нагрузку 230,3 кН, объем кузова 85 м3.
Полувагон с глухими торцовыми стенками и разгрузочными люками в
полу модели 129046 (рис. 9.38) габарита 1ВМ с конструкционной скоро
стью движения 120 км/ч (ОАО «Стахановский вагоностроительный завод»)
предназначен для перевозки насыпных непылевидных навалочных пород
(каменный уголь, руда и др.), штабельных и штучных грузов, не требую
щих защиты от атмосферных осадков. Полувагон имеет цельнометалли
ческий несущий кузов, состоящий из боковых и торцовых стен, рамы и
пола с 14 разгрузочными люками. Все основные несущие и ответственные
узлы и элементы конструкции вагона сделаны из низколегированной стали
марки 09Г2Д. Открытый сверху
кузов позволяет максимально
механизировать погрузку груза;
разгрузка полувагона произво
дится через разгрузочные люки
в полу полувагона на обе сторо
ны. В отличие от ранее постро
енных полувагонов данный по
лувагон имеет увеличенный Рис. 9.38. Полувагон модели 129046 с глу
объем кузова на 11,8 % и увели хими торцовыми стенками и разгрузочными
люками в полу
ченный удельный объем кузова
431

на 13 %. Это позволяет более эффективно использовать такой полувагон
для перевозки грузов, не требующих защиты от атмосферных осадков.
Полувагон имеет грузоподъемность 70 т, массу тары 24 т, осевую на
грузку 230,5 кН, объем кузова 85 м3, удельный объем кузова 1,21 м3/т.
Специализированный четырехосный полувагон с глухим кузовом
модели 121505 (рис. 9.39) разработан на базе универсального полува
гона, в котором разгрузочные люки в полу заменены сплошным насти
лом 2, торцовые двери 4 заварены наглухо.
Для стока воды и зачистки кузова при подготовке вагона под погруз
ку в полу предусмотрены два люка 1, расположенные по диагонали и
открывающиеся вовнутрь. Рама 3 кузова отличается от рамы универ
сального полувагона тем, что в ней для поддержания настила пола меж
ду хребтовой балкой и нижними обвязками боковых стен по дополни
тельной продольной балке из двутавра № 19. Остальные элементы ку
зова мало изменились по сравнению с конструкциями универсальных
полувагонов.
Более совершенную конструкцию кузова и лучшие технические ха
рактеристики имеет специализированный четырехосный полувагон с

Рис. 9.39. Специализированный четырехосный полувагон модели 121505 с
глухим кузовом

432

глухим кузовом модели 121580. Его отличительная особенность состо
ит в том, что рама не имеет двутавра хребтовой балки, что позволило
увеличить внутреннюю высоту и объем кузова до 83 м3, а грузоподъем
ность до 71 т. Глухие торцовые стены кузова аналогичны конструкции,
разработанной для полувагона модели 12119 (см. рис. 9.33). Специали
зированные полувагоны с кузовом, имеющим глухой пол и глухие тор
цовые стены, обладают повышенной надежностью и эффективностью
при эксплуатации на замкнутых полигонах железных дорог, оснащен
ных вагоноопрокидывателями для их разгрузки.
Кузов специализированного четырехосного полувагона с глухим ку
зовом грузоподъемностью 71 т модели 121592 цельнометаллический
сварной конструкции, рама которого включает в себя хребтовую балку
из двух типовых зетов № 31, две шкворневые балки коробчатого сече
ния, две концевые, четыре поперечные промежуточные балки двутав
рового типа и две продольные поддерживающие балки. Боковая стена
состоит из каркаса, включающего в себя верхнюю обвязку из гнутого
профиля толщиной 6 мм, нижнюю обвязку из горячекатаного уголка
160×100×9 мм, шесть вертикальных стоек специального Ωобразного
профиля и две угловые стойки сварной конструкции из листа толщи
ной 8 мм. Каркас перекрыт обшивкой из гнутого листа с периодическими
гофрами, состоящей из двух сваренных между собой профилей — верхнего
толщиной 3,6 мм и нижнего — 4,5 мм. Торцовая стена кузова имеет верх
нюю обвязку из гнутого профиля, два боковых швеллера № 14, два гори
зонтальных пояса жесткости из Ωобразного профиля 110×135×55×6 мм
и обшивку из гладкой листовой стали толщиной 5 мм. Нижний пояс
жесткости связан с концевой балкой рамы тремя короткими стойками.
Цельнометаллический полувагон с глухим кузовом модели 122104
(рис. 9.40) габарита 1Т с конструкционной скоростью движения 120 км/ч
постройки ОАО «Алтайвагон» предназначен для перевозки инертных
насыпных непылевидных крупнокусковых грузов, не требующих защиты
от атмосферных осадков, с раз
грузкой с помощью вагоноопро
кидывателей. Полувагон также
может использоваться для пере
возки штабельных и штучных
грузов с креплением их в соот
ветствии с правилами погрузки
и крепления грузов на открытом
подвижном составе. Цельноме
Рис. 9.40. Полувагон модели 122104 с
глухим кузовом
таллический кузов со скруглен
433

ным нижним поясом и скругленными поверхностями боковых и торцо
вых стен без разгрузочных люков в полу обеспечивает разгрузку полува
гона с минимально возможными остатками грузов. Полувагон имеет
грузоподъемность 70 т, массу тары 23,5 т, объем кузова 81,2 м3, осевую
нагрузку 233,75 кН, внутренние размеры кузова: длина — 12,69 м, ши
рина — 2,89 м, высота 2,25 м.
Кузов специализированного четырехосного полувагона модели 124004
(рис. 9.41), предназначенного для перевозки технологической щепы и
короткомерной древесины (длиной до 2 м) от мест производства к пред
приятиям целлюлознобумажной промышленности по путям промыш
ленных и магистральных железных дорог, представляет собой сварную
цельнометаллическую конструкцию. Боковая стена кузова состоит из
каркаса, обшитого листами 3 двух видов толщиной 3 и 4 мм из гнутых
профилей с периодически повторяющимися гофрами.
Верхняя обвязка каркаса составная, замкнутого сечения, выполнена
из гнутого профиля и уголка, нижняя обвязка — прокатный уголок
160×100×10 мм, связанных между собой стойками из специального про
филя. Рама кузова включает в себя хребтовую балку 2, сваренную из двух
типовых зетов № 31, двутавра № 19 и горбыля, шкворневые балки ко
робчатого сечения из листов толщиной 10 мм (вертикальные и верхний)
и 12 мм (нижний), средние промежуточные поперечные балки, состоя
щие из вертикального (7 мм), верхнего (8 мм) и нижнего (10 мм) листов.

Рис. 9.41. Специализированный полувагон модели 124004 для технологичес
кой щепы

434

Концевые балки — коробчатого сечения, выполнены из двух швелле
ров № 27. Верхняя обвязка торцовых стен изготовлена из замкнутого
прямоугольного профиля 60×80×8 мм, нижняя — из гнутого уголка
180×100×8 мм, поперечные пояса из специального профиля, боковые
стойки — из прокатного швеллера № 12, обшивка — из гладких листов
толщиной 5 мм. Пол кузова в закрытом состоянии образован 22 унифи
цированными крышками 1 разгрузочных люков, крепление которых к
раме и их запирающие устройства аналогичны этим устройствам уни
версальных полувагонов.
На ОАО «НПК Уралвагонзавод» разработаны и построены образцы
большегрузных специализированных восьмиосных полувагонов с глу
хим кузовом в габарите 1Т грузоподъемностью 131 т (модель 12538) и
в габарите Т грузоподъемностью 132 т (модель 12545), в котором впер
вые применена более совершенная и надежная шпангоутная заделка
боковых стен в раму. Кузова этих большегрузных специализированных
полувагонов выполнены с наклонными вовнутрь стенами, что обеспе
чивает лучшие условия высыпания грузов.
Восьмиосный специализированный полувагон грузоподъемностью
115 т модели 224024 предназначен для перевозки крупнокусковой мед
ной руды от мест добычи до металлургических предприятий. Погрузка
руды в полувагон производится экскаваторами с вместимостью ковша
до 6—8 м3, а выгрузка — с помощью вагоноопрокидывателя. Его кузов
цельнометаллический сварной конструкции, изготовленный как одно
целое. Рама кузова состоит из двух усиленных зетов № 31(У), двух кон
цевых, двух шкворневых балок из листового металла толщиной 10, 12
и 14 мм и промежуточных поперечных балок из гнутого профиля
200×120×10 мм. Настил пола выполнен из стального листа толщиной
10 мм. Каркас боковой стены кузова состоит из стоек гнутого профиля
сечением 160×80×10 мм, верхнего обвязочного пояса замкнутого про
филя 160×80×7 мм, нижней обвязки из гнутого специального профиля.
Каркас торцовой стены образован двумя угловыми стойками из уголка
125×125×10 мм, двумя вертикальными стойками корытообразного про
филя толщиной 8 мм, соединенными верхней обвязкой замкнутого про
филя размером 160×80×7 мм, нижней обвязкой служит концевая балка
рамы. Каркас боковых и торцовых стен изнутри кузова перекрыт об
шивкой толщиной 10 мм.
Полувагон с глухим кузовом модели 224008 (рис. 9.42) габарита 1Т
с конструкционной скоростью движения 50 км/ч по путям промыш
ленных предприятий в груженом состоянии полувагона и 100 км/ч по
магистральным путям в порожнем состоянии полувагона постройки
435

АО «Днепровагонмаш» (Укра
ина) предназначен для пере
возки колошниковой пыли,
марганцовистой смеси, окали
ны, обожженной извести,
влажных шламов по внутриза
водским железнодорожным пу
тям металлургических предпри
ятий и по магистральным путям
Рис. 9.42. Полувагон модели 224008 для
(в порожнем состоянии). Боко
сыпучих металлургических грузов
вые стены полувагона для улуч
шения условий разгрузки сдела
ны наклонными, а внутренние
поверхности стен кузова — глад
кие без выступающих частей.
Полувагон имеет длину по
осям сцепления 11,22 м, базу
7,0 м, ширину 3,16 м, высоту
3,555 м, грузоподъемность 100 т,
Рис. 9.43. Полувагон модели 224024 для
массу тары 28,9 т, осевую нагруз
медной руды
ку 313,8 кН, объем кузова 60 м3.
Восьмиосный полувагон с
глухим кузовом модели 224024 (рис. 9.43) габарита 1Т с конструкци
онной скоростью движения 120 км/ч постройки АО «Днепровагонмаш»
предназначен для перевозки по магистральным железным дорогам стран
СНГ и стран Балтии крупнокусковой медной руды от мест ее добычи до
пункта переработки. Конструкция полувагона позволяет производить его
загрузку экскаваторами, а разгрузку – на вагоноопрокидывателях. Ку
зов полувагона цельнометаллический сварной конструкции с усилен
ным настилом пола.
Полувагон имеет длину по осям сцепления автосцепок 15,86 м, базу
7,78 м, ширину 3,1 м, высоту 3,1 м, грузоподъемность 115 т, осевую на
грузку 197,3 кН, объем кузова 70 м3.
Кузов полувагонахоппера грузоподъемностью 65 т модели 22471
(рис. 9.44) для перевозки горячих окатышей и агломерата с температурой
груза 700 °С с места производства на приемные бункеры доменной печи
имеет раму 4, две боковые вертикальные стены 2, две торцовые 1 стены с
углом наклона 41° к плоскости рамы и два бункера с двумя разгрузочны
ми люками 3 размером 3500×400×560 мм. Хребтовая балка рамы выпол
нена из двух двутавров № 45, перекрытых сверху и снизу листами.
436

Рис. 9.44. Специализированный полувагонхоппер модели 22471 для горячих
окатышей

Концевые, шкворневые и поперечные балки рамы имеют сварные
корытообразное, коробчатое и двутавровое сечения соответственно.
Каркас боковой стены состоит из верхнего пояса коробчатого сечения
(швеллер № 14) и гнутого элемента, нижнего пояса и шкворневых стоек —
из замкнутого прямоугольного профиля коробчатого сечения размером
160×80×7 мм. Верхний и нижний пояса связаны между собой шкворне
выми и промежуточными (швеллер № 14) стойками. Каркас торцовой
стены сварен из швеллеров № 10 и 14. Обшивка стен кузова — из набора
съемных панелей гнутого профиля, что обеспечивает им подвижность
при температурных деформациях и предупреждает коробление несущих
элементов кузова. Крышки разгрузочных люков открываются и закры
ваются с помощью специального механизма, приводимого в действие
от пневматического цилиндра с дистанционным управлением.
Четырехосный открытый вагонхоппер для окатышей грузоподъем
ностью 75 т модели 204015 имеет кузов и механизм разгрузки, подоб
ные рассмотренным выше. Съемная обшивка стен толщиной 5 мм и
бункеров — 8 мм при перевозке горячих окатышей и агломерата с тем
пературой груза 700 °С позволяет существенно разгрузить несущий кар
кас кузова от термических деформаций и быстро заменять отдельные
поврежденные листы в процессе эксплуатации.
Кузов четырехосного открытого вагонахоппера модели 20480 гру
зоподъемностью 71 т, предназначенного для перевозки агломерата и
окатышей по магистральным путям и путям промышленных предприя
тий от мест их производства на приемные бункеры доменных печей или
на склады накопления, также оборудован съемной обшивкой бункеров,
боковых и торцовых стен.
437

Рис. 9.45. Открытый вагон хоппер для охлажденного кокса модели 22 4018

Открытый вагон хоппер для сухого охлажденного кокса грузоподъ
емностью 62 т модели 22 4018 (рис. 9.45), предназначенный для эксп
луатации на путях промышленных и магистральных железных дорог,
имеет удлиненную конструкцию кузова объемом 130 м3. Его кузов об
разован двумя боковыми вертикально расположенными фермами и
съемной обшивкой из гофрированного листа и двумя торцовыми на
клонно (под углом 44°) расположенными рамами, оборудованными лег
ко съемной обшивкой из гладкого листа толщиной 8 мм. Продольные
и поперечные элементы рам, расположенные в зоне контакта с гру
зом, защищены горбылем из листового проката толщиной 8 мм. Хреб
товая балка рамы выполнена из типовых зетовых профилей № 31. Две
пары бункеров из листов толщиной 8 мм имеют с наружной стороны
кузова люки с крышками рамной конструкции со съемной обшивкой.
Привод механизма открывания и закрывания крышек пневматичес
кий с дистанционного пульта посредством электропневматической
системы управления. Предусмотрена возможность аварийного ручно
го управления.
Вагон хоппер модели 22 4003 (рис. 9.46) габарита 1 Т с конструкци
онной скоростью движения 100 км/ч постройки АО «Днепровагонмаш»
предназначен для перевозки угля по промышленным путям от шахт и
карьеров к месту его обогащения и усреднения. Вагон имеет пневмати
ческий механизм разгрузки с автоматической блокировкой, гарантиру
ющей надежное запирание крышек разгрузочных люков и сохранность
груза во время его перевозки. Конструкция вагона обеспечивает меха
низированную загрузку и выгрузку перевозимого угля по обе стороны
железнодорожного пути на эстакадах или в приемные бункеры нако
пители.
438

Рис. 9.46. Вагон"хоппер модели 22"4003 для перевозки угля от шахт и карьеров
к местам его обогащения и осреднения

Полувагон имеет длину по осям сцепления автосцепок 15,85 м, базу
11,72 м, ширину 3,24 м, высоту 3,858 м, грузоподъемность 90 т, массу
тары 29,5 т, осевую нагрузку 292,726 кН, объем кузова 83 м3.

9.3. Вагоныплатформы
Кузова платформ, предназначенных для транспортировки длинно"
мерных грузов, металлоконструкций, контейнеров, колесной и гусенич"
ной техники, пакетированных и других грузов, не требующих укрытия,
не имеют стен и крыши. Кузов универсальной платформы (рис. 9.47, а)
состоит из мощной рамы 1 с настилом пола, боковых 2 и торцовых 3
бортов. Кузова специализированных платформ могут быть безбортны"
ми. Например, кузов платформы для транспортировки большегрузных
контейнеров (рис. 9.47, б) не имеет бортов и настила пола, но снабжен
устройствами 4 для фиксации контейнеров, укрепленными на балках
рамы 5. Кузов платформы для транспортировки легковых автомобилей
(рис. 9.47, в) с двухъярусным полом имеет нижнюю 6 и верхнюю 7 рамы
с направляющими устройствами и колесными упорами. На нижнем и
верхнем ярусах кузова размещаются 17 автомобилей «Жигули» или «За"

439

Рис. 9.47. Конструктивные схемы платформ и транспортеров

порожец», 10 «Москвичей» или 8 автомобилей «Волга». Кузов платфор
мы для перевозки леса в хлыстах (рис. 9.47, г) также не имеет бортов и
настила пола, но оборудуется стационарными стойками 8, укрепленны
ми к боковым продольным балкам рамы 9. Кузова сцепов таких плат
форм могут оборудоваться поворотными кониками.
Для перевозки тяжеловесных крупногабаритных грузов, не размеща
ющихся на обычных платформах (мощные трансформаторы, части гид
440

равлических турбин, статоры и роторы генераторов большой мощности,
станины блюмингов и крупных станков, маховики и котлы большого ди
аметра и др.), применяются специальные виды подвижного состава —
транспортеры различных типов. Кузова таких транспортеров имеют раз
нообразную конструктивную форму, а в зависимости от грузоподъем
ности — различные размеры. Кузов платформенного типа транспорте
ра (рис. 9.47, д) имеет мощную раму с ровной или опущенной в средней
части погрузочной площадкой 10. Своими концами 11 рама опирается на
многоосные ходовые части. Колодцевый тип транспортера (рис. 9.47, е)
имеет раму 12 с колодцем посередине и концевыми элементами 13, по
средством которых она опирается на ходовые части. Колодец служит для
размещения выступающей части груза. Транспортер сочлененного типа
имеет разъемный кузов в виде несущих строений 14 и 16 (рис. 9.47, ж),
между которыми размещается груз 15, являясь частью кузова. В порож
нем состоянии строения 14 и 16 соединяются между собой, уменьшая
длину транспортера, что является рациональным в эксплуатации.
На железных дорогах СНГ эксплуатируются различные модели плат
форм, отличающиеся друг от друга техническими характеристиками и
конструктивными особенностями. В табл. 9.5 приведены технические
характеристики некоторых моделей универсальных и специализирован
ных платформ.
Кузов четырехосной платформы общего назначения (универсальной)
(рис. 9.48) состоит из сварной рамы, оборудованной восемью продоль

Рис. 9.48. Кузов универсальной четырехосной платформы модели 134012

441

Таблица 9.5
Техническая характеристика вагонов-платформ

Показатели

Модели универсальных
платформ

Модели специализированных платформ

13-470, для 13-479, для
13-4012 13-401 13-491 контейне- легковых
ров
автомобилей

Грузоподъемность, т
71
Тара, т
21,4
Площадь пола, м2
36,8
База вагона, м
9,72
Длина, м:
по осям сцепления автосцепок 14,62
по концевым балкам рамы
13,4
внутри кузова
13,3
Ширина, м:
максимальная
3,15
внутри кузова
2,77
Высота от уровня головок
рельсов, м:
максимальная
1,81
до уровня пола
1,32
Коэффициент тары
0,30
Удельная площадь, м2/т
0,518
Нагрузка от колесной пары на
рельсы, кН
228
Нагрузка на 1 м пути, кН/м
63,2
Конструкционная скорость, км/ч 120
Габарит по ГОСТ 9238—83
0-ВМ

70
21
36,8
9,72

73
27
50,8
14,4

60
22
46
14,72

20
26
130
16,5

14,62
13,4
13,3

19,62
18,4
18,3

19,62
18,4
—

21,66
20,8
—

3,14
2,77

3,06
2,88

2,50
—

3,25
—

1,81
1,30
0,30
0,52

1,81
1,30
0,40
0,80

1,365
1,30
0,36
0,76

3,22
1,21
1,30
6,5

228
62,2
120
0-ВМ

245
51
120
1-ВМ

200
41,8
140
0-ВМ

113
21,2
120
1-Т

ными боковыми 1 и двумя торцовыми 25 бортами. Рама снабжена мощ
ной уменьшающейся к консольным частям хребтовой балкой 10, состо
ящей из двух двутавров переменной высоты. Боковые продольные бал
ки 11 состоят из двутавров; шкворневые балки 12 имеют замкнутое по
перечное сечение. В месте пересечения хребтовой 10 и шкворневых 12
балок установлены пятники 15, которые усилены сверху надпятнико
выми диафрагмами. В консольных частях хребтовой балки 10 укрепле
ны задние 16 и передние 19 упорные кронштейны, объединенные удар
ной розеткой автосцепки 20, а также предохранительные планки 17,
предназначенные для защиты от истирания вертикальных стенок дву
тавров. На нижнем листе шкворневых балок установлены скользуны 14,
над которыми расположены усиливающие ребра 13.
442

На концевых балках 21 укреплены кронштейны 22, служащие опо
рой для торцовых бортов 25 в открытом положении. При погрузке ко
лесной техники самоходом с заездом вдоль платформы кронштейны 22
и торцовые борта 25 воспринимают значительную нагрузку. На конце
вой балке 21 укреплен рычаг 23 расцепного привода автосцепки. Ос
новные поперечные балки 7 имеют переменное по высоте сечение, а
промежуточные 8 — постоянное двутавровое сечение. Верхняя плоскость
поперечных балок 7, 8 и 12 расположена ниже уровня пола на высоту
вспомогательных продольных балок 6 и 9.
Настил пола комбинированный: металлический 18 в средней части
и деревянный 5 по бокам. Доски пола одним концом заводятся в Sоб
разную балку 9, а другой их конец укреплен к продольным боковым бал
кам 11 гнутым специальным элементом 4. На боковых продольных бал
ках рамы укреплены лесные скобы 2, а также кронштейны шарниров и
упоры клиновых запоров 3 продольных бортов. Торцевые борта 25, име
ющие меньшую высоту по сравнению с продольными, в вертикальном
положении фиксируются клиновыми запорами 24.
Вместо деревянного пола по бокам платформы можно применять,
например, цельнометаллический модульный пол, который представля
ет собой цельнометаллическую пространственную решетку из соединен
ных между собой металлическими стержнями или сваркой металличес
ких профильных в поперечном направлении полос или лент, располо
женных друг от друга на определенном расстоянии и имеющих одинаковое
поперечное сечение в виде сегмента или гофра определенного радиуса
[40]. Такой пол по сравнению со стандартным деревометаллическим по
лом имеет следующие преимущества:
– значительно повышается надежность и работоспособность блока
вагона «рама—пол» и всего вагона в целом;
– обеспечивается исправность и долговечность всех элементов и уз
лов конструкции рамы платформы для увеличения работоспособности
вагона на заданный межремонтный период эксплуатации и ресурс сро
ка службы платформы;
– позволяет создавать принципиально новые конструкции универ
сальных платформ, в которых рама и пол являются единой цельноме
таллической несущей системой повышенной прочности практически без
увеличения массы тары платформы за счет уменьшения количества под
порных элементов рамы;
– создается дополнительный запас прочности рамы и пола при воз
действии на них эксплуатационных нагрузок;
443

– позволяет повысить действующие на пол нагрузки до 40—60 кН на
площади 100 см2, что дает возможность обеспечить сохранность, долго
вечность и работоспособность всей платформы в целом, а также повы
сить производительность погрузоразгрузочных механизмов, усилить
крепление на полу перевозимых грузов за счет применения специаль
ных инвентарных подклинивающих устройств с сопрягающими повер
хностями с верхним контуром цельнометаллического модуля пола в виде
зубьев, входящих в свободное пространство между полосами или лента
ми модуля пола.
Возможны четыре варианта цельнометаллического модульного пола
(рис. 9.49), первые три варианта позволяют крепить на полу гвоздями
диаметром 6 или 8 мм предохранительные деревянные подкладки при
перевозке крупногабаритных грузов, отличающиеся формой и кривиз
ной изгиба пластин или ленты. Четвертый вариант пола позволяет про
изводить подогрев слеживающихся и смерзающихся сыпучих грузов
перед их загрузкой путем подачи в трубы пара, размещения в них элек
трических нагревателей или создания в трубах гидравлического удара
при подаче воды под давлением. Свободное пространство между поло
сами или лентами обеспечивает пластическую деформацию тела гвоздя
при его забивании в пол для крепления к нему предохранительных де
ревянных брусков, предотвращающих продольное и поперечное пере
мещения перевозимых грузов на полу платформы. С учетом размеров и

Рис. 9.49. Варианты цельнометаллического модульного пола для платформы

444

конструкции рамы платформы модули делаются определенной длины
и ширины, которые соединяются сваркой между собой и с рамой плат
формы по всей площади модуля. Расстояние между полосами или лен
тами, радиус их изгиба расчитываются исходя из требуемой удержива
ющей силы гвоздя в модульном полу.
При серийном промышленном изготовлении цельнометаллическо
го модульного пола можно использовать стандартную прокатную поло
совую конструкционную сталь сечением полос 3×25, 3×30, 4×25, 4×28,
4×30, 4×32, 4×36, 4×40 мм или стандартные металлические ленты тол
щиной 2,9 мм и шириной 25, 26, 28, 30, 32, 34, 36, 38, 40 и 45 мм.
Для защиты от коррозии и заполнения воздушных пространств меж
ду металлическими полосами или лентами пол обрабатывается специ
альными смолистыми мастиками или полимерными покрытиями и на
полнителями (мастика типа БАС, полиэфирная смола, пенополиуретан).
Может применяться также комбинация из наполнителя в виде порис
той резины, сверху которой навулканизирован плотный резиновый лист
толщиной 5—10 мм.
Расчеты массы тары платформы и ее непосредственное взвешива
ние показали, что при оптимальных размерах металлических полос или
лент 4×32 мм при стандартной конструкции рамы платформы, рассмот
ренной выше, масса тары платформы с цельнометаллическим модуль
ным полом больше на 500 кг по сравнению с массой тары платформы с
деревометаллическим полом. Если же облегчить массу конструкции
рамы платформы, рационально распределить ее в поперечном сечении
рамы, то можно достигнуть или снижения массы тары платформы или
увеличения сечения металлических полос до 4×40 мм при сохранении
прежней тары платформы с деревометаллическим полом для повыше
ния прочности и долговечности работы цельнометаллического модуль
ного пола платформы.
Кузов универсальной платформы модели 13401 отличается от моде
ли 134012 в основном конструкцией рамы и настилом пола: хребтовая
балка сварена из двух двутавров № 60 В, а не из двутавра № 70, пол на
стлан из досок толщиной 55 мм и не покрыт металлическим листом в
средней части и др. Грузоподъемность ее на 1 т меньше и составляет 70 т.
Борта, их запоры, устройства для увязки и крепления грузов аналогич
ны по конструкции применяемым на кузове платформы модели 134012.
Анализ техникоэкономических характеристик и конструкций уни
версальных платформ показывает, что их грузоподъемность в течение
последних лет возросла с 62 до 71 т, тогда как линейные размеры и по
грузочная площадь оставались неизменными. В результате уменьшалась
445

удельная площадь, приходящаяся на тонну грузоподъемности, падала
статическая нагрузка вагона и снижалась эффективность платформ в
эксплуатации. Поэтому в перспективе наметились пути усовершенство
вания универсальных платформ, основным из которых является удли
нение кузова, что позволяет увеличить удельную площадь пола, отне
сенную к тонне грузоподъемности, повысить эффективность платформ
в эксплуатации.
Кузов универсальной платформы модели 13491 удлинен на 5 м, в
результате чего возросла площадь пола на 40 %, повысился коэффици
ент использования грузоподъемности до 0,8 вместо 0,55 и снизилась се
бестоимость перевозок грузов. Кузов удлиненной платформы снабжен 14ю
боковыми бортами (по семь с каждой стороны). Ее рама (рис. 9.50) зна
чительно усилена. Хребтовая балка 8 сварена из двух двутавров № 90,
соединенных между собой диафрагмами 17 и усиленных ребрами 15,
листами 16 и гнутым Побразным профилем 18.
Боковые балки 5, выполненные из двутавра № 55, имеют постоян
ную длину и высоту. По верхней наружной полке балки обрамлены Z
образным профилем 4 № 65. Вдоль боковых балок приварены лесные
скобы 2 и державки 3 для клиновых запоров бортов. Сварные концевые
балки 1 с розеткой 11 автосепки Побразной формы состоят из верти
кального (8 мм), верхнего (10 мм) и нижнего (8 мм) горизонтальных

Рис. 9.50. Рама универсальной удлиненной платформы модели 13491

446

листов. К вертикальным листам балок приварены кронштейны 10, слу
жащие для поддержания и создания надежной опоры для торцовых бор
тов в открытом положении. Сварные шкворневые балки 9 рамы замкну
того коробчатого сечения состоят из двух вертикальных (10 мм) и двух
горизонтальных (10 мм) листов. К нижнему листу балки приварены сколь
зуны 12 и на болтах закреплены пятники 13. Зоны соединения шкворне
вых балок с хребтовой усилены диафрагмами 14. Поперечные сварные
балки 7 двутаврового сечения оснащены фигурным вертикальным лис
том (10 мм) для постановки продольной балки 6 так, чтобы ее верх распо
лагался на одном уровне с верхом хребтовой 8 и боковыми 5 балками рамы.
Продольные балки 6, служащие дополнительными опорами для пола,
выполнены из гнутого Ωобразного профиля размером 220×100×5 мм.
Специализированная платформа модели 13470 для перевозки кон
тейнеров отличается большими продольными размерами и не имеет
бортов. Ее рама (рис. 9.51) сверху оборудована специальными упорами:
десятью поворотными 21 и четырьмя угловыми неподвижными 23, пред
назначенными для крепления типовых большегрузных контейнеров за
нижние угловые фитинги.
Поворотный упор состоит из панели 26 и жестко закрепленными на
ней двумя упорами 27. Панель поворачивается на шарнире, состоящем
из валика 29, опорных ушек 31 и петли 32. В рабочем положении упоров
панель фиксируется планками 28, а в нерабочем положении она отме
чена позицией 30. Хребтовая балка 14 рамы выполнена из двух двутав
ров № 60 переменной по длине высоты сечения, сверху перекрытых
листом 3 (400×12 мм) на протяжении всей длины балки, а также снизу в
средней части на длине 7 м усилены полосами 6 (150×14 мм). В местах
пересечения со шкворневыми 22, поперечными основными 19 и допол
нительными 20 балками двутавры хребтовой балки соединены диафраг
мами 24, а в консольных частях усилены задними 13 и передними 12,
объединенными с ударной розеткой 11, упорами автосцепки. К нижне
му листу шкворневой балки 22 приварены скользуны 25 и на болтах зак
реплены пятники 5, посредством которых рама опирается на ходовые
части. Для крепления деталей тормозного оборудования к боковой и
хребтовой балкам приварены кронштейны 15, 16 и 17. Боковые балки 9
выполнены из двутавров № 60, имеют переменную высоту и снизу уси
лены полосами (150×14 мм) в средней части. На каждой боковой балке
9 по диагонали рамы приварены лестницы 7, а к концевым балкам 8 —
поручни составителя 10, стойки 1 с поручнями 2, предназначенные для
обслуживающего персонала. Для крепления привода стояночного тор
моза служит балка 18, приваренная к боковой и хребтовой балкам. В кон
447

448

Рис. 9.51. Рама платформы модели 13470 для большегрузных контейнеров

сольной части рамы установлены раскосы 4 коробчатого сечения, сва
ренные из двух швеллеров № 14. Кузов данной модели рассчитан на раз
мещение шести контейнеров типа 1Д массой брутто 10 т, или трех кон
тейнеров типа 1С массой брутто 20 т, или двух разнотипных контейне
ров — одного типа 1А массой брутто 30 т и одного типа 1С. Расстояние
между центрами упоров смежных панелей соответствует межцентровым
расстояниям фитингов перечисленных типов контейнеров.
С целью повышения эффективности вагонов на базе платформы
модели 13470 создана платформа модели 139004, в конструкцию кузо
ва которой введен настил пола и торцовых бортов, что стало возмож
ным использовать ее для транспортировки не только большегрузных
контейнеров, но также колесной техники и других грузов. Хребтовая
балка рамы платформы модели 139004, грузоподъемность которой со
ставляет 65 т при той же длине, что и у модели 13470, выполнена из
двух двутавров № 70 В, а боковые продольные балки — из двутавров
№ 55 также переменной высоты. Усилены и другие части рамы. Настил
пола комбинированный: средняя часть его шириной 500 мм выполнена
из рифленого листа толщиной 4 мм, а боковые части — из досок толщи
ной 55 мм. Для поддержания настила пола предусмотрены дополнитель
ные продольные балки рамы из швеллера № 10. В платформе использо
ваны типовые торцовые борта и их клиновые запоры, применяемые в
конструкции универсальной платформы модели 134012.
Вагонплатформа модели 134095 (рис. 9.52) габарита 0ВМ с кон
струкционной скоростью движения 120 км/ч (АО «Днепровагонмаш»)
предназначен для перевозки автопоездов, грузовых автомобилей с при
цепами и крупнотоннажных контейнеров. Используется в смешанных
автомобильножелезнодорожных перевозках, позволяющих совмещать
преимущества обоих видов транспорта. Конструкция платформы обес
печивает возможность погрузки автопоездов без расцепления полупри
цепов с тягачами и свободное продвижение автопоезда по всей длине
состава из однородных вагоновплатформ. Специальные упоры гаран
тируют надежную фиксацию при перевозке как автопоездов, так и кон
тейнеров. Вагонплатформа используется в составе маршрутных поез
дов на магистральных железных дорогах стран СНГ, стран Балтии и на
западноевропейских железных дорогах с шириной колеи 1435 мм. Плат
форма адаптирована для работы в сети международных транспортных
коридоров и позволяет транспортировать любой тип автопоезда, соот
ветствующего Евростандарту.
Вагонплатформа имеет грузоподъемность 48 т, длину по осям сцеп
ления 22,52 м, базу 17,8 м, длину по концевым брусьям рамы 21,3 м,
449

длину погрузочной площадки 12,28 м, расположенной на высоте 968 мм
от уровня головок рельсов, массу тары 28 т, осевую нагрузку 186,2 кН.
Кузов двухъярусной платформы для легковых автомобилей модели
13479 (рис. 9.53) имеет нижнюю 4 и верхнюю 2 рамы с металлическим
настилом пола, оборудованным направляющими устройствами, обес
печивающими погрузку и выгрузку машин самоходом, а также надеж
ное их крепление во время движения в поезде. Верхняя и нижняя рамы
соединены между собой четырьмя концевыми 1 и двумя средними 3
стойками. Для подъема на верхнюю раму платформа оборудована лест
ницами 6 и переходными площадками 5.
Стойки кузова коробчатого сечения из гнутых профилей толщиной
листа 6 мм. На нижнюю раму, имеющую хребтовую, две продольные бо
ковые, две концевые, две шкворневые, одну среднюю усиленную и четыре
промежуточные поперечные балки, а также две сквозные и четыре укоро
ченные продольные балки, настлан пол из гофрированного листа толщи
ной 3 мм и высотой гофров 30 мм, в котором предусмотрены щелевые от
верстия для установки упоров (см. рис. 9.11) под колеса автомобилей. На
правляющие устройства, предназначенные для постановки автомобилей
своим ходом, представляют собой систему ограждений из труб, направля
ющих роликов и рольгангов. Верхняя рама, состоящая из средней и двух
боковых продольных, двух концевых, двадцати промежуточных и трех
усиленных поперечных балок, имеет настил пола из гофрированного
листа, как и на нижнем ярусе. Автомобили на платформе закрепляются
с помощью 68 колесных упоров стационарного типа.
Платформа модели 23469 для перевозки леса в хлыстах имеет мощ
ную раму (рис. 9.54), оборудованную двенадцатью металлическими ста
ционарными стойками (по шесть с каждой стороны) и металлическим
гофрированным листом 7 толщиной 2,5 мм. Рама платформы образова
на хребтовой балкой 6 двумя боковыми продольными 2 и концевыми 1,
шкворневыми 4, четырьмя основными 5 и одиннадцатью поперечными
3 балками.
Хребтовая балка 6 выполнена из двух двутавров № 70Б переменной
по длине высоты, перекрытых в средней части листом 8 толщиной 8 мм,
а против каждой поперечной балки, соединенных диафрагмами 12 и
двутаврами № 10 поз. 10, в консольных частях она усилена объединен
ными упорами автосцепки.
Боковые продольные балки 2 выполнены из двутавра № 55Б пере
менной по длине высоты, концевые — сварные коробчатого сечения из
листов толщиной 8 мм (вертикальный) и 10 мм (два горизонтальных),
шкворневые 4 — сварные замкнутого сечения из листов толщиной 10 мм
450

451

Рис. 9.53. Двухъярусная платформа модели 13479 для перевозки легковых автомобилей

Рис. 9.52. Вагонплатформа модели 134095 для автопоездов и крупнотоннажных контейнеров

Рис. 9.54. Рама кузова платформы модели 23469 для транспортировки леса в
хлыстах

(два вертикальные) и 12 мм (два горизонтальные). К нижнему листу
шкворневой балки на расстоянии 762 мм от продольной оси рамы при
варены скользуны 13, а в зоне пересечения с хребтовой — на болтах при
креплены пятники 11. В основных поперечных балках 5 предусмотрены
отверстия 9, служащие для пропуска труб воздушной тормозной магист
рали. Вспомогательные поперечные балки 3, служащие для поддержания
настила пола и крепления тормозного оборудования, выполнены из про
катного уголка 60×40×6 мм. Между противоположными стойками, при
варенными по обе стороны рамы в местах приварки поперечных балок,
поперек вагона установлены гребенки высотой 100 мм для предохране
ния от смещения хлыстов леса вдоль платформы. Стойки оборудуются
верхними кронштейнами, которые в рабочем состоянии имеют форму
верхнего очертания габарита подвижного состава. Механизм их поворо
та позволяет осуществлять поворот и подъем кронштейнов с поверхнос
ти земли одним рабочим. По требованию заказчика кузов вагона обору
дуется цепными стяжками вместо Гобразных кронштейнов.
Вагонплатформа модели 13401215 (рис. 9.55) габарита 1Т с кон
струкционной скоростью движения 120 км/ч (АО «Днепровагонмаш»)
452

Рис. 9.55. Вагонплатформа модели 134012 для перевозки леса и крупнотон
нажных контейнеров

предназначен для перевозки леса и лесных материалов, а также крупно
тоннажных контейнеров. Платформа имеет восемь пар жестко закреп
ленных на ее раме стоек, попарно связанных между собой гребенками,
и специальные упоры для крепления контейнеров. Платформа обеспе
чивает надежное крепление грузов без применения временных (разо
вых) увязочных реквизитов, удобство проведения погрузоразгрузочных
операций, компактность размещения грузов и максимальное использо
вание грузоподъемности. На платформе можно перевозить два контей
нера типа 1С (1СС) длиной 6 м или один контейнер типа 1А (1АА) дли
ной 12 м, а также длинномерные грузы. Платформа имеет грузоподъем
ность 69 т, массу тары 25 т, осевую нагрузку 230 кН.
Вагонплатформа модели 134092 (рис. 9.56) габарита 1Т с конст
рукционной скоростью движения 120 км/ч (АО «Днепровагонмаш»)
предназначен для перевозки различных длинномерных грузов (рельсы,
трубы длиной до 25 м. Конструкция платформы обеспечивает также воз
можность перевозки трех крупнотоннажных контейнеров типа 1С (1СС)
длиной 6 м или двух контейнеров типа 1А (1АА) длиной 12 м.
Платформа имеет длину по осям сцепления 27 м, базу 20,78 м, ши
рину 3,0 м и высоту 2,045 м, грузоподъемность 63 т, массу тары 31 т, осе
вую нагрузку 230 кН.
Вагонплатформа модели 131172 (рис. 9.57) габарита 1Т с конст
рукционной скоростью движения 120 км/ч, построенный ЗАО «ТД Ру

Рис. 9.56. Вагонплатформа модели 134092 для длинномерных грузов

453

сукрвагон», предназначен для
перевозки крупнотоннажных
контейнеров типоразмеров 1А,
1АХ, 1АА, 1С, 1СХ, 1СС, 1СХ,
1В, 1ВХ в соответствии с ГОСТ
Рис. 9.57. Вагонплатформа модели 131172
для перевозки крупнотоннажных контей 18477—79 и стандартом ISO.
Платформа имеет четыре ста
неров
ционарных фитинговых упора
и 16 — откидных; грузоподъемность платформы 72 т, масса тары 22 т,
осевая нагрузка 230 кН, высота от уровня головок рельсов 1060 мм.
Вагонплатформа модели 13401209 (рис. 9.58) габарита 0ВМ с
конструкционной скоростью движения 120 км/ч (АО «Днепровагон
маш») предназначен для перевозки контейнеровцистерн. Конструкция
платформы обеспечивает удобство проведения погрузоразгрузочных
операций, максимальное использование грузоподъемности. Специаль
ные упоры, жестко укрепленные на раме платформы, обеспечивают на
дежную фиксацию контейнеровцистерн и сохранность их при перевоз
ке. Платформа имеет длину по осям сцепления 14,62 м, базу 9,72 м,
ширину 2,87 м, грузоподъемность 72 т, массу тары 18,2 т, осевую нагруз
ку 221,1 кН.
Вагонплатформа модели 132118 (рис. 9.59) габарита 1Т с конст
рукционной скоростью движения 120 км/ч, изготовленный ОАО «Ал
тайвагон», предназначен для перевозки контейнеровцистерн типов 1АА
ISO массой брутто 30,48 т, танкоконтейнеров типов 1СС ISO массой
брутто 24 т, 1МО 1, 1МО 2, 1МО 5. Платформа сделана длиннобазной с
короткими хребтовыми балками из двух зетов по концам рамы, через

Рис. 9.58. Вагонплатформа модели 134012 09 для контейнеровцистерн

454

которые продольные силы пере
даются на боковые балки рамы
через сварные раскосы из дву
тавров. Продольные балки рамы
из двутавра представляют собой
балку равного сопротивления
изгибу. Для крепления контей
неров на раме платформы име
ются откидывающиеся упоры в
средней части и стационарные
на лобовых брусьях рамы плат
формы.
Платформа имеет длину 26,22 м
по осям сцепления автосцепок и
25 м по раме, базу 19 м, ширину
3,0 м, грузоподъемность 69 т,
массу тары 25 т, осевую нагрузку
230,3 кН.
Вагонплатформы модели 13
1796 габарита 1Т и модели 13
1798 (рис. 9.60) габарита 1ВМ с
конструкционной скоростью
движения 120 км/ч, изготовлен
ный вагоностроительным заво
дом ОАО «Азовмаш», предназна
чены для перевозки крупнотон
нажных контейнеровцистерн.
Они имеют соответственно: гру
зоподъемность 70 и 73 т, массу
тары соответственно 23,5 и 21 т,
коэффициент тары 0,336 и 0,288,
осевую нагрузку 233,75 и 235 кН,
длину по осям сцепления 25,69 и
19,62 м, базу 18,5 и 13,46 м, ши
рину 3,184 и 3,164 м.
Вагонплатформа модели 13
211803 (рис. 9.61) габарита 1Т
с конструкционной скоростью
движения 120 км/ч, построенный
ОАО «Алтайвагон» и ОАО «Завод

Рис. 9.59. Вагонплатформа модели 132118
для перевозки крупнотоннажных контей
неровцистерн

Рис. 9.60. Вагонплатформа модели 131796
для перевозки крупнотоннажных
контейнеровцистерн

Рис. 9.61. Вагонплатформа модели 13
211803 для перевозки труб и длинномер
ного листового проката

455

металлоконструкций» (г. Энгельс), предназначен для перевозки труб ди
аметром от 530 до 1420 мм и длинномерного листового проката размера
ми 2,65×24,3 м. Платформа длиной 26,22 м по осям сцепления автосцепок
и 25 м по раме, с базой 19 м, шириной 3,15 м, с погрузочной площадкой
шириной 2,552 м имеет грузоподъемность 62 т, массу тары 32 т, осевую на
грузку 230,5 кН, погонную нагрузку 35,85 кН. Платформа свободно впи
сывается в кривые с минимальным радиусом 80 м. Такая платформа была
разработана ЗАО «Транспортные системы» (г. Москва) совместно с кафед
рой «Вагоны и вагонное хозяйство» Московского государственного уни
верситета путей сообщения (МИИТа) под руководством проф. В.Н. Фи
липпова и проф. Г.И. Петрова.
Вагонплатформа модели 134108 для перевозки труб диаметром от
530 до 1420 мм (ОАО «Завод металлоконструкций» г. Энгельс, входящее
в состав ЗАО «Русукрвагон») имеет принципиально такую же конструк
цию, что и модели 13211803, но база ее равна 20 м, а погрузочное про
странство имеет длину 24,44 м, ширину 2,88 м и высоту 2,63 м.
Этот же завод строит также длиннобазные платформы модели 23
46907 габарита 1Т с конструкционной скоростью движения 120 км/ч
для перевозки крупнотоннажных контейнеров типа 1ААА, 1АА, 1А, 1АХ,
1СС, 1С, 1СХ в соответствии с ГОСТ 18477—79 и стандартом 150. Плат
форма с четырьмя стационарными и 24 откидывающимися упорами для
крепления контейнеров имеет грузоподъемность 69 т, массу тары 25 т,
коэффициент тары 0,362, максимальную осевую нагрузку 230,5 кН, мак
симальную погонную нагрузку 36,5 кН/м, длину по осям сцепления ав
тосцепок 25,22 м, базу 19 м, длину рамы 24 м. Одиночная платформа
может безопасно проходить кривые с минимальным радиусом 80 м.
Кузов специализированного восьмиосного вагона модели 13934 для
перевозки рельсов длиной 25 м грузоподъемностью 130 т состоит из рамы
и двух подвижных торцовых стен, соединенных с рамой упругими эле
ментами.
Платформа модели 13
211407 (рис. 9.62) габарита 0ВМ
с конструкционной скоростью
движения 120 км/ч, построен
ная ОАО «Алтайвагон», пред
назначена для перевозки леса.
С рамой платформы жестко со
единены боковые металличес
Рис. 9.62. Вагонплатформа модели 13211407 кие стойки и прочные металли
для перевозки лесных грузов
ческие торцовые стенки. Плат
456

форма с таким кузовом длиною по осям сцепления автосцепок 14, 62 м,
базой 9,72 м, шириной 3,22 м, с максимальной высотой 4,6 м, с высотой
от уровня головок рельсов до уровня пола 1,25 м имеет грузоподъем
ность 66 т, массу тары 26,2 т, осевую нагрузку 230,5 кН, погонную на
грузку 61,87 кН/м, коэффициент тары 0,397.
Платформы модели 13198 с глухими высокими торцовыми стенка
ми и с боковыми металлическими стойками для перевозки лесоматериа
лов и машин на колесном ходу строит ОАО «НПК Уралвагонзавод». Плат
форма габарита 1ВМ с конструкционной скоростью движения 120 км/ч
имеет грузоподъемность 65 т, массу тары 25,5 т, погрузочный объем 100 м3,
осевую нагрузку 223 кН, погонную нагрузку 63,78 кН/м, коэффициент
тары 0,392, длину по осям сцепления автосцепок 13,92 м, базу 8,65 м,
высоту от головок рельсов до верхней части стоек 4,265 м, наружную
ширину по стойкам 3,158 м, длину консоли 2,025 м.
Кузов вагона модели 134082, предназначенного для транспортировки
троллейбусов по магистральным железнодорожным путям, представля
ет собой цельнометаллическую конструкцию, установленную на плат
форму с металлическим настилом пола, снабженную запирающейся
торцовой дверью для въезда техники и внутренним оборудованием, со
стоящим из комбинации различных кронштейнов, упоров, талрепов и
других приспособлений. Вагон с таким кузовом может быть использо
ван для перевозки другой аналогичной техники.

9.4. Транспортеры
Железнодорожные транспортеры предназначены для перевозки гру
зов, которые по своим габаритным размерам и массе невозможно пере
возить обычными универсальными вагонами. Такими грузами являют
ся мощные трансформаторы, крупногабаритные узлы гидравлических
турбин, статоры и роторы генераторов большой мощности, станины
блюмингов и слябингов и крупных станков, маховики, котлы большой
длины и т.п. На железных дорогах России и стран СНГ эксплуатируют
ся транспортеры платформенного, площадочного, колодцеобразного,
сочлененного и сцепного типов грузоподъемностью от 55 т (четырехос
ный) до 500 т (тридцатидвухосный) с числом колесных пар: 4; 6; 8; 10;
12; 16; 20; 28; 32.
Основные технические характеристики транспортеров приведены в
табл. 9.6.
Рама восьмиосного транспортера платформенного типа (рис. 9.63)
сварной конструкции состоит из четырех двутавровых балок равного
457

Таблица 9.6
Технические характеристики транспортеров
Показатели
Тип

Модели
14- 14- 14- 14- 14- 14- 14- 14- 146048 6055 6056 6063 6046 6057 6067 6071 135

М138

14139
сч.

пл.

пт.

кл.

пл.

пл.

сч.

пл.

пл.

сч.

сц.

Число осей

4

8

8

8

16

16

16

16

28

32

32

Грузоподъемность, т

62

120

120

120

220

240

220

225

400

480

500

Масса тары, т

25,6 54,3 ,54,3

56

127

110

126 126,5 200,5 211

217

Длина по осям
сцепления, м

16,85 24,13 25,28 26,25 35,95 43,54 38,23 40,83 48,02 62,76 63,49

Осевая нагрузка, кН

216

218

218

220

217 219 216,3 220

214

216

224

Погонная нагрузка брутто,
кН/м

52,1 72,23 68,95 67,05 96,52 80,38 90,5 86,08 125

Коэффициент
тары

0,41 0,45 0,45 0,466 0,577 0,458 0,572 0,562 0,5 0,439 0,434

110 112,93

Конструкционная
скорость, км/ч:
груженого

120

120

120

120

120 100

120

100

80

80

80

порожнего

120

120

120

120

120

120

120

120

100

100

100

Габарит по
1-Т 1-ВМ 1-Т 02-ВМ 1-Т
ГОСТ 9238—83

1-Т

1-Т

1-Т

1-Т

1-Т

1-Т

Примечание: пл. — площадочный, пт. — платформенный; кл. — колодцевый, сч. —
сочлененный, сц. — сцепной

сопротивления изгибу, к которым приварен металлический пол толщи
ной 14 мм с рядом отверстий для крепления перевозимого груза. Для
этой же цели предусмотрены кронштейны двутавровых балок рамы
транспортера.
Рама с главной несущей балкой 3 и концевыми элементами 4 транс
портера колодцевого типа (рис. 9.64) через сферические пятники 5 и
продольные концевые балки 1 опирается на четырехосные тележки 7.
На балках 1 размещены типовые автосцепные устройства 6 и оборудо
вание автотормоза 2. Боковые продольные балки 3 образованы верти
кальной стенкой толщиной 16 мм и горизонтальными поясами разме
458

Рис. 9.63. Восьмиосный транспортер платформенного типа

Рис. 9.64. Транспортер колодцевого типа

рами 45×360 мм, которые в средней части усилены дополнительными
накладками сечением 20×240 мм. Концевые балки 1 сверху перекрыты
сплошным листом толщиной 12 мм. Колодец (пустота) несущей балки 3
имеет длину 10,8 м вверху, 10,0 м внизу и ширину 2,42 м. На нижних
поясах балок 3 в колодцевой части установлено шесть пар стальных по
душек для цапф поперечных балок. Транспортер имеет четыре съемные
поперечные балки 8, которые в зависимости от размеров перевозимых
грузов можно переставлять, опирая на различные пары подушек.
Транспортер площадочного типа грузоподъемностью 220 т с пони
женной средней частью грузовой рамы для перевозки грузов большой
высоты (рис. 9.65) имеет несущую балку 3 из пяти двутавров, с сфери

Рис. 9.65. Шестнадцатиосный транспортер площадочного типа

459

ческими пятниками 2, поперечных балок 4 коробчатого сечения и сталь
ного листа 11 толщиною 20 мм (настил пола), опирающуюся на четыре
хосные тележки 5 через плоские пятники 6. Балка 3 образована пятью
продольными элементами двутаврового профиля, состоящими из вер
тикальных стенок 9 толщиной 12 мм, нижних полок 8 (пятью листов
толщиной 16 и 20 мм) и уголков 10 (150×150×16 мм). На концевых бал
ках 1 расположены тормозные будки и типовые автосцепки 7.
Представителем транспортеров сцепного типа является 32осный
транспортер, один 16осный сцеп которого показан на (рис. 9.66).
Сцеп состоит из сварной несущей грузовой балки 3 с катковыми опо
рами 2, которыми балка опирается на две надтележечные балки 1 с ти
повыми автосцепками 5. Такой сцеп с четырьмя 4осными тележками 6
можно эксплуатировать и как самостоятельный транспортер грузоподъ
емностью 240 т, для чего на несущую балку 3 устанавливаются сменные
опорытурникеты 4 для укладки перевозимого груза.
При одновременном использовании обоих сцепов для перевозки гру
за массой 480 т сменные концевые опоры снимаются и закрепляются в
специально предусмотренных местах на надтележечных балках, а груз
опирается на стационарные опорытурникеты 4 сцепов, которые могут
поворачиваться вокруг вертикальной оси, одна из них, кроме того, пе
ремещается вдоль транспортера с целью облегчения прохода кривых с
радиусом до 150 м.
Сочлененные транспортеры предназначены для перевозки мощных
силовых трансформаторов и статоров крупных электрогенераторов, а
также других крупногабаритных и тяжеловесных грузов, но с использо
ванием специальных вспомогательных приспособлений. Транспортер
имеет две консоли, опирающиеся через систему балок на ходовые час
ти. Перевозимый груз подвешивается между консолями транспортера и
соединяется с ними валиками диаметром 250 мм. Под действием соб
ственного веса груз защемляется между верхними частями консолей и
участвует в работе конструкции транспортера как несущий элемент. Гру

Рис. 9.66. 16осный сцеп 32осного сцепного транспортера

460

зоподъемность 16осного, 20осного, 28осного и 32осного транс
портеров равна 220, 300, 400 и 500 т соответственно.
Двадцативосьмиосный сочлененный транспортер (рис. 9.67) состо
ит из двух консолей 1 с опорными катками, через которые консоли опи
раются на две соединительные балки 2. В свою очередь, балки 2 опира
ются на концевые 3 и промежуточные 4 балки. Транспортер имеет 14
двухосных тележек с базой 1360 мм конструкции Луганского теплово
зостроительного завода. Каждая консоль имеет водило для свободного
поворота консоли с грузом при прохождении кривых.
При необходимости транспортер может иметь съемную несущую бал
ку, соединяющуюся с проушинами шести консолей при перевозке гру
зов, не имеющих собственных проушин для сочленения их с консоля
ми. В порожнем состоянии консоли соединяются между собою специ
альными серьгами, а верхние пояса консолей скрепляются специальной
закидкой с замком.
Транспортер имеет четыре 20тонных гидроподъемника для подъе
ма консолей с грузом и поддержания их при разведении половин по
рожнего транспортера. Подъем главного несущего строения транспор
тера с грузом с помощью главной системы гидравлических подъемни
ков производится для установки под груз тумб и тележек при разгрузке
или для удаления их изпод груза при погрузке транспортера.
В связи с бурным развитием энергетической отрасли в 1985—1991 гг.
возникла необходимость перевозки до железным дорогам сверхмощных
трансформаторов массой до 700 т на специальных сочлененных транс
портерах. Для этой цели был разработан технический проект создания
транспортера грузоподъемностью 700 т, массой тары 267 т, длиной 75,41 м
при длине перевозимого груза 17 м и числе колесных пар в тележках
равном 36. Однако изза резкого экономического упадка в России пос
ле 1991 г. такой транспортер до сих пор пока не построен.
Шестнадцатиосный транспортер сочлененного типа модели 146057
(рис. 9.68) габарита 1Т с конструкционной скоростью движения 100 км/ч
в груженом состоянии и 120 км/ч в порожнем состоянии, построенный

Рис. 9.67. Двадцативосьмиосный сочлененный транспортер

461

ОАО «Стахановский вагоно
строительный завод», предназ
начен для перевозки турбогене
раторов, трансформаторов,
энергоблоков и другого круп
ногабаритного оборудования с
Рис. 9.68. 16осный сочлененный транс
максимальной длиной 15,5 м.
портер модели 146057
Допускается также перевозка
грузов длиной 20 м при условии вписывания его в габарит подвижного
состава. Транспортер имеет грузоподъемность 240 т, массу тары 112 т,
осевую нагрузку 215,84 кН, погонную нагрузку 79,5 кН, коэффициент
тары 0,46, максимальную длину по осям сцепления автосцепок 43,54 м.
Транспортер с перевозимым грузом длиною 15,5 м может проходить бе
зопасно кривые с минимальным радиусом 80 м.
Он состоит из последовательно опирающихся друг на друга симмет
ричных систем, состоящих из консолей и концевых балок, от которых
вся приходящаяся на них нагрузка передается на четыре четырехосные
тележки модели 18101. Перевозимый груз подвешивается между поло
винами транспортера на проушинах консолей с помощью валиков и под
действием собственного веса защемляется между верхними упорными
плитами. Консоли с перевозимым грузом образуют верхнее строение
транспортера, которое через пятники и роликовые скользуны (в кривых
участках пути) опирается на концевые балки. Для обеспечения движения
транспортера в порожнем состоянии консоли соединяются между собою
в нижней своей части серьгами, а в верхней части – специальными крон
штейнами с накидными планками и винтами. Процессы погрузки и выг
рузки груза полностью механизированы за счет применения гидравли
ческих систем с электроприводом. Гидравлическая система состоит из
четырех больших, двух малых домкратов и двух цилиндров. Большие дом
краты служат для подъема и опускания перевозимого груза, а малые дом
краты — для подъема и опускания консолей без груза. В кабинах транс
портера расположены пульты
управления, инструментальный
ящик, электрообогреватель,
столик, диван и переговорное
устройство.
Специальный шестнадцати
осный транспортер модели 14
9038 (рис. 9.69) габарита желез
Рис. 9.69. 16осный сочлененный транс
портер модели 149038
ных дорог Республики Корея с
462

конструкционной скоростью движения 100 км/ч в груженом состоянии
и 120 км/ч в порожнем состоянии, изготовленный ОАО «Стахановский
вагоностроительный завод», предназначен для перевозки турбогенера
торов, трансформаторов, энергоблоков и другого крупногабаритного
оборудования с максимальной длиною 16,04 м по железным дорогам с
шириной колеи 1435 мм Республики Корея. Транспортер имеет грузо
подъемность 170 т, массу тары 92 т, осевую нагрузку 219 кН, максималь
ную базу 29,414 м при перевозимом грузе длиною 16,04 м, базу по пят
никам концевой балки 6,916 м; может проходить безопасно кривые с
минимальным радиусом 80 м. Принципиальная конструкция этого
транспортера аналогична конструкции транспортера модели 146057.
Двенадцатиосный транспортер модели 149037 (рис. 9.70) габарита
02ВМ с конструкционной скоростью движения 100 км/ч по железным
дорогам с шириной колеи 1520 и 1435 мм, построенный ОАО «Стаха
новский вагоностроительный завод», предназначен для перевозки транс
портных упаковочных комплектов ТУК13 (контейнеры с ядерными
отходами) в составе специального грузового поезда. Транспортер имеет
грузоподъемность 126 т, массу тары 84 т, осевую нагрузку 176,5 кН, дли
ну по осям сцепления автосцепок 25,3 м, базу 13,45 м, высоту от уровня
головок рельсов 4,57 м, ширину 2,92 м.
Конструкция транспортера для ширины железнодорожной колеи
1520 мм предусматривает возможность замены тележек и автосцепок на
тележки, сцепное оборудование и буферы при движении по железным
дорогам с шириной колеи 1435 мм. Транспортер представляет собой
транспортное средство, состоящее из ходовых частей (шесть двухосных
тележек модели 18100), концевых балок, несущей балки и специально
го кузова. Несущая балка имеет опоры для установки перевозимого кон
тейнера и клиновые упоры для крепления контейнера от продольного и
поперечного смещений во время движения. Транспортер оборудован
средствами физической защиты
для предотвращения несанкци
онированного вскрытия ство
рок крыши и дверей кузова во
время перевозки. Кузов транс
портера предназначен для раз
мещения и укрытия контейне
ра. Крыша кузова сделана в виде
двух раскрывающихся над кон
Рис. 9.70. 12осный транспортер модели
тейнером (грузовым отсеком)
149037 для упаковочных комплектов
створок. Конструкция транс
типа ТУК13
463

портера позволяет производить установку и снятие транспортных упа
ковочных комплектов типа ТУК13 в горизонтальном положении и кан
тование с помощью траверсы грузоподъемного крана АЭС и механизма
перемещения, установленного на несущей балке ходовой части транс
портера.

9.5. Думпкары
Думпкары (вагонысамосвалы) предназначены для перевозки, ме
ханизированной погрузки и автоматизированной выгрузки вскрышных
пород, угольнорудных грузов, грунта, песка, щебня и т.п. грузов [11].
Особенно широкое распространение они получили на карьерном и внут
ризаводском железнодорожном транспорте черной и цветной металлур
гии и угольной промышленности. Поэтому они строятся в основном в
габарите подвижного состава Т и не могут эксплуатироваться повсемест
но на магистральных железных дорогах. Лишь только четырехосные дум
пкары грузоподъемностью 60 т, построенные в габарите 1Т, могут также
эксплуатироваться и на магистральных железных дорогах.
Думпкары в зависимости от их конструктивной схемы делятся на две
группы: с неустойчивым и устойчивым кузовами. Думпкар с неустойчи
вым кузовом (рис. 9.71, а), иногда называемый думпкаром с поднимаю
щимся бортом, состоит из главной (нижней) рамы 7, на которой распо
ложены кронштейны с отверстиями 6 для крепления кузова с помощью
валиков. Центр тяжести кузова расположен выше шарнирных опор,
вследствие чего он находится в состоянии неустойчивого равновесия.
Такое конструктивное решение обеспечивает опрокидывание кузова при
повороте его на малый угол, чтобы под воздействием силы Р возник

Рис. 9.71. Схема думпкара с неустойчивым кузовом

464

опрокидывающий момент (рис. 9.71, б). Для предотвращения самопро
извольного опрокидывания кузова думпкар имеет надежные запираю
щие устройства, препятствующие перемещению упорных кронштейнов
5 и 8. Поднимающиеся боковые борта 1 и 4 навешены на систему торцо
вых рычагов 3. Кузов опрокидывается с помощью сжатого воздуха, по
ступающего в подъемные цилиндры думпкара от локомотива через спе
циальную разгрузочную поездную магистраль. У такого думпкара для
опрокидывания кузова требуется незначительное усилие, а при ударе
кузова об амортизаторы прилипший или примерзший груз к полу кузо
ва более полно высыпается при разгрузке. Однако при отказе механиз
ма запирания кузова возможно его самопроизвольное опрокидывание
в пути следования, а высокий центр тяжести ухудшает его динамичес
кие качества, что может вызвать сход думпкара с рельсов. Кроме того,
продольные борта длиною 10 м недостаточно прочно соединены с тор
цовыми бортами кузова. Поэтому изза этих недостатков думпкары с
неустойчивым кузовом не нашли широкого применения на промыш
ленном транспорте.
Думпкар с устойчивым кузовом (рис. 9.72, а) с откидным бортом
имеет неподвижную раму 9, на которой установлены два ряда цилинд
рических опор 8 и 10, а в нижней части кузова — соответствующие крон
штейны с валиками 7 и 11. Благодаря этому кузов думпкара в транспор
тном положении находится в состоянии устойчивого равновесия. Бо
ковые продольные борта 1 и 5 надежно соединены с нижней частью
кузова с помощью шарниров 6 и 12, а рычажные механизмы 2 и 4 удер
живают их в закрытом положении. Опрокидывание кузова при разгруз
ке обеспечивается с помощью штоков 13 пневматических цилиндров

Рис. 9.72. Схема думпкара с устойчивым кузовом

465

(рис. 9.72, б), расположенных со стороны, противоположной стороне
разгрузки. Продольный борт открывается с помощью рычажного меха
низма 4, становясь продолжением наклонного пола кузова, в результате
чего разгружаемый груз не засыпает ходовые части думпкара и межрель
совое пространство. При этом противоположный продольный борт удер
живается рычажным механизмом 2 в закрытом положении.
Основные технические характеристики некоторых типов думпкаров
приведены в табл. 9.7.
Таблица 9.7
Технические характеристики думпкаров
Показатели
Грузоподъемность, т

Тип (модель)
6ВС-60 ВС-85 Д-82 2ВС-105 ВС-145 ВС-145 2ВС180
(31-638) (31-639) (31-652) (31-634) (31-653) (31-669) (31-631)
60

85

82

105

145

145

180

Число осей, шт.

4

4

4

6

8

8

8

Тара, т

27

35

37,8

48,5

64,5

77,5

67

Объем кузова, м3

26,2

38,8

36,1

50

72

50

59,2

Длина по осям сцепления автосцепок, м

11,83

12,7

12,7

14,9

17,58

17,63

14,58

Ширина кузова, м

3,21

3,52

3,52

3,52

3,464

3,38

3,464

Высота от уровня
головок рельсов, м

2,74

3,236

3,31

3,241

3,65

3,49

3,27

Число разгрузочных
цилиндров, шт.

4

4

4

6

8

8

8

Осевая нагрузка, кН

217,8

300

300

256

262,2

272,6

308

Конструкционная
скорость движения,
км/ч

70/120 70/120 70/120

70/120

70/100

70/100

70/100

Габарит по ГОСТ
9238—83:
на магистральных
путях
на путях промышленного транспорта

1-Т

1-Т

1-Т

1-Т

1-Т

1-Т

1-Т

1-Т

Т

Т

Т

Т

Т

Т

Примечание: в числителе — на путях промтранспорта, в знаменателе — на магистральных путях.

466

Думпкары грузоподъемностью 60 т предназначены для перевозки сы
пучих горнорудных пород, грунта и сыпучих грузов с удельным весом до
2,2 т/м3. Конструкция их рассчитана на погрузку грузов экскаваторами с
ковшами вместимостью до 6 м3. Допускается также погрузка крупных глыб
массой до 2 т на предварительно подсыпанный слой мелкой породы тол
щиной не менее 30 мм с высоты до 2 м от уровня пола думпкара.
Восьмиосные думпкары грузоподъемностью 145 и 180 т предназначе
ны для перевозки вскрышных пород с удельным весом до 1,8 т/м3 на пред
приятиях угольной промышленности, а также скальных пород и руд с
удельным весом до 2,5—3,0 т/м3 на предприятиях горной металлургии.
Из анализа конструкций думпкаров с устойчивым кузовом следует,
что их кузова имеют аналогичную конструкцию. Рассмотрим устрой
ство кузова на примере думпкара типа ВС85. Нижняя рама (рис. 9.73)
состоит из хребтовой балки 2, двух концевых 1, двух шкворневых 3 и
четырех цилиндровых 4 балок. На хребтовой балке 2 установлены крон
штейны 5 для подвешивания тормозного оборудования. Снизу к шквор
невой балке 3 прикреплен пятник 8 и приварены скользуны 9. Восемь
опор 6 кузова расположены на верхних листах шкворневых 3 и цилинд
ровых 4 балок, имеющих специальные вырезы 7, в которые входят опор
ные валы пневматических подъемных цилиндров для опрокидывания
кузова при разгрузке. Верхняя рама кузова (рис. 9.74) состоит из набора

Рис. 9.73. Нижняя рама думпкара ВС85

467

Рис. 9.74. Поперечное сечение верхней рамы кузова думпкара

продольных 3 и поперечных 4 балок, сделанных из стальных прокатных
профилей. По бокам рамы установлены кронштейны 1 с отверстиями
для навешивания боковых продольных бортов, а снизу укреплены
кронштейны 5 с валиками с помощью которых кузов опирается на ниж
нюю раму. Трехслойный пол 2 кузова состоит из верхней плиты толщи
ной 12 мм, нижнего стального листа толщиной 4 мм и средней упругой
прослойки из деревянных брусьев толщиною 75 мм.
Продольный борт представляет собою сварную конструкцию из
стального каркаса, обшитого стальным листом. Его конструкция обес
печивает достаточно высокую прочность и надежность в эксплуатации.
Схема механизма открывания правого продольного борта кузова пока
зана на рис. 9.75. Рычаг СВ системы имеет возможность поворачивать
ся относительно неподвижной опоры О, которая соединена валиком с
торцовым бортом, а его верхняя точка В с помощью тяги ВЕ — с про
дольным бортом. При наклоне кузова вправо вместе с ним поднимается
вверх и поворачивается влево опора С, а опора В — вправо, вследствие
чего тяга ВЕ открывает правый борт. Механизм открытия левого про
дольного борта устроен аналогично.

Рис. 9.75. Схема механизма открывания правого продольного борта думпкара с
устойчивым кузовом

468

Пневматическая система раз
грузки (рис. 9.76) обеспечивает оп
рокидывание кузова отдельных думп
каров или группы думпкаров с од
ного поста управления. Сжатым
воздухом под давлением 0,5—0,7 МПа
система разгрузки снабжается от
локомотива или стационарного
компрессора через трубопровод 6 с
гибкими соединительными рукава
ми 1 и 8 и концевыми кранами 2 и 7.
От трубопровода воздух поступает
Рис. 9.76. Схема пневматической
через отвод 4 и трубопровод 5 в воз
системы разгрузки думпкара
духозамедлитель 13, система клапа
нов которого в исходном положении
находится в закрытом состоянии. Одновременно из отвода 4 заполня
ется сжатым воздухом трубопровод управления 3, с кранами 12 и 14, ко
торые в нормальном положении перекрыты. Для разгрузки думпкара
открывается кран 14, сжатый воздух по трубопроводу 15 поступает в воз
духозамедлитель 13 и открывает его клапаны. В результате этого сжа
тый воздух по трубопроводу 10 заполнит разгрузочные цилиндры 9 и 11,
а под действием силы их поршней кузов думпкара будет наклоняться.
По мере увеличения угла наклона кузова постепенно перекрываются
клапаны воздухозамедлителя 13, уменьшая давление воздуха в цилинд
рах и обеспечивая тем самым мягкую остановку после поворота кузова.
Для возврата кузова после разгрузки в горизонтальное положение руко
ятка управления ставится в позицию «Посадка», кран 14 перекрывается
и соединяет трубопровод с атмосферой, выпуская воздух из цилиндров
9 и 11. Одновременно с этим кран 12 открывает доступ воздуху в верх
нюю полость цилиндра двойного действия 11, перемещая поршень вниз
и ускоряя возврат кузова в горизонтальное положение. После этого ру
коятка управления переводится в позицию «Поездная», при которой
кран 12 закрыт, а верхняя полость цилиндра 11 сообщена с атмосферой.
Для разгрузки думпкара на другую сторону используется аналогичная
система, показанная в нижней части схемы на рис. 9.76.
Кроме рассмотренной выше пневматической системы испытана так
же электрогидравлическая система разгрузки думпкара, в которой ци
линдры заполняются маслом под давлением 15 МПа от моторнонасос
ной установки локомотива. Процессами разгрузки думпкара управляют
с помощью специальных приборов и электрических цепей. Одним из
469

преимуществ такой системы разгрузки является снижение массы тары
думпкара вследствие замены громоздких и тяжелых пневматических
цилиндров на легкие гидравлические.
В условиях эксплуатации думпкаров при низких температурах пере
возимые грузы часто примерзают к кузову, что затрудняет их выгрузку.
Одним из способов облегчения разгрузки таких грузов является приме
нение вибраторов, размещенных под полом кузова думпкара. В опыт
ном порядке на шестиосном думпкаре была испытана конструкция,
представляющая собой валы, вращающиеся от электродвигателей и
вызывающие вибрацию кузова с целью ускорения высыпания груза.
Результаты испытаний такого устройства оказались положительными.
Помимо Калининградского вагоностроительного завода в настоя
щее время думпкары строит также ОАО «Завод металлоконструкций» в
г. Энгельсе, который входит в состав ЗАО «Русукрвагон». Четырехос
ный думпкар модели 311155 габарита 1Т с конструкционной скорос
тью движения 120 км/ч имеет грузоподъемность 68 т, массу тары 26 т,
объем кузова 36 м3, удельный объем 0,53 м3/т, осевую нагрузку 230,5 кН,
погонную нагрузку 76,6 кН/м, коэффициент тары 0,382, длину по осям
сцепления автосцепок 12,02 м, базу 7,8 м, наружную ширину кузова 2,85 м,
высоту по торцовым стенкам 3,08 м.
Шестиосные думпкары моделей 331157 и 331158 с настилом пола,
усиленным плавающим металлическим листом толщиною 20 мм, имеет
габарит 1Т, конструкционную скорость движения 100 км/ч по магист
ральным железнодорожным путям в порожнем состоянии как груз на
своих осях и 70 км/ч по путям промышленных предприятий имеют со
ответственно грузоподъемность 105 т, массу тары 54 и 54,4 т, коэффици
ент тары 0,514 и 0,518, осевую нагрузку 259,7 и 260,3 кН, погонную на
грузку 103,6 и 100,3 кН/м, объем кузова 50 м3, удельный объем кузова
0,476 м3/т, длину по осям сцепления автосцепок 15,04 и 15, 58 м, базу
9,34 м, высоту от уровня головок рельсов 3,226 и 3,342 м. Одиночные
думпкары могут проходить безопасно кривые с минимальным радиу
сом 80 м, коэффициент поперечной устойчивости от опрокидывания
при разгрузке равен 1,5.
ОАО «Стахановский вагоностроительный завод» строит четырехос
ные думпкары модели 31945 в габарите 1Т, шестиосные думпкары мо
дели 339035 в габарите Тпр и восьмиосные думпкары модели 349023 в
габарите Тпр.
Думпкар модели 31945 (рис. 9.77) с конструкционной скоростью
движения 120 км/ч обеспечивает перевозку по магистральным желез
ным дорогам и механизированную разгрузку сыпучих и кусковых гру
470

Рис. 9.77. Четырехосный думпкар модели 31945

зов (рыхлая полускальная и скальная порода; железная, медная никеле
вая, апатитовая руды; уголь, песок, щебень) с плотностью сыпучих ма
териалов в разрыхленном состоянии 1,7—2,0 т/м3. Конструкция думп
кара допускает падение глыбы весом до 2 т высоты 2 м на подсыпку рых
лого материала толщиной не менее 300 мм. Думпкар имеет упоры от
сдвига в продольном направлении верхней рамы относительно нижней.
Пневматическая система разгрузки с четырьмя цилиндрами (по два с
каждой стороны) при давлении воздуха 0,6 МПа обеспечивает наклон
кузова на обе стороны от продольной оси железнодорожного пути, а
также возвращение его в исходное транспортное положение после выг
рузки груза. Механизм открывания обеспечивает открывание продоль
ных бортов в сторону выгрузки груза при закрытом положении проти
воположного продольного борта и надежное запирание продольных
бортов в поездном положении кузова.
Думпкар имеет грузоподъемность 66 т, массу тары 28 т, объем кузова
36 м3, удельный объем кузова 0,545 м3/т, осевую нагрузку 230,5 кН, по
гонную нагрузку брутто 77,95 кН/м, коэффициент тары 0,424. Длина по
осям сцепления автосцепок равна 11,83 м, база 7,5 м, максимальная
ширина — 3,24 м, высота от уровня головок рельсов — 3,205 м, угол на
клона кузова при разгрузке 45°. Думпкар может безопасно проходить
кривые с минимальным радиусом 80 м.
Думпкар модели 339035 (рис. 9.78) предназначен для перевозки по
промышленным железнодорожным путям горнорудных предприятий из
карьеров и выгрузки на отвалах или дробильных установках открытых
горных разработок вскрышных скальных пород и руд с удельным весом
1,75—4,0 т/м3. Конструкция думпкара расчитана на падение глыб мас
сой до 3 т с высоты до 3 м на подсыпку из рыхлых материалов толщиной
не менее 300 мм. Кузов имеет упоры от сдвига его в продольном направ
лении относительно нижней рамы, а также замковые устройства, со
единяющие тележку с нижней рамой. Пневматическая система разгрузки
471

Рис. 9.78. Шестиосный думпкар модели 339035

с давлением воздуха 0,7 МПа с шестью цилиндрами (по три с каждой
стороны) обеспечивает наклон кузова на угол 45°, двухстороннюю раз
грузку и принудительное возвращение кузова в исходное поездное по
ложение после выгрузки груза. При определенном наклоне кузова при
разгрузке пневматическая система разгрузки обеспечивает отключение
пневматических цилиндров разгрузки от питающей пневматической
магистрали.
Думпкар имеет грузоподъемность 105 т, массу тары 51 т, объем кузо
ва 50 м3, осевую нагрузку 254,97 кН, погонную нагрузку брутто 101,78 кН/м,
удельный объем кузова 0,32 м3/т, коэффициент тары 0,327. Длина по
осям сцепления автосцепок равна 15,036 м, база — 9,34 м, максималь
ная ширина — 3,518 м, высота от уровня головок рельсов — 3,322 м.
Думпкар имеет конструкционную скорость движения 100 км/ч в порож
нем состоянии и 55 км/ч в груженом состоянии и может безопасно про
ходить кривые с минимальным радиусом 80 м.
Думпкар модели 349023 (рис. 9.79) предназначен для перевозки гор
ной массы с удельным весом 1,75—4,0 т/м3 по промышленным желез
нодорожным путям горнорудных предприятий. Думпкар имеет в каче
стве демпфирующих элементов пола кузова резиновые пластины тол

Рис. 9.79. Восьмиосный думпкар модели 349023

472

щиной 40 мм, которые обеспечивают безопасное для думпкара падение
глыб массой до 3 т с высоты 4 м на подсыпку толщиной не менее 300 мм.
Кузов имеет упоры от сдвига в продольном направлении относительно
нижней рамы. Пневматическая система с восемью цилиндрами (по че
тыре цилиндра с каждой стороны) при давлении сжатого воздуха 0,7 МПа
обеспечивает наклон кузова на 45°, двухстороннюю разгрузку принуди
тельное возвращение кузова в исходное поездное положение после выг
рузки груза. При определенном угле наклона кузова при разгрузке пнев
матическая система разгрузки обеспечивает отключение цилиндров от
питающей пневматической магистрали.
Думпкар имеет грузоподъемность 150 т, массу тары 70 т, объем кузо
ва 60 м3, максимальную осевую нагрузку 269,68 кН, погонную нагрузку
брутто 79,97 кН/м, удельный объем кузова 0,4 м3/т, коэффициент тары
0,467. Длина по осям сцепления равна 18,4 м, ширина — 3,33 м, высота от
уровня головок рельсов — 3,48 м; конструкционная скорость движения
равна 40 км/ч в груженом состоянии, 100 км/ч в порожнем состоянии и
20—30 км/ч на уклонах железнодорожного пути 40—60 ‰; минималь
ный радиус кривых, проходимых безопасно думпкаром, равен 80 м.

9.6. Крытые вагоны, полувагоны и платформы нового
поколения
В настоящее время техническое состояние многих грузовых вагонов
подходит к критическому уровню их эксплуатации, а часть их эксплуа
тируется за пределами нормированных сроков службы и к 2010 г. закан
чивается срок службы у 56 % грузовых вагонов. В результате эксплуата
ции грузовых вагонов за пределами срока их службы существенно ухуд
шаются показатели безопасности и экономической эффективности,
растет ресурсо и энергоемкость перевозок грузов. С учетом исключе
ния из инвентарного парка вагонов по сроку их службы, а также воз
можности продления срока службы эксплуатирующихся грузовых ваго
нов путем проведения капитальновосстановительного ремонта (КВР)
расчетная потребность в строительстве и закупке ОАО «РЖД» и част
ными предприятиями негосударственного сектора до 2010 г. составит
197,2 тыс. грузовых вагонов нового поколения по максимальному про
гнозу объема перевозки грузов и 176,7 тыс. — по минимальному про
гнозу объема перевозки грузов.
При создании вагонов нового поколения с лучшими динамически
ми показателями, повышенной надежности и экономичности, оказы

473

вающих меньшее воздействие на железнодорожный путь, предусмотре
но следующее:
– расширение их специализации;
– применение в тележках конструктивных решений, обеспечиваю
щих их нормальную работу в эксплуатации без восстановительного ре
монта от постройки до первого капитального ремонта и между последу
ющими капитальными ремонтами;
– применение новой конструкции тележек с жесткой рамой и над
буксовым рессорным подвешиванием с осевой нагрузкой 245 кН;
– введение прогрессивных конструктивных решений в основные
элементы кузова, обеспечивающих сохранность перевозимых грузов и
прочность вагона;
– применение колес колесных пар с повышенной твердостью обода
за счет его закалки, обеспечивающей меньший износ гребней колес;
– внедрение буксовых узлов с кассетными роликовыми подшипни
ками с цилиндрическими или коническими роликами;
– изготовление элементов кузова вагона из новых более легких ан
тикоррозийных материалов;
– использование эпоксидных покрытий для наружной и внутренней по
верхностей крыши, дверей и других узлов кузова для защиты от коррозии.
Серийное производство грузовых вагонов нового поколения было
начато на вагоностроительных заводах в 2003 г. без привязки к услови
ям какоголибо заводапроизводителя во избежание разунификации
конструкций однотипных вагонов и увеличения затрат на ремонт и тех
ническое содержание вагонов. Конструктивно вагоны нового поколе
ния строятся из унифицированных блоков, нормализованных и стан
дартных узлов и модулей, что позволяет строить многоцелевые грузо
вые вагоны на базе одной основной конструкции, повышать уровень
специализации и кооперирования производства не только в пределах
отрасли вагоностроения, но и на вагоноремонтных предприятиях; наи
более эффективно использовать труд исследователей, конструкторов и
технологов в направлении сокращения цикла исследование — произ
водство вагонов. Переход от проектирования отдельных специализиро
ванных вагонов к созданию семейства вагонов на базе основной конст
рукции позволяет:
– создавать образцы вагонов с заданным уровнем надежности и дол
говечности благодаря использованию отработанных и проверенных в
эксплуатации унифицированных элементов конструкции вагонов;
– дополнить традиционные методы конструирования базовых ваго
нов специальными унифицированными элементами;
474

– повышать технологичность конструкции и уровень механизации и
автоматизации производства;
– повышать ремонтопригодность вагонов и снижать эксплуатаци
онные расходы потребителей вагонов;
– сохранить преимущество специализированных вагонов в сфере
погрузоразгрузочных работ за счет снижения трудоемкости и времени
простоя вагонов под погрузочновыгрузочными операциями;
– резко снизить потери перевозимых грузов при их транспортировке;
– повысить полезную нагрузку за счет снижения тары вагона, пред
назначенного для перевозки определенной группы грузов;
– повысить эксплуатационную надежность за счет более полного
учета нагруженности в эксплуатации и соответствующего сокращения
затрат на ремонт и текущее техническое содержание вагонов.
В соответствии с федеральной программой «Разработка и производ
ство в России грузового подвижного состава нового поколения» [61] ком
плексной программой «Реорганизация и разработка отечественно
го локомотивовагоностроения, организация ремонта и эксплуатация
пассажирского и грузового подвижного состава» [62] строятся вагоны трех
категорий: стандартные вагоны габарита 1Т грузоподъемностью 71—75 т
с конструкционной скоростью движения 120 км/ч; скоростные вагоны
габарита 1Т грузоподъемностью 55—65 т с конструкционной скоростью
движения 140—160 км/ч; вагоны международного сообщения габарита
0ВМ с возможностью быстрого перехода с колеи шириною 1520 мм на
колею шириною 1435 мм и обратно за счет применения, например колес
ных пар с раздвижными колесами. Вагоны отвечают нормам Междуна
родного союза железных дорог (МСЖД) и ОАО «РЖД». Вагоны между
народного сообщения предназначены для эксплуатации в основном в зам
кнутых маршрутных грузовых поездах «Восток—Запад». Для этого вагоны
приспособлены для постановки на них винтовой сцепки, буферов и ком
бинированного воздухораспределителя типа 483КЕs тормозов.
Грузовые вагоны нового поколения по сравнению с ранее построен
ными вагонами имеют следующие преимущества: увеличена средняя
статическая нагрузка на 7,5 %, увеличен оборот вагона на 8,0 %, сокра
щен расход на текущий ремонт на 70 %, сокращено количество неисп
равных вагонов в вагонном парке до 2—3 %; увеличен межремонтный
срок до 3 лет после постройки или капитального ремонта и пробега до
450 тыс. км после деповского ремонта; средняя частота отказов за год
составила 0,8 — у полувагонов, 0,6 — у крытых вагонов, 0,5 — у плат
форм, что в среднем в 10—15 раз меньше, чем у ранее построенных ва
гонов.
475

Сравнительные параметры универсальных вагонов нового поколе
ния и ранее построенных вагонов приведены в табл. 9.8.
Таблица 9.8
Технико-экономические параметры универсальных грузовых вагонов
нового поколения и ранее построенных вагонов
Модель,
Объем кузова,
Осевая Коэф- СтатичеГрузоВид ва- год начам3, площадь
нагрузка, фициент ская наподъем- Тара, т
пола (платгона
ла изгот
тары грузка, т
ность, т
формы)
товления
Полувагоны
Новый
Базовый
Вагон
США

2003

75

25

9

25

0,33

67,07

12-532

70

24

88

23,5

0,34

60,65

FMC

90,7

27,7

113

29,6

0,305

—

Крытые вагоны
Новый

2005

72

28

148

25

0,39

48,71

Базовый

11-286,
1993

67

27

138

23,5

0,4

45,05

Вагон
США

CUNDE
RSON

71,1

28,2

150,1

24,8

0,4

—

Новый

2005

73

27

50,8

25

0,37

54,8

Платформы
Базовый 13-4012

71,6

21,4

36,8

23,25

0,29

40,6

Вагон
США

70,3

27,3

53,5

24,4

0,39

—

Ihrall Car
Mfg

Основным отличием полувагонов нового поколения с осевой нагруз
кой 25 т является усиленная конструкция кузова, обеспечивающая со
кращение поступлений полувагонов в текущий ремонт.
Главным направлением совершенствования крытых вагонов являет
ся удовлетворение требований грузоотправителей в части удобства по
грузки и выгрузки грузов, крепления и сохранности перевозимых штуч
ных грузов. Пол вагона делается из наборных металлических секций со
специальным покрытием; внутри кузова находятся передвижные раз
делительные перегородки; улучшена теплоизоляция кузова.
Основным направлением совершенствования платформ является
согласование их размеров и технических характеристик с требования
ми на перевозку новой номенклатуры грузов. Прочность пола повыше
476

на за счет применения наборных металлических секций с покрытием
или цельнометаллического решетчатого модульного пола из сваренных
между собой металлических фигурных полос или лент, позволяющего
укреплять на нем предохранительные деревянные подкладки от смеще
ния перевозимых крупногабаритных и тяжеловесных грузов. Перевоз
ка насыпных грузов на платформах не предусматривается.
В качестве специализированных крытых вагонов нового поколения
спроектированы: сочлененный двухэтажный вагон грузоподъемностью
33 т, с осевой нагрузкой 16 т и объемом кузова 490 м3 для перевозки
легковых автомобилей; вагон грузоподъемностью 18 т с массой тары 34 т
и объемом кузова 260 м3 для международных перевозок легковых авто
мобилей; вагон со съемной крышей грузоподъемностью 52 т с массой
тары 30 т, с осевой нагрузкой 18 т и с объемом кузова 135 м3 для перевоз
ки автомобилей; вагон со съемной или раздвижной крышей грузоподъ
емностью 70 т с массой тары 30 т и с объемом кузова 85 м3 для перевозки
металлопродукции.
В качестве специализированных платформ нового поколения спро
ектированы: платформа грузоподъемностью 48 т с массой тары 24 т для
перевозки полуприцепов и 40футовых контейнеров; платформа грузо
подъемностью 61 т с массой тары 33 т для перевозки автомобиля с полу
прицепом или двух 40футовых контейнеров; платформа грузоподъем
ностью 70 т с массой тары 30 т для перевозки хлыстов; платформа грузо
подъемностью 75 т с массой тары 25 т для перевозки штрипсов;
восьмиосная платформа грузоподъемностью 127 т с массой тары 49 т и
осевой нагрузкой 22 т для перевозки рельсов длиной 25 м.

9.7. Расчет несущих конструкций кузовов грузовых вагонов
При выполнении практических расчетов кузовов вагонов широко
применяются специализированные расчетные схемы, представляющие
собой комбинацию стержней и пластинок с заданными законами рас
пределения напряжений. Такие схемы, обладая сравнительной просто
той, позволяют с удовлетворительной точностью определять интеграль
ные характеристики внутренних усилий в сечениях отдельных несущих
элементов, а в ряде случаев получить осредненную картину напряжен
нодеформированного состояния по сечениям кузова в целом.
Особенностью специализированных расчетных схем кузовов ваго
нов является их принадлежность к определенному объекту расчета, нео
динаковость структуры для различных участков несущей конструкции
(в зависимости от задачи расчета), а также небольшое число элементов,
477

составляющих схему [22]. В отличие от традиционных схем МКЭ [36, 38]
в специализированных схемах метода сил необходимая точность резуль
татов достигается не увеличением числа элементов и соответствующим
ростом числа неизвестных усилий, а путем специального подбора укруп
ненных элементов.
Специализированная расчетная схема кузова крытого грузового ваго
на, в котором тонкая подкрепленная обшивка крыши, боковых стен и рамы
образует замкнутую цилиндрическую оболочку (рис. 9.80). Оболочка ос
лаблена в средней части большими прямоугольными дверными выре
зами. Рама кузова состоит из средней (хребтовой) и продольных боко
вых балок, связанных между собой поперечными балками. Обшивка
рамы имеет продольную гофрировку. Примем, что конструкция сим
метрична относительно вертикальной продольной плоскости x′0y′ и
средней поперечной плоскости (x′ = L).
На кузов действуют вертикальные и продольные силы. Вертикаль
ная нагрузка состоит из веса полезного груза и собственного веса кон
струкции, которые распределяются по хребтовой q1 и боковым q2 бал
кам рамы и уравновешиваются реакциями пятников R. Продольные
силы T приложены по осям автосцепок.
Если внешние нагрузки симметричны относительно вертикальной
продольной плоскости x′0y′, то для рассматриваемого кузова удобно при
нять пространственную пластинчатостержневую расчетную схему (рис.
9.81, а). В этой схеме боковая стена с полукрышей изображается в виде
плоской стержневой системы, составленной из стержней A, B, C, D. Стер
жни A имитируют участки оболочки вне вырезов, стержень B — участок
оболочки над вырезом, стержень C — нижний пояс выреза. Стержни D
являются абсолютно жесткими и введены в схему на основании приня
той гипотезы плоских сечений, которой подчиняются деформации обо
лочки. Последнее означает, что при расчете боковые стены и крыша

Рис. 9.80. Расчетная схема кузова крытого грузового вагона

478

Рис. 9.81. Пластинчатостержневая расчетная схема кузова крытого грузового
вагона (а) и 1/4 части кузова (б)

рассматриваются как оболочка с недеформируемым контуром попереч
ного сечения.
Стержни A соединяются с элементами рамы с помощью абсолютно
жестких вертикальных стержней E. Между боковыми стенами и конца
479

ми поперечных балок G рамы введено по три связи: вертикальная, про
дольная и угловая, соответствующие кручению поперечных балок.
Гофрированная в продольном направлении обшивка рамы включа
ется в расчетную схему в виде плоских панелей H, деформации которых
складываются из деформаций чистого сдвига, чистого растяжениясжатия
в продольном направлении и чистого изгиба в плоскости панели. В соот
ветствии с этим панели H соединяются с боковыми стенами (стержни
A, C) и хребтовой балкой J с помощью непрерывно распределенных ка
сательных связей по продольным кромкам. Между поперечными кром
ками панелей H и поперечными балками G введены непрерывно рас
пределенные касательные, нормальные и угловые связи.
Полагая для простоты внешнюю нагрузку симметричной относитель
но средней поперечной плоскости кузова, ограничимся рассмотрением
1/4 части расчетной схемы (рис. 9.81, б). Со стороны отброшенной час
ти введены связи, соответствующие изгибающим моментам и нормаль
ным силам. Раскрытие статической неопределимости системы удобно
проводить с помощью матричного алгоритма метода сил. Одна из ос
новных систем показана на рис. 9.82.
Неизвестные xi являются:
x1, x2 — нормальная сила и изгибающий момент в сечении полукры
ши над вырезом;
x3…x5 — горизонтальные поперечные силы по концам поперечных
балок;
x6…x8 —вертикальные изгибающие моменты в хребтовой балке (над
поперечными балками, исключая концевые);
x9…x11 — моменты, скручивающие поперечные балки;
x12…x14 — равнодействующие касательных усилий чистого сдвига по
продольным сторонам панелей;
x15…x17 — нормальные силы чистого растяжениясжатия на попе
речных сторонах панелей;
x18…x20 — нормальные силы чистого изгиба на поперечных сторо
нах панелей.
Построение необходимых для расчета эпюр внутренних сил в основ
ной системе от xi = 1 и от внешних нагрузок не представляет значитель
ной сложности. Результат расчета получается в виде матрицы ординат
суммарных эпюр внутренних сил в сечениях элементов кузова по кон
цам участков исходной расчетной схемы. На основании этих эпюр мож
но рассчитать напряжения в элементах кузова.
Рассмотренная расчетная схема с небольшими изменениями может
быть использована для расчета некоторых других кузовов грузовых ва
480

Рис. 9.82. Основная система с неизвестными метода сил

гонов. Например, если обшивка рамы гладкая, т.е. не имеет продоль
ных гофров (кузов грузового вагона рефрижераторной секции), то па
нели H (см. рис. 9.81, а) можно считать работающими только в условиях
чистого сдвига. В случае отсутствия обшивки на раме расчетная схема
представляет чисто стержневую систему (кузов универсального крыто
го грузового вагона).
Учет сил распора сыпучим грузом в рамках рассмотренных специа
лизированных пластинчатостержневых расчетных схем может быть
осуществлен на примере расчета кузова полувагона (рис. 9.82). Схема,
показанная на рис. 9.81, а, дополняется стержнями, моделирующими
подкрепляющие элементы боковых стен и крыши (стойки, обвязки,
дуги) и испытывающими изгиб из плоскости обшивки. Стержни, соот
ветствующие стойкам, соединяются с концами поперечных балок рамы
дополнительными связями, передающими на балки нормальную силу и
изгибающий момент в вертикальной плоскости.
481

Специализированная расчетная схема кузова полувагона с разгрузочны
ми люками на раме. Она позволяет рассчитать кузов на действие верти
кальных, продольных нагрузок и сил распора сыпучим грузом (рис. 9.83).
С учетом симметрии кузова и нагрузок относительно вертикальной про
дольной плоскости расчетная схема построена для 1/2 кузова по одну
сторону от этой плоскости. Стержни А, Б, В, Г соответствуют балкам
рамы; несущая обшивка боковых стен включена в схему в виде плоских
панелей Е, работающих в условиях чистого сдвига, чистого растяжения—
сжатия в продольном направлении и чистого изгиба в плоскости на уча
стках между стойками.

Рис. 9.83. Специализированная расчетная схема кузова полувагона (а) и
элементы основной системы с неизвестными (б)

482

Продольные обвязки и стойки боковой стены включены в расчет
ную схему в виде совокупности двух систем. Первая, образованная стер
жнями Д, Ж, 3 (сплошные линии), учитывает работу элементов боковой
стены в ее плоскости; вторая, образованная стержнями М, Л, Н (штри
ховые линии), учитывает изгиб обвязок и стоек из плоскости стены. По
скольку нейтральная ось нижней обвязки боковой стены (стержни Д, М)
лежит выше плоскости приведения балок рамы (горизонтальная плос
кость, проходящая через нейтральную ось хребтовой балки), соедине
ние нижней обвязки с поперечными балками рамы осуществляется че
рез абсолютно жесткие вертикальные элементы K высотой h. Между
концами поперечных балок рамы и боковой стеной сохранены по пять
связей, отвечающих вертикальной и горизонтальной поперечным си
лам, нормальной силе, крутящему моменту и изгибающему моменту в
вертикальной плоскости для каждой поперечной балки.
Расчетные вертикальные и продольная нагрузки учитываются в схе
ме обычным образом. Силы распора прикладываются к стойкам Н при
перевозке труб, бревен и других скатывающихся грузов и к обвязкам
боковой стены (стержни М и Л) и стойкам Н в виде реакций панелей Е
при действии на них сыпучего груза. Для определения этих реакций
можно воспользоваться справочными данными.
Раскрытие статической неопределимости рассматриваемой схемы
удобно проводить методом сил с использованием основной системы,
фрагменты которой с неизвестными xi показаны на рис. 9.83, б. Неизве
стными xi являются:
xi…xg –1 — вертикальные изгибающие моменты в хребтовой балке;
xg…x2g –1 — горизонтальные поперечные силы по концам попереч
ных балок (групповые неизвестные);
x2g…x3g — моменты, скручивающие поперечные балки;
x3g+1…x4g — перерезывающие силы по верхней обвязке;
x4g +1…x5g — изгибающие моменты в верхней обвязке (изгиб в плос
кости стены);
x5g +1…x5g — нормальные силы в верхней обвязке;
x6g+1…x7g — касательные силы взаимодействия панелей обшивки с
продольными обвязками боковой стены;
x7g +1…x8g — нормальные силы взаимодействия панелей обшивки со
стойками (соответствуют чистому растяжению – сжатию панелей);
x8g+1…x9g — нормальные силы взаимодействия панелей обшивки со
стойками (соответствуют чистому изгибу панелей в плоскости стены);
x9g+1…x10g–1 — изгибающие моменты в верхней обвязке стены (из
гиб в горизонтальной плоскости, параллельной x′0′z′);
483

x10g…x11g–2 — изгибающие моменты в нижней обвязке стены (изгиб
в горизонтальной плоскости, параллельной x′0′z′). Здесь g — число про
летов, образуемых поперечными балками рамы.
В ряде случаев описанная расчетная схема может быть упрощена. В ча
стности, можно пренебречь кручением поперечных балок рамы, имеющих
открытый профиль поперечного сечения, не учитывать эксцентриситет
К между осями сечений нижней обвязки боковой стены и хребтовой
балкой, для обшивки корытообразной формы учитывать сопротивляе
мость ее только чистому сдвигу.
Если внешняя нагрузка и конструкция кузова симметричны отно
сительно и средней поперечной плоскости, то можно использовать рас
четную схему для 1/4 части кузова (1/2 схемы, показанной на рис. 9.83, а),
вводя по средним сечениям обвязок и хребтовой балки связи, соответ
ствующие симметричным внутренним усилиям (изгибающим момен
там и нормальной силе).
При расчете кузова на действие вертикальных кососимметричных
сил, вызывающих его скручивание, в расчетной схеме 1/4 части кузова
по плоскостям кососимметрии вводятся связи, соответствующие анти
симметричным внутренним усилиям в сечениях стержней (крутящему
моменту и поперечным силам).
Расчет напряженнодеформированного состояния кузова на основе МКЭ.
Порядок построения расчетной схемы МКЭ для кузова полувагона про
иллюстрирован на примере четырехосного полувагона с глухим кузовом.
Основная сетка конечных элементов наложена на оси балок рамы и под
креплений боковой и торцовой стен. Дополнительно элементы рамы на
1/2 ширины кузова разделены на две части, боковая стена по ширине
пролета также разделена на две части, по высоте — на три (рис. 9.84).
Схема составлена из конечных элементов двух типов: стержней с аб
солютно жесткими консолями на концах, расположенными перпенди
кулярно оси стержня, лежащими в одной плоскости и имеющими оди
наковую высоту на одном и другом концах, равную эксцентриситету
присоединения стержня к обшивке; прямоугольных плоских пластин.
Сплошными линиями показаны стержни и границы пластин, совпада
ющих со стержнями, а штриховыми — границы пластин, не подкреп
ленные стержнями; номера узлов обведены кружками, номера стерж
ней стоят около стержней, а пластин — подчеркнуты.
В схеме рама кузова представлена сочетанием стержней, заменяющих
хребтовую балку (элементы 1—5) и поперечные балки (элементы 22—25),
и прямоугольных плоских пластинок, моделирующих обшивку рамы (эле
менты 52—57). Продольные оси стержней расположены на уровне центров
484

Рис. 9.84. Фрагмент расчетной схемы метода конечных элементов кузова
полувагона глухого типа

тяжести поперечных сечений балок; поперечные балки рамы переменного
сечения заменены стержнями с постоянным сечением и эквивалентными
геометрическими характеристиками. Узлы на раме расположены в плос
кости обшивки, совпадающей с плоскостью x′0′z′ глобальной системы ко
ординат; эксцентриситет присоединения стержней к обшивке в узлах учи
тывается размерами абсолютно жестких консолей H3 и H4.
Боковая стена представлена сочетанием прямоугольных пластин,
лежащих в плоскости x′0′y′ (элементы 66—71 на длине пролета), и стер
жней, имитирующих верхнюю (элементы 16—19) и нижнюю (элементы
6—9) обвязки, стойки (элементы 31—36). Панели обшивки и стойки по
485

высоте разделены на три части, что позволяет учесть распределение сил
распора. Штриховыми линиями показаны границы пластинок, не со
впадающих со стержнями. Материал пластинок для гофрированной или
корытообразной обшивки боковых стен принимается ортотропным.
Обшивка кузова вагона с гофрами является конструктивно ортот
ропной, т.е. имеет различные упругие свойства по двум ортогональным
направлениям. Представление в расчетной схеме обшивки в виде ор
тотропных пластинок связано с определением упругих постоянных ма
териала: модулей упругости E1, E2 в направлении осей 0x и 0y и коэф
фициентов Пуассона ν1, ν2.
Модуль упругости поперек гофров E2 определяется из условия ра
венства перемещений гофрированной и расчетной ортотропной плас
тинок в направлении оси 0y (рис. 9.85). Из сопоставления удлинений
полосок гофрированной обшивки и ортотропной пластинки единичной
ширины и длиной, равной шагу между гофрами, при растяжении еди
ничными силами находят модуль упругости E2. Зависимость для E2 у
гофров трапециевидной формы имеет вид
E 2тр =

(a + l cos α + c ) E1b


l 2 sin 2 α
bпр  a + l cos2 α + c +
( 4l + 12c )
2
b



(

)

,

где E1 — модуль упругости в направлении оси 0x, параллельной гофрам; при
нимается равным модулю упругости материала обшивки;
bпр — приведенная толщина ортотропной пластинки, определяемая из ра
венства площадей поперечных сечений гофрированной и гладкой ортотроп
ной пластин.

Коэффициент Пуассона ν2, характеризующий поперечную дефор
мацию обшивки в направ
лении оси 0x при растяже
нии в направлении оси 0y
(поперек гофров), для ор
тотропной пластинки оп
ределяется выражением

Рис. 9.85. Приведение гофра
трапециевидной формы к
плоской ортотропной полосе

486

ν2 = E2 ν1 / E1,
где ν1 — коэффициент Пуассона материала обшивки.

Исходя из конструкции боковой стены, продольные оси стержней,
соответствующих верхней обвязке и стойкам, приняты отстоящими от
плоскости обшивки с наружной стороны с одинаковым эксцентрисите
том H1, продольная ось стержня, заменяющего нижнюю обвязку, рас
полагается от плоскости обшивки на расстоянии H2 вовнутрь кузова.
Переменное сечение стоек при необходимости можно учесть по анало
гии с поперечными балками рамы переменного сечения.
Внешние силы прикладываются к узлам расчетной схемы по направ
лениям общих осей координат x′y′z′. Продольная растягивающая сила
по оси автосцепки N, параллельная оси 0′x′, прикладывается в узле вбли
зи передних упоров с присоединенным моментом MN, обусловленным
эксцентричным расположением узла относительно оси автосцепки (H4).
Продольная сжимающая сила N′ и соответствующий момент M′N при
ложены в узле 13, расположение которого на хребтовой балке соответ
ствует плоскости задних упоров.
Распределенная вертикальная нагрузка, действующая на раму кузо
ва, приводится к узловым силам Pб k, Pпр k, Pхр k параллельным оси 0′y′,
путем статических преобразований. Аналогичным образом распорную
нагрузку, действующую на стойки боковой и торцовой стен, приводят к
узловым силам, параллельным осям 0′z′ (Fi и Fk) и 0′x′ соответственно.
Неподвижность системы в пространстве как твердого тела обеспечи
вается связями в узлах схемы по продольной и поперечной плоскостям
симметрии кузова и вертикальной связью по оси пятника в узле 19.
В настоящее время имеется возможность уточненного расчета кузо
вов вагонов на основе детальных расчетных схем МКЭ, создаваемых в
среде промышленных программных комплексов. Используются как
пластинчатостержневые расчетные схемы МКЭ кузовов, так и плас
тинчатые схемы. При этом формирование сеток конечноэлементных
моделей может быть автоматизировано на основе трехмерных геомет
рических моделей кузовов.
Для примера на рис. 9.86 приведена пластинчатостержневая расчет
ная схема 1/4 части несущей конструкции кузова полувагона универсаль
ного типа (с разгрузочными люками на раме) и с торцовыми стенами.
Она образована сочетанием стержней (балки рамы, обвязки, стойки),
эксцентрично соединенных с обшивкой, и пластин, моделирующих об
шивку боковых и торцовых стен. Узлы балок рамы условно размещены
в плоскости пола с помощью соответствующих жестких консолей. Де
ление обшивки по высоте на шесть частей позволяет адекватно пред
487

Рис. 9.86. Пластинчатостержневая конечноэлементная схема 1/4 части кузова
полувагона

ставить распорную нагрузку в виде соответствующих узловых сил. Схе
ма образована 218 элементами и имеет около 670 степеней свободы.
Дальнейшая детализация расчетной схемы МКЭ кузова может быть
получена путем моделирования всех элементов силового набора (балки,
стойки, обвязки) пластинчатыми конечными элементами в рамках при
нятой сетки конечноэлементной модели. На рис. 9.87 показан фрагмент
расчетной схемы МКЭ концевой части кузова полувагона. Для 1/4 части
подобная схема включает 102 170 пластинчатых элемента со средним раз
меров 25×25 мм и имеет общее число степеней свободы около 600⋅103.
Следует отметить, что подобные детализированные конечноэлемен
тные модели кузовов позволяют не только оценить общее напряженно
деформированное состояние, но и выявлять места концентрации на
пряжений.
Учитывая сложность и нерегулярность несущей конструкции кузова
вагона типа хоппер, его расчет целесообразно проводить на основе пла
стинчатостержневых конечноэлементных моделей. Расчетная схема
МКЭ кузова вагона типа хоппер должна представлять сочетание стерж
488

ней, моделирующих балки рамы,
стойки, обвязки и другие под
крепляющие элементы боковых,
торцевых стен и бункеров, дуги
крыши и подкрепления отвер
стий загрузочных люков, пане
лей и плоской обшивки. При
этом гофрированную обшивку
целесообразно приближенно за
Рис. 9.87. Фрагмент пластинчатой схемы
менить ортотропными пластин
1/4 части рамы полувагона
ками прямоугольной или треу
гольной форм.
Определенную трудность представляет составление расчетных схем
рам вагонов#платформ. Это связано с тем, что изза больших размеров
поперечных сечений балок рамы, сопоставимых с их длиной в пределах
участков расчетных схем, представление их в виде стержневых элемен
тов является некорректным (гипотеза плоских сечений в данном случае
не применима). Поэтому получение удовлетворительных результатов
расчетов возможно с помощь
юпластинчатых конечноэле
ментных моделей, образован
ных сочетанием четырех и
треугольных изотропных пла
стин. Для примера на рис. 9.88
приведен фрагмент расчетной
схемы МКЭ рамы платформы
модели 133115 конструкции
ОАО «Брянский машинострои
тельный завод». Для рамы в це
лом схема включает 13 780 пла
стинчатых элементов и имеет
около 83 600 степеней свобо
ды. Закрепление конечноэле
ментной модели в простран
стве как твердого тела осуще
ствляется связями по узлам
опорных поверхностей пятни
ков и по узлам хребтовой бал
Рис. 9.88. Фрагмент пластинчатой конеч
ки в плоскости соответствую
ноэлементной схемы рамы платформы
модели 133115
щего упора автосцепки.
489

Глава 10. ОСОБЕННОСТИ УСТРОЙСТВА И РАСЧЕТА
КОТЛОВ ЦИСТЕРН
10.1. Классификация цистерн
Цистерны предназначены для перевозки жидких, затвердевающих,
газообразных и пылевидных грузов, которые помещаются в котле сфе
рической формы. Разнообразие перевозимых грузов обуславливает су
щественные видоизменения конструкции котла цистерны. В зависимо
сти от видов перевозимых грузов цистерны делятся на две группы:
– цистерны общего назначения, для перевозки широкой номенкла
туры нефтепродуктов;
– специальные цистерны для перевозки отдельных видов грузов
[51,54].
Цистерны общего назначения подразделяются на цистерны для пе
ревозки так называемых светлых (бензина, керосина, лигроина и т.п.) и
темных (нефти, минеральных масел и т.п.) жидкостей. Такое разделе
ние парка цистерн общего назначения уменьшает трудоемкость и про
должительность операций по очистке внутренних поверхностей котлов,
выполняемых перед наливом в цистерны грузов, отличных от ранее пе
ревозимых. Однако такое разделение повышает порожний пробег цис
терн, увеличивает простой на сортировочных станциях порожних цис
терн и осложняет регулировку парка цистерн.
Специальные цистерны разделяются на цистерны для перевозки вы
соковязких грузов, молока, спирта и винопродуктов, кислот и сжижен
ных газов под высоким давлениям, цемента, кальцинированной соды и
некоторых других грузов. Специфические особенности различных кис
лот, газов обуславливают соответствующие видоизменения внутри пере
численных подгрупп грузов. Так как специальные цистерны строятся срав
нительно в небольших количествах и обычно на тех же вагоностроитель
ных заводах, что и цистерны общего назначения, то они для удобства
строительства, эксплуатации и ремонта имеют рамы, унифицированные
с цистернами общего назначения котлов, узлы крепления котла на раме,
ходовые части, ударнотяговые приборы и тормозное оборудование.
490

На железных дорогах стран СНГ и Балтии массу перевозимого в ци
стернах жидкого груза определяют замернокалибровочным методом.
Для этого измеряется высота налива котла, учитывается плотность жид
кого груза, а затем с помощью специальных таблиц калибровки, в кото
рых приведена емкость котла в зависимости от уровня налива груза,
подсчитывается масса перевозимого жидкого груза в данной цистерне.
Каждая цистерна имеет калибровочный тип, который обозначен в виде
металлических цифр, приваренных к котлу на обеих сторонах его ци
линдрической части. На ряде крупных предприятий, например тепло
вых электростанциях, потребляющих очень большое количество жид
кого топлива, применяются специальные электронные весы для авто
матического взвешивания цистерн без их расцепки в поезде при
скорости движения 8—10 км/ч. Результаты взвешивания выдаются в виде
распечаток с использованием компьютеров или специальных считыва
ющих устройств.
В зависимости от вида несущих элементов цистерны делятся на рам
ные и безрамные. Кроме того, они различаются по осности (четырехос
ные, шестиосные и восьмиосные), грузоподъемности, объему котла,
конструкции, материалу и способу изготовлении котла и другим при
знакам. Технические требования к цистернам регламентируются госу
дарственными стандартами.

10.2. Требования, предъявляемые к ходовым частям цистерн
Цистерны в отличие от вагонов других типов имеют более высокий
центр тяжести. В котлах цистерн возникают гидравлические удары от
перевозимой жидкости, имеющей очень малую упругость, о стенки кот
ла. Это вызывает повышенные динамические нагрузки на ходовые час
ти цистерн, а также большее их обезгруживание по сравнению с ходо
выми частями вагонов других типов равной грузоподъемности. Кроме
того, цистерны должны отвечать повышенным требованиям обеспече
ния безопасности движения вследствие огнеопасности большинства
перевозимых грузов.
Поэтому ходовые части цистерн должны обладать повышенной проч
ностью, их рессорное подвешивание целесообразно иметь с возможно боль
шим статическим прогибом и рациональными параметрами гасителей ко
лебаний. С целью улучшения динамических качеств порожних цистерн
желательно иметь в тележках рессорные комплекты с нелинейной или би
линейной силовой характеристикой, при которой обеспечивается их ста
тический прогиб у порожних цистерн порядка 20—25 мм (при линейной
491

силовой характеристике в настоящее время он равен 9—10 мм). С целью
повышения устойчивости колеса от схода с рельса, особенно у порожних
цистерн, поперечные горизонтальные силы, действующие на колесные
пары в процессе движения, должны быть как можно меньшими. Для этой
цели в тележках должны применяться упругофрикционные боковые
скользуны, способствующие уменьшению виляния тележки и боковой
качки котла цистерны, а также ликвидации кромочного опирания пят
ника котла на подпятник тележки. В буксовых узлах колесных пар долж
ны применяться кассетные роликовые подшипники с полиамидными
сепараторами, масса которых значительно меньше массы применяемых
в настоящее время стандартных роликовых подшипников (соответствен
но 55 и 105 кг). У типовых двухосных тележек цистерн с уменьшенной
грузоподъемностью необходимо увеличивать статический прогиб рессор
ного подвешивания путем уменьшения числа двухрядных пружин рессор
ного комплекта с целью улучшения динамических качеств цистерны. На
пример, у цистерн для перевозки молока, грузоподъемность которых 31,2 т,
рессорный комплект тележек моделей 18100 или 18578 состоит из пяти
двухрядных пружин вместо семи у типового рессорного комплекта.

10.3. Цистерны общего назначения
В настоящее время в России четырехосные цистерны строятся на
предприятии ОАО «НПК Уралвагонзавод». Для перевозки светлых неф
тепродуктов строятся цистерны общего назначения, основные техни
ческие характеристики которых представлены в табл. 10.1.
Кроме того, строятся также цистерны грузоподъемностью 66 т в га
барите 02ВМ с конструкционной скоростью движения 120 км/ч, кото
рые незначительно отличаются друг от друга и от цистерны модели 15
5103 лишь массой тары, объемом и длиной котла. Цистерны имеют ис
полнение «У» категории размещения 1 при нижнем предельном значении
температуры наружного воздуха — 50 °С.
Котлы этих цистерн (рис. 10.1) состоят из броневого листа толщи
ной 11 мм, верхних и боковых листов толщиной 9 мм и двух сферичес
ких днищ толщиной 10 мм, которые соединены между собой стыковы
ми сварными швами. Котел крепится на раме в средней и концевых его
частях. Фасонные лапы 2 (рис. 10.2), приваренные к средней части бро
невого листа 1, соединены точеными болтами 3 с опорными планками
4, приваренными к хребтовой балке 5 рамы. Такая связь котла с рамой
препятствует сдвигам его относительно рамы и обеспечивает удобство
ремонта котла при снятии его с рамы.
492

Таблица 10.1
Технические характеристики цистерн общего назначения
Показатели
Грузоподъемность, т
Масса тары, т

Модели
15-150
66

15-150-01 15-150-02 15-150-03 15-150-04 15-5103
66

66

66

66

27,5±0,55 26,4±0,55 26,74±0,55 27,5±0,5 27,5±0,5

66
27,45

Полный объем котла, м3

73,5

72,44

74

85,6

85,6

75,5

Удельный объем
котла, м3/т

1,11

1,1

1,12

1,3

1,3

1,144

Длина по осям сцепления автосцепок, м

12,02

12,02

12,02

12,02

12,02

12,02

База, м

7,8

7,8

7,8

7,8

7,8

7,8

Внутренний диаметр
котла, м

3,0

3,0

3,0

3,2

3,2

3,0

10,818

10,77

10,894

11,19

11,094

11,153

Осевая нагрузка, кН

230

230

230

230

230

230

Погонная нагрузка,
брутто, кН/м

78,2

77,6

77,6

78,2

78,2

76,27

Коэффициент тары

0,424

0,413

0,413

0,424

0,424

0,416

02-ВМ

02-ВМ

02-ВМ

1-ВМ

1-ВМ

02-ВМ

Конструкционная
скорость движения,
км/ч

120

120

120

120

120

120

Калибровочный тип

72

81

85

66

90

79

Длина котла, м

Габарит по ГОСТ
9238—83

Рис. 10.1. Четырехосная цистерна модели 15869 для бензина и светлых
нефтепродуктов

493

Рис. 10.2. Крепление котла четырехосной цистерны на раме

По концам котел опирается на деревянные бруски 8 и 10, укреплен
ные с помощью желобов 11, болтов с гайками 9 и диафрагм 12 на шквор
невых и хребтовой балках рамы. Концевые части котла, лежащие сво
бодно на крайних его опорах, могут иметь продольные смещения отно
сительно рамы при деформациях, вызванных разностью температур,
возникающей, например, при наливе нагретой жидкости в котел. К край
ним опорам котел притянут стяжными хомутами 6, предназначенными
для предотвращения вертикальных и поперечных его перемещений от
носительно рамы и вибраций котла. Длина стяжных хомутов регулиру
ется винтовыми муфтами 7.
Для обеспечения равномерного распределения нагрузки на опорные
бруски необходимо увеличивать площадь опоры, угол охвата опорой
цилиндрической части котла и расстояние от опоры до других мест кон
центрации напряжений в котле.
Особенностью конструкции рамы цистерны является то, что ее бо
ковые продольные балки практически не участвуют в восприятии ос
новных вертикальных и продольных сил вследствие большей жесткос
ти котла по сравнению с жесткостью продольных балок рамы. Изза это
494

го почти вся нагрузка от котла передается на крайние его опоры, а от
них — на тележки. Шкворневые балки рамы нагружены вертикальны
ми силами и при приложении к их концам усилий, например при подъе
ме котла, в них могут возникать значительные напряжения. Продоль
ные сжимающие и растягивающие силы в основном воспринимаются
хребтовой балкой, состоящей из двух усиленных зетов высотой 310 мм.
В результате отпадает необходимость в боковых продольных балках рамы
при изготовлении мощных концевых балок. Поэтому рама цистерны
(рис. 10.3) имеет облегченные концевые и боковые балки в консольных
частях рамы и не имеет поперечных промежуточных балок. Благодаря
этому масса рамы цистерны снижена на 1,4 т по сравнению с массой
рамы цистерн прежней постройки.

Рис. 10.3. Рама четырехосной цистерны

495

Цистерна оборудована наружными и внутренними лестницами в райо
не колпака, универсальным нижним сливным прибором и предохранитель
новпускным клапаном. Для обеспечения полного слива груза броневой
лист выгнут так, что образуется уклон в сторону сливного прибора. Котел
цистерны окрашен в светложелтый (палевый) цвет, в верхнем правом углу
каждой стороны цилиндрической части котла имеется трафарет «Бензин».
Для перевозки бензина спроектирована также цистерна с удельным
объемом котла 1,4 м3/т, вписанная в габарит 02ВМ, что позволяет экс
плуатировать ее не только на железных дорогах стран СНГ и Балтии, но
и на железных дорогах с шириной колеи 1435 мм, эксплуатируемых в
Западной Европе. Цистерна имеет грузоподъемность 62 т, массу тары
25,3 т, осевую нагрузку 216 кН, погонную нагрузку 64 кН/м.
ОАО «Азовмаш» в г. Мариуполь (Украина) строит цистерны для пере
возки светлых нефтепродуктов с конструкционной скоростью движения
120 км/ч, которые признаны надежными и безопасными в эксплуатации
и соответствуют по своим параметрам лучшим мировым образцам. Ко
тел цистерны сделан из низколегированной стали марки 09Г2С13 или
09Г2С14.Технические характеристики цистерн приведены в табл. 10.2.
Таблица 10.2
Технические характеристики цистерн, изготавливаемых ОАО «Азовмаш»
Модели
15-1443- 15-154715-1725 15-1727
15-1547
06
03
Грузоподъемность, т
68
66
65
67
66
Масса тары, т
24,8
25,8
27,3
26
27,5
Объем котла, м3
85,6
73,1
85,6
95
94
3
Удельный объем, м /т 1,26
1,11
1,32
1,41
1,42
Осевая нагрузка, кН 227,5
229,5
230
232,5 233,75
Погонная нагрузка,
75,7
75,26
76,8
63,18 63,5
кН/м
Коэффициент тары
0,365
0,39
0,42
0,39
0,42
Длина по осям сцеп12,02
12,02
12,02 14,72 14,72
ления автосцепок, м
Ширина, м
3,258
3,09
3,26
3,116 3,112
Высота от уровня
4,67
4,62
4,636
4,62
4,61
головок рельсов, м
База, м
7,8
7,8
9, 55
9,55
7,8
Габарит по ГОСТ
1-ВМ 02-ВМ 1-ВМ 02-ВМ 02-ВМ
9238-83
Показатели

496

15-1754 15-1755
68,5
25
79,2
1,16
233,75

67,5
25,8
87
1,29
233,25

67,8

77,62

0,36

0,37

12,02

12,02

3,095

3,26

4,515

4,636

7,8

7,8

02-ВМ

1-ВМ

ОАО «Крюковский вагоностроительный завод» для перевозки свет
лых нефтепродуктов строит цистерны моделей 15776 и 1577601 в га
барите 02ВМ с конструкционной скоростью движения 120 км/ч по же
лезным дорогам с шириной колеи 1520 и 1435 мм и модели 157015 в
габарите 1Т с конструкционной скоростью движения 120 км/ч по же
лезным дорогам с шириной колеи 1520 мм, а также модели 15776Э в
габарите 03ВМ с конструкционной скоростью движения 120 км/ч по
железным дорогам с шириной колеи 1520 и 1435 мм для вязких нефте
продуктов. Цистерны имеют раму усиленной конструкции и котел по
вышенной прочности. Цистерна модели 15776Э имеет раму без боко
вых продольных балок, систему внутреннего пароподогрева перевози
мого груза, сливной прибор с верхним управлением. Цистерны габарита
02ВМ и 03ВМ могут быть оборудованы при необходимости буферны
ми устройствами для движения по железным дорогам с шириной колеи
1435 мм, на которых эксплуатируются вагоны с винтовой сцепкой. Тех
нические характеристики этих цистерн приведены в табл. 10.3.
Таблица 10.3
Технические характеристики цистерн, изготавливаемых
ОАО «Крюковский вагоностроительный завод»
Показатели
Грузоподъемность, т

Модели
15-776

15-776-01 15-776Э 15-7015

66

66

53,5

66

26,8

25,9

26,5

26

Объем котла, м

73,17

73,17

60

85,56

Удельный объем котла, м3/т

1,11

1,11

1,12

1,3

Осевая нагрузка, кН

229,5

227,3

196

230,5

Погонная нагрузка, кН/м

77,2

76,46

63,1

76,54

Коэффициент тары

0,406

0,392

0,495

0,394

Длина по осям сцепления автосцепок, м

12,02

12,02

12,68

12,02

7,8

7,8

8,2

7,8

4,625

4,625

4,2

4,67

Масса тары, т
3

База, м
Высота от уровня головок рельсов, м

На ОАО «Завод металлоконструкций», г. Энгельс, спроектирована и
изготовлена цистерна модели 151002 габарита 02ВМ с защитными тор
цовыми экранами для предохранения днища котла от пробоя корпусом
автосцепки при аварийных ситуациях (рис. 10.4) для перевозки различ
ных нефтепродуктов. Цистерна имеет грузоподъемность 66 т, конструк
ционную скорость движения 120 км/ч; массу тары 26,1 т, объем котла
497

72,44 м3, удельный объем котла
1,1 м3/т, максимальную осевую
нагрузку 230 кН, погонную на
грузку 76,62 кН, коэффициент
тары 0,395, длину по осям сцеп
ления автосцепок 12,02 м, дли
ну котла 10,77 м, базу 7,8 м, ши
рину 3,08 м, высоту от уровня
головок рельсов 4,635 м, калиб
ровочный тип котла 72.
ОАО «Стахановский вагоно
строительный
завод» строит цис
Рис. 10.4. Цистерна модели 151002 для
терны моделей 15956 и 15957
нефтепродуктов
(рис. 10.5) с защитными торцовы
ми экранами с конструкционной
скоростью движения 120 км/ч
для перевозки различных неф
тепродуктов по железным до
рогам стран СНГ и Балтии с ши
риной колеи 1520 мм. Цистерна
первой модели с котлом диамет
ром 3,2 м в габарите 1ВМ имеет
грузоподъемность 67 т, массу
Рис. 10.5. Цистерна модели 15956 для
тары 27 т, полный объем котла
нефтепродуктов
85,5 м3 (полезный объем 83,8 м3),
удельный объем котла 1,28 м3/т,
максимальную осевую нагрузку 230,5 кН, погонную нагрузку 78,2 кН/м,
коэффициент тары 0,4, длину по осям сцепления автосцепок 12,02 м,
базу 7,8 м, длину котла 11,2 м.
Цистерна второй модели с котлом диаметром 3,0 м в габарите 02ВМ
имеет грузоподъемность 68 т, массу тары 26 т, полный объем котла 74,9 м3
(полезный объем 73,4 м3), удельный объем котла 1,1 м3/т, максималь
ную осевую нагрузку 230,5 кН, погонную нагрузку 78,2 кН/м, коэффи
циент тары 0,38, длину по осям сцепления автосцепок 12,02 м, базу 7,8 м,
длину котла 11,024 м.
Котел обеих цистерн изготовлен из низколегированной стали марки
09Г2С12 и состоит из цельносварной цилиндрической обечайки и двух
эллиптических днищ. В верхней части котла имеется герметически зак
рытый крышкой люк, предохранительный клапан и арматура сливно
наливного устройства с тройным запором, по требованию заказчика
498

цистерн может быть установлен универсальный сливной прибор. От
крывание, закрывание и фиксация сливного прибора осуществляется
сверху котла, а дополнительный затвор установлен снизу. Для обеспе
чения полного слива перевозимого груза броневой лист котла сделан с
наклоном к сливному прибору.
На вагоностроительном заводе ОАО «Азовмаш» до 1991 г. строились
восьмиосные цистерны различных типов и моделей, всего было пост
роено около 15 тыс. штук. Они успешно эксплуатировались на желез
ных дорогах стран СНГ и Балтии примерно до 1998 г., а затем были изъя
ты из эксплуатации по указанию МПС. К сожалению, восьмиосные ци
стерны сейчас пока не строятся по ряду техникоэкономических причин
в условиях развития рыночных отношений в России, хотя они имеют
существенные преимущества по сравнению с четырехосными цистер
нами: увеличение провозной способности железных дорог, снижение се
бестоимости перевозок, увеличение массы грузового поезда на 35—40 %
по сравнению с массой поезда из четырехосных цистерн при одинако
вой их длине за счет большой погонной нагрузки (81,42 кН), сокраще
ние капитальных вложений на развитие пропускной способности же
лезных дорог, увеличение производительности труда.
ОАО «Азовмаш» в содружестве с кафедрой «Вагоны и вагонное хозяй
ство» Московского государственного университета путей сообщения

Рис. 10.6. Восьмиосная цистерна грузоподъемностью 120 т

499

(ПГУПС) при активном творческом участии проф. В.Н. Котуранова была
создана в 1968 г. восьмиосная цистерна модели 15871 (рис 10.6) безрамной
конструкции с цельнонесущим котлом грузоподъемностью 120 т, с массой
тары 48,8 т, удельным объемом 1,14 м3/т, осевой нагрузкой 207 кН, погон
ной нагрузкой 78,48 кН/м. В такой конструкции цистерны в восприятии
нагрузок лучше используются все ее основные элементы, она имеет мень
шую массу тары по сравнению с рамной цистерной. Котел цистерны, име
ющий замкнутый контур, цилиндрическую форму и сравнительно толстые
стенки, в большей мере может быть использован в качестве цельнонесу
щей конструкции, воспринимающей все эксплуатационные нагрузки.
Котел имеет цилиндрическую часть 1, состоящую из нижнего бро
невого листа толщиной 12 мм и четырех верхних листов толщиной 9 мм,
а также два днища 9 толщиной 10 мм. Днища имеют эллиптическую фор
му с отношением высоты выпуклой части к диаметру равным 0,2, что
позволяет снизить уровень напряжений в днище за счет плавно изме
няющегося меридиана, а также увеличить объем котла на 0,5 м3. Листы
цилиндрической части котла соединены между собой стыковыми свар
ными швами, а днища приварены к цилиндрической части котла также
стыковыми сварными швами. Преимуществами таких сварных швов по
сравнению с ранее применявшимися сварными швами внахлестку яв
ляются: отсутствие дополнительных напряжений в зоне шва, обуслов
ленных местным изгибом оболочки котла; большая вибрационная и
ударная прочность сварного шва; лучшие условия контроля качества шва
(просвечивание рентгеном, гаммалучами и т.п.); меньшая масса котла.
Цилиндрическая часть котла с внутренним диаметром 3,0 м состоит из
двух половин, сваренных между собой встык, вследствие ограничения
по длине листового проката, поставляемого металлургической промыш
ленностью, и изза размеров применяемого на вагоностроительном за
воде оборудования для вальцовки листов котла.
В первых конструкциях восьмиосных цистерн по концам котла
предусматривались ниши для размещения в них концевой хребтовой
балки с опорами котла с целью снижения высоты центра массы цистер
ны, что способствует повышению устойчивости цистерны от попереч
ного опрокидывания и уменьшению боковой качки. Однако устройство
таких ниш осложняет технологию устройства котла и не дает большого
выигрыша в понижении центра массы цистерны, поэтому в дальней
ших конструкциях цистерн от них отказались.
Повышение прочности и устойчивости оболочки котла при малой его
массе достигается подкреплением кольцевыми шпангоутами 7 и 8 Ωоб
разного поперечного сечения в средней и опорных частях котла, прива
500

ренными к наружным стенкам котла. Проведенные расчеты и экспери
менты показали, что у подкрепленных таким образом котлов существен
но снижаются напряжения в загруженных зонах, повышается устойчи
вость котла при вакууме, иногда возникающем при сливе и пропарке кот
ла, а также увеличивается частота собственных колебаний оболочки котла.
Однако подкрепление котла шпангоутами усложняет его изготовление.
Для обеспечения полного слива груза предусмотрены уклоны броневого
листа, образующиеся выштамповкой его на глубину 30 мм, к двум универ
сальным сливным приборам 6 универсального типа. Для налива груза на верху
котла расположены два небольших колпака с крышками 4. Внутри колпака
размещены верхняя для контроля предельного налива котла и нижняя для
указания необходимости замедления налива сегментные планки.
Принимая во внимание, что при повышении температуры объем жид
кого груза увеличивается, 2 % объема котла остается незаполненным для
обеспечения температурного расширения груза, что не представляет уг
розы для безопасности движения цистерны и ее прочности при колеба
ниях жидкости в котле в продольном и поперечном направлениях.
Вблизи колпака расположены два штуцера для крепления предохрани
тельновпускных клапанов 2 (см. рис. 10.6). Корпус 1 клапана укреплен в
верхней части котла. При давлении в котле, превышающем давление,
на которое отрегулирована пружина 6 (в цистернах общего назначения
0,15 МПа), преодолевается ее сопротивление и клапан 3 с направляющей
втулкой 5 поднимается вверх, открывая выход газу в атмосферу. При сни
жении давления в котле (в цистернах общего назначения 0,01—0,02 МПа)
сжимается пружина 2, клапан 4 опускается и воздух входит в котел. Кла
пан имеет две пломбы. Котел оборудован наружной 3 и внутренней 5
лестницами, а также помостами с ограждениями около колпаков.
Для облегчения и ускорения открывания и закрывания колпака при
сливоналивных операциях применяется быстросъемное устройство
ригельного типа (рис. 10.7). Оно состоит из крышки 3, ригеля 4 и откид
ного болта 1. С одной стороны ригель с помощью валика 6 шарнирно
соединен с кронштейном 7, приваренным к котлу 8, а с другой — с по
мощью гайки с рукоятками 2 он зажимается до упора его средней части
в крышку 3. Для герметизации колпака крышка 3 имеет кольцо, опира
ющееся на уплотняющую кольцевую прокладку 5 горловины люка. Кон
тактирующаяся с прокладкой поверхность кольца имеет ширину всего
лишь 6 мм, что снижает необходимое для уплотнения усилие нажатия
ригеля 4. Для открытия крышки 3 необходимо открутить гайку до выхода
ее из соприкосновения с ригелем 4 и отвести болт 1 в сторону. Приварен
ный к болту упор 9 при отбрасывании болта упирается в скобкуручку 10.
501

Рис. 10.7. Крышка
ригельного типа

Сложным и ответственным узлом безрамной цистерны является
опора котла (рис. 10.8), так как через нее передаются основные на
грузки на котел и от последнего на тележку. Опора, одновременно яв
ляющаяся консольной частью цистерны, имеет мощную короткую
хребтовую 1 и шкворневую 8 балки, облегченные концевую 10 и боко
вые 9 балки. На хребтовой и концевой балках размещены части авто
сцепного устройства, а на шкворневой балке длиною 3,0 м — опоры
котла (пятник 14 и скользуны 17). Шкворневая балка имеет верхний
12, нижний 11 и вертикальные 13 листы, ребра 18 и 19, концевые части
20. К одной из таких частей прикреплена табличка 5 заводаизготови
теля. На пересечении шкворневой и хребтовой балок размещено над
пятниковое усиление 15. К шкворневой и хребтовой балкам приварен
подкрепленный ребрами 21 и 16 опорный лист 22 толщиной 12 мм,
являющийся непосредственной опорой котла, а также опорные наклад
ки 4 и 6, расположенные с обеих сторон от шкворневого узла. Хребто
вая балка связана с опорными накладками лапами 3 и 7, которые пе
ред сваркой шкворневого узла могут перемещаться вдоль хребтовой
балки в зависимости от конкретных зазоров между опорой и котлом,
возникающих при сборке. Такая конструкция обеспечивает значитель
ное снижение технологического напряжения. Применение упрощен
ных опорных элементов вместо прежних опорных конструкций стало
502

Рис. 10.8. Опора котла на раме

возможным благодаря кольцевым шпангоутам 23. Дополнительное
соединение 2 концевых участков котла с хребтовой балкой 1 повыша
ет сопротивление последней большим продольным силам сжатия, воз
никающим при соударении вагонов. Основные части котла и опор сде
ланы из низколегированной стали марки 09Г2С.
Один из вариантов восьмиосной цистерны безрамной конструкции
показан на рис. 10.9. Котел сварен посередине из двух цилиндричес
ких обечаек 1 и двух эллиптических днищ 21. Он имеет два люка 26 и
два универсальных сливных прибора 10 с клапанами 9, привод кото
рых расположен в люках 26. Для придания котлу повышенной жест
кости и прочности он подкреплен шестью Ωобразными кольцевыми
шпангоутами 2, приваренными к котлу посередине и над опорами. Для
обеспечения полного слива груза броневой лист имеет уклоны, обра
зованные выштамповкой или постановкой специальных листов 22. Для
доступа внутрь котла через люк 26 имеется лестница 23. Снаружи на
котле установлены два предохранительных клапана 24, наружные лес
тницы 8, площадки 25 с ограждениями 27 для обслуживающего персо
нала. По концам котел опирается на опоры, имеющие хребтовую 7 и
шкворневую 6 балки, опорный лист 5. В зоне опоры броневой лист
котла усилен накладками 4. Кроме того, котел приварен по концам к
503

Рис. 10.9. Котел восьмиосной цистерны безрамной конструкции

коротким хребтовым балкам 7 из двух зетов с помощью специальных
лап, а на шкворневых балках закреплен с помощью ребер 11. В пересе
чении хребтовой балки 7 с шкворневой 6 установлен пятник 13, уси
ленный сверху надпятниковой коробкой 14, а к нижнему листу шквор
невой балки приварены скользуны 12, ограничивающие боковую кач
ку котла при движении и служащие дополнительными опорами при
движении по кривым участкам железнодорожного пути. В консоль
ных частях хребтовых балок 7 укреплены заклепками задние объеди
ненные упоры 15 и передние упоры 17, объединенные с ударной ро
зеткой 18, для поглощающего аппарата автосцепки. На внутренних
вертикальных стенках хребтовой балки между упорами установлены
предохранительные планки 16. К концевым балкам 19 опор котла при
креплены рычаги 20 расцепного привода автосцепки. Концевые 19 и
шкворневые 6 балки связаны между собою боковыми элементами 3.
В качестве опытного варианта была спроектирована восьмиосная
цистерна с опиранием котла не на подпятники четырехосных тележек,
504

а на скользуны двухосных тележек. Такая схема передачи вертикальной
нагрузки позволяет на 2,5—3,0 т снизить массу тары цистерны за счет
существенного упрощения и уменьшения веса соединительной балки
четырехосной тележки, а следовательно, увеличить грузоподъемность
цистерны. Кроме того, уменьшается виляние тележки и износ колес
ных пар за счет создания момента сил трения на скользунах. При такой
схеме опирания котла на тележки соединительная балка четырехосной
тележки служит для восприятия лишь продольных сил.
Однако в такой конструкции цистерны необходимо так регламен
тировать силы трения в опорах котла на двухосные тележки, чтобы
обеспечить свободу их взаимного поворота при самых неблагоприят
ных условиях, особенно в кривых участках железнодорожного пути, а
также предотвратить значительные перегрузки и разгрузки двухосных
тележек при движении по вертикальным неровностям железнодорож
ного пути и через горб сортировочной горки путем применения спе
циального балансирующего опорного устройства (рис. 10.10). Опоры
двух двухосных тележек, из которых состоит четырехосная тележка,
соединены между собой продольными тягами 7, позволяющими ба
лансировать вертикальные нагрузки и равномерно распределять их по
скользунам двухосных тележек. Опорное устройство включает в себя
подвижный в вертикальном направлении шток 3, опирающийся на ша
ровую опору 2 установленную на скользуне 1 надрессорной балки дву
хосной тележки; корпус 8; верхнюю
плиту 6, жестко связанную с корпусом
8. Между штоком 3 и плитой 6 на оси 5
установлены опорные ролики 4 и тяга
7, соединяющая два опорных устрой
ства двухосных тележек одной четыре
хосной тележки. При возрастании вер
тикальной нагрузки от котла на корпус
8 передней двухосной тележки шток 3 и
плита 6 начинают сближаться, переме
щая ролик 4 с тягой 7 влево. Этому пе
ремещению оказывает сопротивление
опорное устройство второй двухосной
тележки, в котором ролик 4 стремит
ся перекатываться в сужающее про
странство между штоком 3 и плитой 6. Рис. 10.10. Схема опирания котла
В результате возникающих сил сопро цистерны на боковые скользуны
двухосных тележек
тивления вертикальная нагрузка меж
505

ду передней и задней двухосной тележкой выравнивается, предупреж
дая перегруз одной из них, что ведет к повышению надежности рабо
ты их деталей и выравниванию сил трения на скользунах по величине.
Проведенные динамические и по воздействию на путь испытания вось
миосной цистерны с опорами котла на скользуны двухосных тележек
показали, что такая конструкция цистерны является перспективной.
ОАО «Азовмаш» совместно с ПГУПС и ОАО «ВНИИЖТ» разрабо
тана также опытная восьмиосная цистерна модели 15880 габарита Тц
(рис. 10.11). Котел с внутренним диаметром 3,4 м составлен из нижнего
броневого листа толщиной 12 мм, верхних и боковых листов толщиной 9
мм и двух днищ толщиной 12 мм, подкреплен десятью шпангоутами, из
которых по три расположены в опорных зонах, а остальные — в средней
его части, такое количество шпангоутов обусловлено большим диаметром
котла. Котел позволяет увеличить погонную нагрузку нетто на 26 % и со
кратить приведенные затраты на 9 % по сравнению с котлом диаметром
3,0 м. Цистерна имеет грузоподъемность 125 т, массу тары 51 т, объем котла
159,5 м3, удельный объем котла 1,276 м3/т, максимальную осевую нагрузку
215,82 кН, погонную нагрузку брутто 92,41 кН/м, коэффициент тары 0,408,
длину по осям сцепления автосцепок 18,69 м, базу 10,52 м, максимальную
высоту от головок рельсов 5,175 м. Вследствие меньшей длины котла по
сравнению с рассмотренными выше восьмиосными цистернами эта цис
терна имеет один люк наверху и один нижний сливной прибор.
По предложению проф. В.Н. Котуранова ОАО «Азовмаш» впервые в
мировой практике вагоностроения спроектировал восьмиосную цистерну
модели 151500 (рис. 10.12) с переменным профилем шпангоутов. В зоне
наибольшего ограничения ширины цистерны габаритом подвижного
состава (вблизи горизонтального диаметра котла) высота сечения шпан
гоутов уменьшена с 110 до 15 мм, что позволило увеличить внутренний
диаметр котла до 3,2 м при том же габарите подвижного состава 1Т.
Цистерна имеет грузоподъемность 125 т, массу тары 51 т, объем котла
161,6 м3, удельный объем котла 1,292 м3/т, максимальную осевую на
грузку 215,82 кН, погонную нагрузку брутто 81,25 кН/м, длину по осям
сцепления 21,25 м, базу 13,92 м. Налив груза — верхний, слив — ниж
ний самотеком. Эта цистерна строилась серийно с 1988 до 1991 г.
На железных дорогах США применяются безрамные восьмиосные
цистерны оригинальной конструкции (рис. 10.13) для перевозки сжи
женного нефтяного газа или безводного аммония. Средняя часть котла
представляет собою соединенные вместе две цилиндрические оболоч
ки, в месте их стыка приварен горизонтальный лист, расположенный
506

507

Рис. 10.12. Восьмиосная цистерна модели 151500 для светлых нефтепродуктов

Рис. 10.11. Восьмиосная цистерна модели 15880 для нефтепродуктов

внутри котла. Такая форма кот
ла позволяет полнее использо
вать возможности габарита
подвижного состава за счет раз
Рис. 10.13. Восьмиосная цистерна,
мещения нижней части котла
построенная в США
между тележками. Автосцепное
устройство размещено на со
единительной балке четырехосной тележки. Установленные внизу кот
ла сливноналивные приборы приводятся в действие снизу цистерны, а
на верху котла установлены предохранительные клапаны. Цистерна име
ет максимальную грузоподъемность 109 т, массу тары 79,4 т, объем котла
189 м3, осевую нагрузку 231 кН, погонную нагрузку 66,65 кН/м, удель
ный объем 1,734 м3/т, коэффициент тары 0,728, длину по осям сцепле
ния автосцепок 27,73 м. На железных дорогах США эксплуатируются
также восьмиосные цистерны с пробковой изоляцией котла объемом
227 м3 и с грузоподъемностью 181 т, а на железных дорогах США и Бра
зилии — безрамные цистерны с котлом, имеющим цилиндрическую цен
тральную часть и конические концевые части с целью лучшего исполь
зования габарита подвижного состава.
Целесообразность и возможность изготовления котлов с конически
ми концевыми частями изучались также на предприятии ОАО «Азов
маш» и на кафедре «Вагоны и вагонное хозяйство» МИИТ. Было уста
новлено, что при такой форме котла усложняется технология его изго
товления, но зато лучше решается задача полноты слива жидкого груза
за счет увеличения уклона котла от днища к сливному прибору без уве
личения при этом напряжений в броневом листе, а также уменьшаются
напряжения в наиболее нагруженных зонах котла.
На железных дорогах США эксплуатируются также четырехосные
цистерны с котлом из стеклопластика (рис. 10.14) грузоподъемностью
99,9 т, с массой тары 23,6 т, осевой нагрузкой 327,41 кН, полным объемом
котла 85 м3, удельным объемом
котла 0,851 м3/т. Котел длиной
16,81 м с внутренним диаметром
2,616 м в средней части и 2,54 м
по концам имеет толщину сте
нок 5 мм и гладкую внутреннюю
поверхность с целью более лег
кой очистки от остатков пере
Рис. 10.14. Цистерна с котлом из стекло
возимых грузов.
пластика

508

В России в 1964 г. на Тверском заводе пластмасс была построена опыт
ная цистерна с котлом из многослойного стеклопластика объемом 25 м3 с
толщиной стенок 10 мм. Проведенные исследования показали, что при
менение стеклопластика для изготовления котла позволяет снизить мас
су тары цистерны на 5,5 т и соответственно увеличить ее грузоподъем
ность. Однако сложность изготовления и высокая стоимость цистерны
с котлом из стеклопластика сдерживает в настоящее время широкое
применение таких цистерн.
Все рассмотренные выше цистерны общего назначения имеют ниж
ний универсальный сливной прибор, который обеспечивает:
– полную герметичность основного затвора и наличие дополнитель
ного независимого затвора, предотвращающего течь груза при неисп
равном основном затворе;
– плотность закрытия затворов даже при попадании на их рабочие
поверхности твердых частиц, загрязнений;
– надежную работу при ударах и вибрациях, возникающих при экс
плуатации цистерн;
– стойкость против воздействия перевозимых грузов и материалов,
используемых при промывке цистерн;
– простоту конструкции, легкость изготовления, минимальный вес;
– простоту и легкость обслуживания и ремонта, возможность зак
рытия прибора во время слива груза, возможность длительной эксплуа
тации без осмотра и ремонта;
– минимальное время слива груза, в том числе высоковязких, осо
бенно в зимнее время;
– возможность механизированного слива груза (с помощью насо
сов) и нижнего налива через сливной прибор.
Из ранее разработанных конструкций сливных приборов в наиболь
шей мере этим требованиям удовлетворяет сливной прибор с диамет
ром сливного отверстия 200 мм, разработанный Л.А. Шадуром, О.Г. Бой
чевским и Л.С. Сигиным, которым в настоящее время оборудуются прак
тически все цистерны общего назначения (рис. 10.15). Верхний конец
штанги 9 с откидным воротком размещен в колпаке, а ее нижний резь
бовой конец ввинчен в стойку 10. Внизу штанга соединена болтами 11,
входящими в кольцевую выточку на ней, с клапаном 8 с верхними перь
ями 12, направляемыми стойкой 10. Такое соединение при вращении
штанги позволяет клапану перемещаться вверх и вниз, препятствуя его
повороту. Для центрирования в седле 17 клапан снабжен нижними пе
рьями 13, а для обеспечения плотности затвора — резиновым кольцом
18, укрепленным прижимным кольцом 19 и шпильками с гайками 20.
509

Рис. 10.15. Универсальный сливной прибор

Клапан является основным затвором сливного прибора. Дополни
тельный затвор состоит из крышки 3 с резиновым уплотнительным коль
цом 5, которое прикрепляется к крышке кольцом 2 и болтами 21. Крыш
ка прижимается к наконечнику корпуса 6 винтом 1, через кольцевую
выточку которого пропущены болты 15, соединяющие винт с крышкой.
Здесь также исключается поворот крышки при вращении винта. Опо
рой для винта 1 является откидная скоба 4, подвешенная на валиках 14,
которые укреплены на наконечнике корпуса 6. Для удобства вращения
винта предусмотрена кольцевая ручка, а для предотвращения само
произвольного открывания крышки — стопорная гайка с рукояткой 16.
В последнее время кольцевую ручку заменили отверстием в наконечни
ке винта, в которое при сливе вставляют вороток. Наконечник корпуса
имеет шаровую форму с опорным кольцевым заплечиком, предусмот
ренным для удобства присоединения рукавов или других приспособле
ний в пунктах слива и налива груза. Корпус сливного прибора окружен
парообогревательным кожухом 7 для разогрева зоны клапана при за
510

мерзании воды, скапливающейся иногда внизу котла, и некоторого по
догрева сливаемого 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.
Для открывания сливного прибора отворачивается винт 1 и затем
поворачивается скоба 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. После этого,
открыв крышку колпака, посредством рукоятки вращают штангу 9,
вследствие чего клапан 8 отходит от седла 17, поднимаясь вверх. Закры
тие сливного прибора происходит в обратной последовательности.
Важнейшей особенностью такого прибора является наличие рези
новых уплотнений клапана и крышки, которые обеспечивают надеж
ную герметичность обоих затворов. Металлические уплотняющие по
верхности, имеющиеся в прежних конструкциях сливных приборов,
даже при выполнении их самопритирающимися, не обеспечивают гер
метичности, что приводит к течи груза, крайне опасной в пожарном от
ношении, особенно при перевозке бензина, лигроина, керосина и дру
гих светлых нефтепродуктов. Резиновые уплотнительные кольца кла
пана и крышки делаются из бензиномаслостойкой резины повышенной
морозостойкости.
В 2000 г. проектноконструкторским и технологическим институтом
трубопроводной арматуры «Атомармпроект» (г. Великий Новгород) со
вместно с кафедрой «Вагоны и вагонное хозяйство» МГУПС (руково
дитель работ проф. В.Н. Филиппов) был разработан и запатентован но
вый более совершенный и надежный в эксплуатации нижний сливной
прибор оригинальной конструкции с тремя затворными элементами
(основной затвор — шаровой кран), обеспечивающий полную герме
тичность при увеличении срока службы с целью уменьшения потерь
перевозимого жидкого груза, улучшения экологической обстановки на
железных дорогах и обеспечения безопасности перевозок нефти и неф
тепродуктов в цистернах в соответствии с международными требовани
ями к перевозкам взрывопожароопасных грузов. Сливной прибор ве
сит 170 кг, крутящий момент на шпинделе шарового крана — 120 Нм,
усилие на рукоятках дополнительных запорных элементов — 200 Н, дав
ление пара с температурой 200 °С для разогрева сливного прибора пе
ред сливом груза — 0,4 МПа.
Сливной прибор (рис. 10.16) состоит из шарового крана 14 (основ
ной запорный орган), дискового затвора 18 (первый дополнительный
запорный орган), крышки 21 (второй дополнительный запорный орган),
511

поддона 15 для соединения сливного прибора с нижней частью котла,
трубы 20 для слива груза, рукоятки 22 для управления дисковым затво
ром, узла управления 27, расположенного в горловине верхнего люка
котла, для управления шаровым краном, штанги 13, соединяющей узел
управления с шаровым краном. Шаровой кран 14 установлен внутри
нижней части котла и предназначается для обеспечения сохранности
при транспортировке груза и сливноналивных операциях. Дисковый
затвор 18 предназначен для обеспечения слива груза без потерь и для
герметичности котла в случае возникновения неисправности шарового

Рис. 10.16. Новый сливной прибор конструкции ПКТИ «Атомармпроект»

512

крана (нарушение герметичности). Крышка 21 предназначена для обес
печения герметичности котла при нарушении герметичности шарового
крана и дискового затвора. Штанга 13, рассчитанная изначально на ди
аметр котла 3,2 м, имеет в нижней части две риски, по одной из которых
штанга обрезается при установке в котел диаметром 3,0 м, а по другой —
диаметром 2,8 м.
Поддон 15, к которому четырьмя болтами 24 диаметром 20 мм
крепится шаровой кран 14 с резиновым уплотнительным кольцом 8,
вварен в нижнюю часть котла. Шаровой кран 14 соединен со штангой
13 пальцем 11 через втулку 10 с секторным вырезом. Кронштейн 12 узла
управления 27 шаровым краном приварен к горловине верхнего люка
котла. Штанга 13 проходит через направляющее отверстие во втулке узла
крепления 27 и соединена с рукояткой 26 в поднятом ее положении.
Открытие шарового крана происходит при повороте рукоятки 26
против часовой стрелки; при этом сферическая пробка шарового крана
поворачивается на 90° и боковые поверхности пробки совмещаются с
входными отверстиями шарового крана и груз сливается через нижнее
отверстие пробки. Крайние положения пробки фиксируются выступом
на втулке корпуса шарового крана. При закрытии шарового крана пробка
поворачивается на 90° по часовой стрелке и перекрывает входное отвер
стие шарового крана. Рукоятка 26 может опускаться в верхний люк кот
ла и опираться на крючки 25 при повороте рычагов 28 только при зак
рытом шаровом кране, а при незакрытом шаровом кране она препят
ствует закрытию верхнего люка крышкой.
При сливе вязких нефтепродуктов в холодное время года произво
дится обогрев сливного патрубка 7 поддона 15 шарового крана и разог
рев окружающего шаровой кран нефтепродукта с помощью перегрето
го пара, поступающего через патрубок 4 внутрь рубашки парообогрева
16 с перегородками 6. Через трубы 9 парообогрева входных патрубков
шарового крана и зазоры между перегородками 6 и рубашкой 16 пар из
одной части рубашки переходит в другую, разогревает сливной патру
бок поддона, шаровой кран и окружающий его нефтепродукт; конден
сат удаляется через патрубок 17.
Управление дисковым затвором 18 производится вручную снизу котла
рукояткой 22. Открытие производится поворотом рукоятки от себя про
тив часовой стрелке, а закрытие — по часовой стрелке на себя. Рукоятка
фиксируется в положениях затвора «закрыто» и «открыто» подпружи
ненным стопором 29. Герметизация узла дискового затвора с парообог
ревом осуществляется резиновыми уплотнительными кольцами 5. Зат
вор 18 поджимается через фланец трубы слива 20 восемью болтами 19
513

диаметром 16 мм к поддону 15. Крышка 21 имеет резиновое уплотни
тельное кольцо 3, поджимаемое к уплотнительной поверхности трубы
слива 20 винтом 2, который стопорится рукояткой 1. При сливе нефте
продукта крышка 21 опускается вниз вращением винта 2 против часо
вой стрелки, откидывается вбок и подвешивается на крючок 23.

10.4. Специальные цистерны
Перевозка мазута, смазочных масел и других высоковязких и легко
затвердевающих грузов в цистернах общего назначения связано со зна
чительными трудностями их выгрузки из котлов цистерн. Поэтому для
облегчения слива таких грузов созданы цистерны с наружной подогре
вательной рубашкой или кожухом (рис. 10.17). Рубашка 1, расположен
ная в нижней части котла, образована стенками котла и наружным лис
том, которые связаны между собой каркасом из углового проката. По
верхность обогрева цистерны грузоподъемностью 67 т составляет 40 м3,
тара вагона 24,47 т. Для подогрева груза пар подается в рубашку через
штуцер кожуха сливного прибора 2, а выход пара или конденсата про
исходит через два патрубка, расположенных по концам котла. Сливной
прибор вместо резинового уплотнительного кольца клапана имеет мед
ное кольцо, что обусловлено высокой температурой наливаемого в ко
тел груза и большой его вязкостью.
Достоинствами таких цистерн являются: значительное сокращение
времени слива, устранение обводнения груза при разогреве острым па
ром, уменьшение расхода пара. Недостатком цистерны является увели
ченная на 1 т масса тары изза наличия металлической рубашки.

Рис. 10.17. Цистерна для высоковязких грузов

514

Цистерна для перевозки молока (рис. 10.18) имеет мощную наружную
изоляцию и стенки котла из нержавеющей стали, алюминиевых спла
вов или углеродистой стали с внутренним покрытием, обеспечивающим
сохранение высокого качества молока. Три секции котла позволяют за
полнять цистерну молоком от трех различных отправителей или разно
го качества. Каждая секция имеет крышку люка с резиновым уплотне
нием, трубу для налива молока, кран для выпуска воздуха, вытесняемо
го при наливе, указатель налива молока поплавкового типа, сливной
прибор с трубами, выходящими на обе стороны цистерны и закрывае
мыми заглушками. Котел изолирован слоем стекловолокна толщиной
300 мм, обернутым стеклотканью и защищенным снаружи стальным
кожухом от механических повреждений. Кожух выкрашен в цвет сло
новой кости, а его нижняя часть — темносиней краской и с обеих сто
рон котла имеется надпись «молоко». Цистерна имеет грузоподъемность
31,2 т, массу тары 23,3 т с котлом из алюминиевого сплава марки АДО,
объем котла 30,2 м3, осевую нагрузку 133,66 кН, коэффициент тары 0,747,
длину по осям сцепления автосцепок 12,02 м, базу 7,8 м, погонную на
грузку брутто 44,48 т/м, удельный объем котла 0,968 м3/т.
По сравнению с изотермическими вагонами, в которых молоко пе
ревозится в бидонах, цистерны для перевозки молока имеют меньший
коэффициент тары, лучшее использование грузоподъемности, позво
ляют уменьшить продолжительность и трудоемкость погрузки и выг
рузки, а закрытый способ налива и слива молока обеспечивает его луч
шее качество.

Рис. 10.18. Цистерна модели 15Ц858 для молока

515

Цистерна для перевозки спирта, который обладает повышенной взры
воопасностью, обусловленной его высокой испаряемостью и низкой
температурой вспышки, отличаются увеличенным удельным объемом
котла (до 1,3 м3/т) и возможностью объемного расширения спирта за
счет неполного заполнения котла. Выгрузка спирта производится сверху
через трубу сифонным способом. Цистерна модели 15154701 габарита
1ВМ с конструкционной скоростью движения 120 км/ч, построенная
ОАО «Азовмаш» (серийное производство осуществляется с 1995 г.), имеет
грузоподъемность 66 т, массу тары 24,7 т, объем котла 85,6 м3, осевую
нагрузку 222,46 кН, коэффициент тары 0,374, погонную нагрузку брут
то 74 кН/м, удельный объем 1,3 м3/т, внутренний диаметр котла 3,22 м,
длину по осям сцепления автосцепок 12,02 м, базу 7,8 м, максимальную
высоту от головок рельсов 4,636 м. Налив спирта верхний через люк, а
слив — нижний самотеком.
Для уменьшения нагрева спирта солнечными лучами в некоторых кон
струкциях таких цистерн, котел размещался внутри кузова крытого вагона.
Цистерна для перевозки спирта, коньяка и некоторых сортов вин (рис. 10.19)
с котлом из двухслойной стали марки Вст.3сп2 +12Х18Н10Т имеет гру
зоподъемность 57,4 т, массу тары 25,1 т, объем котла 54,5 м3, удельный
объем котла 0,949 м3/т, осевую нагрузку 202,3 кН, коэффициент тары
0,437, погонную нагрузку брутто 67,33 кН/м, длину по осям сцепления
автосцепок 12,02 м, базу 7,8 м.
Налив производится через колпак 3, а слив — через сливной прибор
2, котел 4 имеет наружную изоляцию 5 и изоляционный колпак 1. Ко
тел имеет предохранительновпускной клапан.

Рис. 10.19. Цистерна модели 151593 для перевозки вина и спирта

516

Ряд вин перевозится в цистернах с котлом из углеродистой стали,
имеющим специальное внутреннее покрытие. Кроме обычного люка
котел имеет также технологический люк; толщина изоляции кузова рав
на 100 мм. Такая цистерна имеет грузоподъемность 57,5 т, массу тары
26,4 т, объем котла 61,2 м3, осевую нагрузку 205,8 кН, погонную нагруз
ку брутто 68,47 кН/м, коэффициент тары 0,46, удельный объем котла
1,064 м3/т, длину по осям сцепления автосцепок 12,02 м, базу 7,8 м.
Цистерна для перевозки патоки имеет котел с наружной подогрева
тельной рубашкой, расположенной внизу между крайними опорами кот
ла; ее грузоподъемность равна 62 т, масса тары 22,3 т, объем котла 45 м3,
осевая нагрузка 206,75 кН, погонная нагрузка 68,8 кН/м, удельный объем
котла 0,726 м3/т, коэффициент тары 0,36, длина по осям сцепления ав
тосцепок 12,02 м, база — 7,8 м.
Цистерна для перевозки пасты сульфанола (рис. 10.20) имеет котел с
изоляцией 2 толщиной 100 мм и трубчатым змеевиком 3 из коррозион
ностойкой стали для подогрева груза при разгрузке паром с давлением
0,06 МПа. Для ускорения слива груза его перемешивают сливной при
бор 4 с патрубком 1. Цистерна имеет грузоподъемность 53,7 т, массу тары
27,2 т, осевую нагрузку 198,4 кН, погонную нагрузку 66 кН/м, коэффи
циент тары 0,51, длину по осям сцепления 12,02 м, базу 7,8 м.
ОАО «Азовмаш» создало новейшие конструкции четырехосных цис
терн для перевозки вязких нефтепродуктов с эффективными система
ми внутреннего разогрева. Котел изготовлен из стали марки 09Г2С13 или
марки 09Г2С (модель цистерны 1776), налив груза — верхний, а слив —

Рис. 10.20. Цистерна модели 151565 для пасты сульфанола

517

нижний, допускаемое давление в котле 0,15 МПа. Основные техничес
кие характеристики таких цистерн приведены в табл. 10.4.
Таблица 10.4
Технические характеристики цистерн для перевозки вязких нефтепродуктов
Показатели

Модели
15-1566-06 15-1566-07

Т-1710

1776

Грузоподъемность, т

66

65

54,5

64,5

Масса тары, т

27

27,6

25,1

25,5

Осевая нагрузка, кН

228

227,1

195,22

220,73

Погонная нагрузка, кН/м

75,9

75,58

62,27

68,5

Коэффициент тары

0,41

0,425

0,46

0,395

Длина по осям сцепления автосцепок, м

12,02

12,02

12,54

12,89

Ширина, м

3,09

3,09

3,07

3,02

Высота от головок рельсов, м

4,62

4,62

4,25

4,385

Конструкционная скорость, км/ч

120

120

100

120

02-ВМ

02-ВМ

UIS505-3

RAI

110

180

180

150

Габарит подвижного состава
Максимальная температура теплоносителя, °С

Цистерны моделей Т1710 и 1776 предназначены для эксплуатации
на железных дорогах с шириной коле 1435 мм. Котлы цистерн моделей
15156607 и Т1710 выполнены со шпангоутами.
ОАО «Азовмаш» строит также цистерны для перевозки легкозат
вердевающих нефтепродуктов с конструкционной скоростью движе
ния 120 км/ч по железнодорожным путям с шириной колеи 1520 мм.
Основные технические характеристики цистерн приведены в табл. 10.5.
ОАО «НПК Уралвагонзавод» спроектировал четырехосную цистер
ну модели 15565 с парообогревательным кожухом в габарите 1Т с кон
струкционной скоростью движения 120 км/ч по железнодорожным пу
тям стран СНГ и Балтии для перевозки вязких нефтепродуктов. Цис
терна без хребтовой балки в средней части и с жестким креплением котла
к полурамам выполнена в исполнении «УХЛ» категории размещения 1
с обеспечением эксплуатационной надежности при температуре наруж
ного воздуха до –60°. Цистерна имеет грузоподъемность 72 т, массу тары
27,8 т, полный объем котла 74,9 м3, осевую нагрузку 245 кН, погонную
нагрузку брутто 81,45 кН/м, удельный объем котла 1,04 м3/т, коэффи
циент тары 0,386, длину по осям сцепления автосцепок 12,02 м, базу 7,8 м,
диаметр котла 3,0 м.
518

Таблица 10.5
Технические характеристики цистерн для перевозки легкозатвердевающих
нефтепродуктов
Модели и перевозимые грузы
Показатели

Грузоподъемность, т

15-487-02,
карбомидно15-1525-01,
15-482-05/06,
15-1534-03, 15-1603-01,
формальдежелтый
сера
пек
фенол
гидный конфосфор
центрат
67

65,5/67,5

68,5

60/62

Масса тары, т

25,3

26,9/26,4

25,1

30,6

27

Объем котла, м3

54,5

38,5

46

63,4

73,1

Осевая нагрузка, кН

226,37

226,6/230,29

229,55

222,2/227,1

228,8

Погонная нагрузка,
кН/м

75,33

75,41/76,64

78,84

73,94/75,57

76,15

Удельный объем,
м3/т

0,813

0,588/0,57

0,67

1,057/1,023

1,1

Коэффициент тары

0,378

0,41/0,391

0,366

0,51/0,494

0,407

Длина по осям
сцепления автосцепок, м

12,02

12,02

12,02

12,02

12,02

Ширина, м

3,06

3,05

3,06

3,198

3,09

Высота от головок
рельсов, м

4,435

4,264/4,165

4,153

4,824

4,62

Внутренний диаметр котла, м

2,6

2,2

2,4

2,8

3,0

Давление в котле,
МПа

0,15

0,2

0,25

0,064

0,15

02-ВМ

02-ВМ

02-ВМ

1-Т

02-ВМ

через люк

верхний

верхний

верхний

через люк

Габарит
подвижного
состава
Способ налива
Способ слива

Материал котла

нижний
самотеком,
разогрев

66,3

нижний,
верхний,
верхний, самотеком,
нижний,
передавли- передавли- верхний
самотеком
ванием
ванием
передавливанием

12Х18Н10Т 12Х18Н10Т 12Х18Н10Т 09Г2С-14

09Г2С-14

519

Цистерны для перевозки кислот и некоторых других продуктов хими
ческой промышленности имеют котел и арматуру, сделанные из материа
лов, сохраняющих качество перевозимых грузов и противостоящих их
разрушающему воздействию. Такие цистерны отличаются также спе
циальными устройствами для налива и слива груза, а иногда для защи
ты рамы и других частей цистерны от возможного разбрызгивания кис
лот. В связи с повышенной опасностью перевозки кислот, могущих выз
вать ожоги у обслуживающего персонала, взрывы, интенсивную коррозию
металла, в числе мер, определяемых специальными правилами, предус
матривается окраска кислотных цистерн, резко отличающаяся от ок
раски цистерн других типов; вдоль котла нанесены желтые полосы ши
риной 0,5 м с обеих сторон цилиндрической части котла и квадраты на
днищах размером 1×1 м, на которых указано назначение цистерны и
опасность груза. Кроме того, кислотные цистерны отличаются также
меньшим диаметром (2,0—2,6 м) вследствие большей плотности кислот
по сравнению с нефтепродуктами. Слив кислоты производится через
штуцер, расположенный на верху котла около люка. В остальном конст
рукция кислотных цистерн аналогична конструкции цистерн для неф
тепродуктов.
Цистерна для перевозки серной кислоты модели 151226 (рис. 10.21)
габарита 02ВМ с элементами безопасности, с конструкционной ско
ростью движения 120 км/ч (изготовитель АО «Рузхиммаш», серийное
производство с 1996 г.) имеет стальной котел, сливноналивную трубу,
патрубок с заглушкой для отбора проб, штуцер для установки маномет
ра и предохранительновпускной клапан. Для обеспечения полного сли
ва груза нижний лист котла сделан с уклоном в сторону поддона слив
ноналивной трубы, размещенной в середине котла. Изза большой
плотности серной кислоты объем котла составляет 37,06 м3 при грузо
подъемности цистерны 68 т, а внутренний диаметр котла равен 2,2 м.
Цистерна имеет массу тары 24,6 т, коэффициент тары 0,362, осевую на
грузку 227,1 кН, погонную нагрузку 75,6 кН/м, удельный объем котла
0,561 м3/т.
Для предотвращения повышенного содержания железа в улучшен
ной серной кислоте котел цистерны делается из двухслойной стали мар
ки Ст 09Г2+06Х17НМ2 с толщиной плакирующего слоя 2—3 мм вместо
ранее применявшейся нержавеющей стали. Грузоподъемность цистер
ны модели 151601 габарита 02ВМ (изготовитель ОАО «Азовмаш», год
поставки на серийное производство 1996 г.) равна 77 т, масса тары 22,2 т,
полный объем котла 46 м3, удельный объем котла 0,55 м3/т, внутрен
ний диаметр котла 2,4 м, осевая нагрузка 243,29 кН, погонная нагруз
520

521

Рис. 10.21. Четырехосная цистерна модели 151226 для серной кислоты

ка 80,96 кН/м, коэффициент тары 0,288, длина котла 10,51 м, макси
мальная высота от головок рельсов 4,232 м. Способ налива и слива груза —
верхний передавливанием. В такой цистерне можно перевозить также
уксусную кислоту.
Цистерна модели 15Ц855 для перевозки олеума (рис. 10.22) габарита
0ВМ с конструкционной скоростью движения 120 км/ч имеет паровую
рубашку, подобную той, которая применяется на описанных выше цис
тернах для перевозки высоковязких грузов; налив и слив груза — верх
ний передавливанием. Цистерна имеет грузоподъемность 56 т, массу тары
23,84 т, объем котла 29 м3, удельный объем 0,533 м3/т, внутренний диаметр
котла 2,0 м, осевую нагрузку 195,8 кН, погонную нагрузку 65,14 кН/м, ко
эффициент тары 0,426.
Цистерна для перевозки соляной кислоты модели 151020 габарита
02ВМ с конструкционной скоростью движения 120 км/ч (изготови
тель АОЗТ «Метконструкция», г. Энгельс, серийное производство с
1995 г.) имеет стальной котел из низколегированной стали марки 09Г2С
с верхним наливом и сливом передавливанием, внутренняя поверх
ность которого покрыта слоем резины (гуммирована) для предохране
ния металла от коррозии. На котле имеются один люклаз посередине
и два технологических люка по его концам. Цистерна имеет грузоподъ
емность 67 т, массу тары 26 т, полный объем котла 63 м3, удельный
объем котла 0,9 м3/т, максимальную осевую нагрузку 228 кН, погон
ную нагрузку 75,8 кН/м, коэффициент тары 0,388, внутренний диа
метр котла 2,8 м, максимальную высоту от уровня головок рельсов 4,6 м,
длину котла 10, 714 м.
Цистерна для перевозки фенола модели 151636 габарита 1ВМ с кон
струкционной скоростью движения 120 км/ч (изготовитель ОАО «Азов
маш») имеет стальной котел с металлизированной цинком внутренней
поверхностью, грузоподъемность 74,5 т, массу тары 25,5 т, объем котла
73,1 м3, длину и диаметр котла 10,77 и 3,0 м соответственно, максималь
ную высоту от головок рельсов 4,624 м, максимальную осевую нагрузку
245 кН, погонную нагрузку 81,5 кН/м, удельный объем котла 0,981 м3/т,
коэффициент тары 0,342. Максимально допускаемая температура заг
ружаемого фенола +60 °С, слив и налив верхний.
Цистерна для перевозки крепкой азотной кислоты (до 98 %) модели 15
1024 (рис. 10.23) габарита 02ВМ с конструкционной скоростью движе
ния 120 км/ч, построенной ОАО «Завод металлоконструкций» в г. Энгель
се, имеет грузоподъемность 57,5 т, массу тары 22,5 т, объем котла 34,2 м3,
внутренний диаметр котла 2,2 м, максимальную осевую нагрузку 196 кН,
522

523

Рис. 10.23. Четырехосная цистерна модели 151024 для крепкой азотной кислоты

Рис. 10.22. Четырехосная цистерна модели 15Ц855 для олеума

погонную нагрузку 46,88 кН/м, удельный объем котла 0,59 м3/т, коэф
фициент тары 0,391, длину котла 10,35 м, максимальную высоту от го
ловок рельсов 4,58 м. Налив и слив груза — верхний передавливанием.
В эксплуатации имеются также цистерны для перевозки крепкой
азотной кислоты, у которых котел выполнен из алюминиевого сплава
марки А 1 или АД 1 с верхним колпаком, на крышке которого имеются
штуцер для отбора проб и предохранительновпускной клапан. На вер
ху котла имеется также штуцер для крепления внутренней сливнона
ливной трубы. Для защиты деталей цистерны от случайно пролитой кис
лоты предусмотрены предохранительные щиты внизу цилиндрической
части котла, а для нейтрализации пролитой кислоты — ящик с известью
на консольной части рамы перед днищем котла.
Для перевозки слабой азотной кислоты (до 58 %) применяются цис
терны модели 151487 габарита 02ВМ с конструкционной скоростью
движения 120 км/ч с верхним наливом и сливом передавливанием (из
готовитель ОАО «Азовмаш», а в прошлом — ПО «Ждановтяжмаш», се
рийное производство с 1983 г.). Цистерна имеет грузоподъемность 71,5 т,
массу тары 21,5 т, полный объем котла 51,9 м3, максимальную осевую
нагрузку 215,6 кН, погонную нагрузку 71,74 кН/м, удельный объем кот
ла 0,726 м3/т, коэффициент тары 0,3, внутренний диаметр котла 2,4 м,
длину по осям сцепления автосцепок 12,02 м, базу 7,8 м, максимальную
высоту от головок рельсов 4,47 м.
Цистерна модели 151573 для суперфосфорной кислоты (рис. 10.24) га
барита 1ВМ с конструкционной скоростью движения 120 км/ч (изго
товитель ОАО «Азовмаш», серийное производство с 1990 г.) имеет котел
с парообогревательной рубашкой, теплоизоляцией и защитным кожу
хом для нее. Налив груза верхний, а слив — нижний; полный слив груза
обеспечивает броневой лист, уклоном расположенный к сливному при
бору. Цистерна имеет грузоподъемность 68 т, массу тары 25 т, объем кот
ла 39 м3, максимальную осевую нагрузку 228,08 кН, погонную нагрузку
74,2 кН/м, удельный объем котла 0,42 м3/т, коэффициент тары 0,368,
внутренний диаметр котла 2,2 м, длину котла 10,56 м.
Для перевозки суперфосфорной кислоты ОАО «Азовмаш» совместно
с фирмой ARBEL (Франция) была также спроектирована восьмиосная
цистерна модели 151578 (рис. 10.25) габарита 1Т с конструкционной
скоростью движения 120 км/ч; котел с предохранительновпускным кла
паном имеет парообогревательную рубашку, теплоизоляцию толщиной
200 мм; налив и слив груза верхний передавливанием. Цистерна имеет
грузоподъемность 120 т, массу тары 53,5 т, полный объем котла 63,1 м3,
осевая нагрузка 212 кН, погонная нагрузка 87 кН/м, удельный объем котла
0,49 м3/т, коэффициент тары 0,446, внутренний диаметр котла 2,3 м.
524

525

Рис. 10.25. Восьмиосная цистерна модели 151578 для суперфосфорной кислоты

Рис. 10.24. Четырехосная цистерна модели 151573 для суперфосфорной кислоты

Для перевозки концентрированной фосфорной кислоты ОАО «Азов
маш» совместно с фирмой «Фридрих Уде» (Германия) была спроекти
рована восьмиосная цистерна габарита 1Т с конструкционной скорос
тью движения 120 км/ч. Цистерна имеет грузоподъемность 120 т, массу
тары 53,5 т, объем котла 62 м3, максимальную осевую нагрузку 212,75 кН,
коэффициент тары 0,446, удельный объем 0,517 м3/т, длину и внутрен
ний диаметр котла 15,7 и 2,315 м соответственно. Котел имеет наруж
ную теплоизоляцию из пенополиуретана толщиной 180 мм, защищен
ную снаружи кожухом. Особенностью конструкции цистерны является
вовлечение нижних продольных и дугообразных элементов кожуха к
восприятию основных эксплуатационных нагрузок, действующих на
цистерну. Это, наряду с малым диаметром котла и применением стали
повышенной прочности позволило делать цилиндрическую часть котла
с толщиной стенок 7 мм.
Изза высокой агрессивности фосфорной кислоты котел внутри по
крыт защитным слоем резины. Большое расстояние от торцовой балки
рамы цистерны до днища котла (1,14 м) обусловлено ограничением по
гонной нагрузки цистерны (88,3 кН/м).
Цистерна для перевозки алкилбензолсульфокислоты или линейнобензол
сульфокислоты модели 155104 (рис. 10.26) габарита 1Т с конструкци
онной скоростью движения 120 км/ч (изготовитель ОАО «НПК Уралва
гонзавод» имеет котел с теплоизоляцией толщиной 156 мм и люк для
верхнего налива и слива груза передавливанием. Цистерна имеет грузо
подъемность 65,3 т, массу тары 28,7 т, объем котла 65,3 м3, максималь
ную осевую нагрузку 230,3 кН, погонную нагрузку 76,64 кН/м, удель
ный объем котла 1,0 м3/т, коэффициент тары 0,44, внутренний диаметр
котла 2,8 м, наружную длину котла с изоляцией 10,895 м.
Цистерна для перевозки технической серной кислоты модели 15157
габарита 02ВМ с конструкционной скоростью движения 120 км/ч (из
готовитель ОАО «НПК Уралвагонзавод») построена в исполнении «У»
категории 1 с обеспечением эксплуатационной надежности при темпе
ратуре наружного воздуха до — 50 °С. Она имеет грузоподъемность 69 т,
массу тары 24,5 т, полный объем котла 38,06 м3, максимальную осевую
нагрузку 230 кН, погонную нагрузку брутто 76,3 кН/м, удельный объем
котла 0,563 м3/т, коэффициент тары 0,355, внутренний диаметр котла
2,2 м, длину по осям сцепления автосцепок 12,02 м, базу 7,8 м, высоту
от головок рельсов 3,823 м, длину котла 10,498 м.
Сжиженные газы перевозятся в цистернах при большом давлении (до
1,6—2,0 МПа) и поэтому строительство и эксплуатация газовых цистерн
регламентируется специальными правилами Госгортехнадзора. С целью
526

527

Рис. 10.26. Четырехосная цистерна модели 155104 для алкилбензолсульфокислоты

защиты от солнечных лучей для ряда цистерн в верхней части котла при
меняют теневые кожухи, окрашенные в светлый цвет. Большое давление
сжиженного газа внутри котла обуславливает значительную толщину его
стенок (16—24 мм). Налив и слив в газовых цистернах производится
через вертикальные трубы, укрепленные внизу котла в поддоне, пред
назначенном для обеспечения
полноты разгрузки груза. Кот
лы цистерн имеют яркие отли
чительные полосы на цилинд
рической части и круги на дни
щах котла. Например, полосы
шириной 0,3 м красного цвета
имеют цистерны для перевозки
пропана, желтого — для амми
ака, защитного — для хлора.
Для ускоренного и безопасно
го слива и налива жидкого газа, а
также для контроля за давлени
ем газа в котле цистерны фирма
ПК «Сплав» разработала специ
альную арматуру принципиаль
но новой конструкции, включа
ющую в себя вентиль кислород
ного типа, шаровой кран и
предохранительный клапан. Та
кая арматура в сборе показана на
рис. 10.27. Шаровой кран рассчи
тан на рабочее давление 2,0 МПа
и температуру рабочей среды от
–60 до +65 °С и имеет класс гер
метичности затвора В по ГОСТ
9544—93. Предохранительный
Рис. 10.27. Арматура в сборе:
1 — угловой вентиль жидкой фазы; 2 — пре клапан имеет сечение проточ
дохранительный клапан; 3 — скоростной ной части 400 мм2 и рассчитан на
клапан; 5, 15 — хомуты; 4 — опора; 6 — тру рабочее давление 2,0 МПа и тем
ба для слива налива; 7 — гильза; 8 — угло пературу рабочей среды от –50
вой вентиль газовой фазы; 9 — манометро до +65 °С; герметичность затвора
держатель; 10, 11, 12 — вентили кислород
(величина протечек в затворе по
ного баллона; 13 — пробка; 14 — воронка;
воздуху) — не более 3,0 см3 в мин.
16 — болт; 17 —шайба
528

Предприятие ОАО «НПК Урал
вагонзавод» разработало конст
рукцию цистерн моделей 15144
и 1514401 (рис. 10.28) габарита
1Т с конструкционной скорос
тью движения 120 км/ч, имею
щих элементы защиты котла (за
Рис. 10.28. Цистерна модели 15144 для сжи
щитные экраны и дуги безопас
женных углеводородных газов (пропан)
ности) при авариях и крушениях
для перевозок сжиженного пропана. Эти цистерны имеют соответствен
но: грузоподъемность 40,8 и 44 т, массу тары 37,7 и 39,5 т, полный объем
котла 73,9 и 74,1 м3, максимальную осевую нагрузку 230 кН, погонную
нагрузку брутто 64,07 и 68,15 кН/м, коэффициент тары 0,924 и 0,898,
удельный объем котла 1,81 и 1,684 м3/т, длину по осям сцепления авто
сцепок 12,02 м, длину котла 11,004 м, базу 7,8 м, внутренний диаметр
котла 3,0 м.
ОАО «Уралкриомаш» разработало конструкцию цистерны модели 15
55901 (рис. 10.29) габарита 02 —ВМ с конструкционной скоростью дви
жения 120 км/ч для перевозки двуокиси углерода. Цистерна имеет за
щитные экраны перед днищами и дуги безопасности наверху котла. Цис
терна имеет грузоподъемность 45 т, массу тары 45,5 т, объем котла 45,8 м3,
осевую нагрузку 221,95 кН, погонную нагрузку 60,3 кН/м, удельную ем
кость котла 0,497 м3/т, коэффициент тары 0,993, длину по осям сцепле
ния автосцепок 14,7 м. Цистерна состоит из криогенного резервуара с
двойными стенками, установленного на раму. Внутренний сосуд сделан
из нержавеющей стали марки Х18Н10Т или марки 09Г2С, а наружный
кожух — из стали марки 09Г2С; пространство между ними заполнено
волокнистовакуумной изоляцией. Цистерна имеет приборы замера
уровня жидкости и давления в сосуде, предохранительные устройства
(клапан и мембрану) от превышения уровня давления в сосуде и изоли
рующей полости. Запорная арматура сильфонная с ручным приводом,
налив и слив производится на обе стороны цистерны. Она может нахо
диться в пути следования до 45 суток без сброса паров в атмосферу, ком
плектуется запасными частями и принадлежностями.
В 1974—1975 гг. в СССР была разработана конструкция цистерны для
перевозки жидкого углекислого газа с внутренним резервуаром для перево
зимого груза, сделанного из стальных листов толщиной 24 мм, и наружным
резервуаром, изготовленным из стальных листов толщиной 14 мм. Простран
ство между ними заполнено термоизоляционным порошком и отвакууми
ровано до давления 25—65 Па. Внутренний резервуар с волнорезами и змее
529

530

Рис. 10.29. Цистерна модели 1555901 для сжиженной двуокиси углерода

викомподогревателем установлен на четыре текстолитовые опоры и кре
пится к наружному резервуару цепной подвеской. Крепление наружного
резервуара на раме цистерны такое же, как и у типовых цистерн. На кон
соли рамы размещен арматурный шкаф, в котором расположены трубо
проводы для налива и слива груза, предохранительные устройства, конт
рольноизмерительные приборы и органы управления. Цистерна имеет
грузоподъемность 37 т, массу тары 55 т. Температура груза при наливе со
ставляет 45 °С, а наибольшее расчетное давление 2,0—2,3 МПа при темпе
ратуре –20 °С. При повышении давления груза на 0,12 МПа в сутки пре
дохранительные клапаны срабатывают через 90 суток после налива груза.
В США и Германии имеются цистерны для перевозки глубокоохлаж
денного (до — 196 °С) этилена, сжиженного углекислого газа и кислоро
да. Котел цистерны состоит из наружного и внутреннего резервуаров, из
которых первый сделан из хромоникелевой стали, а второй — из углеро
дистой стали. В пространстве между резервуарами создается вакуум, по
зволяющий ограничить толщину «вакуумной» изоляции до 200 мм.
ОАО «Азовмаш» строит четырехосные цистерны с защитными эле
ментами котла (защитные экраны перед днищами и дуги безопасности
наверху котла) из низколегированной стали марки 09Г2С14 для пере
возки сжиженных газов различных видов. Основные технические ха
рактеристики таких цистерн приведены в табл. 10.6.
Таблица 10.6
Технические характеристики цистерн для перевозки сжиженных газов
Модели и виды газа
15-1597- 15-1408- 15151515-178015-9503 15-1722
01
02 1556-03 1519-02 1407-01
Показатели
Аммиак

Грузоподъемность, т

Углеводородные газы и
Пропан, бутан,
Хлор легкое углевоПентан
и их смеси
дородное сырье

43

31,2

57,5

46

31,2

52,1

51,3

60,6

35,1

32,4

30,5

35,1

32,4

35,8

41,6

32

Объем котла, м

75,7

54,8

46

75,7

54,8

83,8

95,5

100

Осевая нагрузка, кН

191,5

156

215,8

198,9

156

215,6

227,8

227

Погонная нагрузка, кН/м

63,74

51,9

71,82

66,19

51,91

71,74

59,64

59,45

Масса тары, т
3

531

Окончание табл. 10.6
Модели и виды газа
15-1597- 15-1408- 15151515-178015-9503 15-1722
01
02 1556-03 1519-02 1407-01
Показатели
Аммиак

Углеводородные газы и
Пропан, бутан,
Пентан
Хлор легкое углевои их смеси
дородное сырье

Коэффициент
тары

0,816

1,04

0,53

0,763

1,04

0,687

0,811

0,528

Удельный объем, м3/т

1,76

1,76

0,8

1,645

1,756

1,61

1,86

1,65

Длина по осям
сцепления автосцепок, м

12,02

12,02

12,02

12,02

12,02

12,02

15,28

15,28

База, м

7,8

7,8

7,8

7,8

7,8

7,8

11,06

11,06

Ширина, м

3,264

3,075

3,075

3,264

3,075

3,267

3,254

3,25

Высота, м

5,05

4,6

4,486

5,05

4,6

5,19

5,092

4,95

Внутренний
диаметр котла, м

3,0

2,6

2,4

3,0

2,6

3,2

3,0

3,0

Давление в
котле, МПа

2,1

2,08

1,63

2,1

2,08

2,11

1,82

0,48

Габарит

1-Т

1-Т

02-ВМ

1-Т

1-Т

1-Т

02-ВМ 02-ВМ

АО «Рузхиммаш» строит с 1996 г. цистерны модели 151201 (рис. 10.30)
габарита 02ВМ с конструкционной скоростью движения 120 км/ч для пе
ревозки сжиженного аммиака с
верхним наливом и сливом пере
давливанием или вакуумнасо
сом, условное рабочее давление
в котле 2,08 МПа. Для предох
ранения днищ котла от пробоя
автосцепкой при крушениях
имеются защитные экраны пе
ред днищами, а для предохране
ния от разрушения сливоналив
ной арматуры — дуги безопасно
Рис. 10.30. Четырехосная цистерна
сти наверху котла. Цистерна
модели 151201 для аммиака
имеет грузоподъемность 31,7 т,
532

массу тары 36 т, полный объем котла 55,7 м3, осевую нагрузку 170 кН, погон
ную нагрузку 56,6 кН/м, удельный объем котла 1,76 м3/т, коэффициент тары
1,136, внутренний диаметр котла 2,6 м.
Цистерна модели 151449 (рис. 10.31) габарита 1Т с конструкционной
скоростью движения 120 км/ч (изготовитель ОАО «Азовмаш», серийное
производство с 1989 г.) для перевозки кальцинированной соды имеет пять
загрузочных и один лазовый люки диаметром 400 мм, разгрузочный пат
рубок диаметром 150 мм, четыре больших четыре малых аэролотков с уг
лом откосов к горизонту 45°, грузоподъемность 62 т, массу тары 31 т, объем
котла 105 м3, осевую нагрузку 228 кН, погонную нагрузку 55,1 кН/м, удель
ный объем 1,693 м3/т, коэффициент тары 0,5, внутренний диаметр котла
3,2 м. Допустимая температура загружаемого продукта +80 °С.
Дальнейшее усовершенствование цистерн для перевозки сыпучих
грузов осуществлено в конструкциях с двухсекционным котлом, напри
мер, в цистерне модели 151498 габарита 1ВМ с конструкционной ско
ростью движения 120 км/ч для перевозки поливинилхлорида (рис. 10.32).
Для лучшей выгрузки груза секции котла расположены наклонно к го
ризонтальной плоскости под углом 6°. Загрузка груза пневматическая
или гидравлическая, а разгрузка — пневматическая, производительность
выгрузки — 61,7 т в час. Цистерна имеет грузоподъемность 55,5 т, массу
тары 30,35 т, полный объем котла 99,2 м3. Осевая нагрузка равна 210,45 кН,
погонная нагрузка — 53,54 кН/м. Удельный объем котла — 1,66 м3/т,
коэффициент тары — 0,547, внутренний диаметр котла — 3,0 м. Котел
снабжен четырьмя загрузочными люками диаметром по 400 мм и двумя
лазовыми люками диаметром по 575 мм, разгрузочным патрубком диа
метром 100 мм и четырьмя аэролотками.
Цистерна модели 151405 для перевозки цемента (рис. 10.33) габарита
02ВМ с конструкционной скоростью движения 120 км/ч изготавливает
ся ОАО «Азовмаш», имеет котел из низколегированной стали 09Г2С, со
стоящий из верхних и средних листов обечайки 1 толщиной 8 мм, броне
вого листа толщиной 11 мм и днища 3 толщиной 10 мм. Внутри котла
размещены под углом 6° к горизонтальной плоскости четыре аэролотка
10 для аэрации цемента и подачи его к разгрузочному патрубку 7. Спол
зание цемента на поверхность аэролотка обеспечивает специальная над
стройка, состоящая из откосов 9 и рассекателей 8, расположенных вдоль
продольной оси котла. Надстройка делит котел на грузовой отсек (верх
няя часть) и подоткосный отсек. Для выравнивания давления в отсеках
при разгрузке цистерны котел имеет сообщающиеся трубы 2 диаметром
80 мм. В нижней части трубы имеется патрубок 5 с муфтовым краном 6
диаметром 50 мм, предназначенный для снижения давления в котле. Для
осмотра подоткосного пространства котел имеет смотровые люки 4.
533

534

Рис. 10.32 Четырехосная цистерна модели 151448 для поливинилхлорида

Рис. 10.31. Четырехосная цистерна модели 151499 для кальцинированной соды

Рис. 10.33. Котел четырехосной цистерны модели 151405 для цемента

Разгрузочное устройство (рис. 10.34) имеет центральный вертикаль
ный 4 и горизонтальный 5 патрубки. Между патрубком 1 котла и верти
кальным патрубком разгрузочного устройства размещена дроссельная
заслонка 6, насаженная на вал 3, который с одной стороны закрыт кол
паком 7, а с другой, со стороны его выхода к штанге 2, — сальниковым
уплотнением с гайкой для обеспечения герметичности заслонки. Пово
ротом рукоятки 9 заслонка может устанавливаться в открытое или зак
рытое положения и фиксироваться храповиком 8. Разгрузочное устрой
ство оборудовано трубой поддува 10, на вертикальном участке которой
установлен обратный клапан 1.
Дроссельная заслонка очищается через люк 13 с крышкой 11 и рези
новой прокладкой 12.
Воздушная коммуникация (рис. 10.35) обеспечивает подачу воздуха
в аэролотки и трубу поддува при разгрузке цистерны с давлением сжа
того воздуха 0,2 МПа (производительность выгрузки цемента 60 т/ч).
Она состоит из коллектора 2, соединенного с внешним источником сжа
того воздуха головкой 6; патрубка 5, сообщенного с подоткосным про
странством котла, для установки манометра, расположенного в арма
турном шкафу 4; воздухопроводов 1. В транспортном положении патру
бок 5 закрыт пробкой во избежание его засорения. На коллекторе 2
535

Рис. 10.34. Разгрузочное устройство цистерны для цемента

установлены предохранительный клапан 3, муфтовые краны 7 и 9 для
регулирования подачи воздуха в аэролотки и муфтовый кран 8 для регу
лирования подачи воздуха в трубу поддува (диаметр кранов 50 мм). Вер
тикальные патрубки воздушной коммуникации имеют пробки для сли
ва конденсата.
Цистерна имеет грузоподъемность 61 т, массу тары 24,3 т, объем кот
ла 62 м3, осевую нагрузку 209 кН, погонную нагрузку 69,6 кН/м, удель
ный объем котла 0,88 м3/т, коэффициент тары 0,398, длину по осям сцеп
ления автосцепок 12,02 м, базу 7,8 м, ширину 3,09 м, высоту от головок
рельсов 4,638 м, длину котла 10,3 м, внутренний диаметр котла 2,8 м.
Представляет большой интерес оригинальная конструкция цистер
ны модели 15854 с выгрузочным бункером (рис. 10.36), позволяющим
устранить трудность с выгрузкой цемента и других тяжелых порошкооб
разных грузов. Такой вагон габарита 02ВМ с конструкционной скорос
тью движения 120 км/ч, сочетающий достоинства цистерны и хоппе
ра, был спроектирован и поставлен на серийное производство в 1986 г.
536

Рис. 10.35. Воздушная коммуникация цистерны для цемента

ОАО «Азовмаш». Цистерна имеет грузоподъемность 68 т, массу тары
24,61 т, полный объем котла 61 м3 , осевую нагрузку 226,9 кН, погонную
нагрузку 75,58 кН/м, удельный объем котла 0,897 м3/т, коэффициент
тары 0,362, наружную длину и диаметр котла 8,49 и 3,0 м соответствен
но, диаметр двух загрузочных люков по 400 мм, одного лазового люка
575 мм и разгрузочного патрубка 150 мм; давление в котле при загруз
ке — 0,2 МПа, а при разгрузке его нет.
На железных дорогах Англии для перевозки цемента применяются
четырехосные цистерны с двумя наклонно расположенными цилинд
рическими котлами из алюминиевого сплава. Цистерна имеет грузо
подъемность 77,7 т, массу тары 22,3 т, объем котла 73,6 м3, осевую на
грузку 245,25 кН, коэффициент тары 0,287, удельный объем 0,947 м3/т.
Цистерны для перевозки затвердевающих грузов (жидкой серы, жид
кого пека, капролактами, нафталина) отличаются от рассмотренных
выше цистерн наличием мощной теплоизоляции котлов и электричес
ких нагревателей для разогрева груза при разгрузке.

537

538

Рис. 10.36. Четырехосная цистерна модели 15854 для тяжелых порошкообразных грузов

10.5. Цистерны нового поколения
Важнейшими достоинствами цистерн нового поколения для пере
возки светлых нефтепродуктов являются повышенная средняя стати
ческая нагрузка и высокая экологическая и пожарная безопасность. Это
достигается благодаря системам герметической погрузки и выгрузки
груза, защиты котла от пробоя и повышения их огнестойкости в очаге
пожара при аварийных ситуациях. В зависимости от физикохимичес
ких свойств перевозимых грузов разработаны цистерны типа А для жид
ких грузов, типа Б — для вязких и затвердевающих грузов и типа В —
для сжиженных газов под давлением.
Цистерны имеют следующие конструктивные исполнения:
– с котлом из низколегированной стали с внутренним покрытием и
без него;
– с котлом из нержавеющей стали, из алюминиевых сплавов и стек
лопластика;
– с нижним и верхним сливом груза, с разгрузкой методом передав
ливания, с герметизацией разгрузочных устройств от попадания паров
от перевозимого груза в атмосферу;
– с наружным и внутренним обогревом и с электрообогревом;
– с теплоизоляцией из стекломатериалов и пенополиуретана, с те
невой защитой.
Сравнительные техникоэкономические параметры цистерн нового
поколения приведены в табл. 10.7.
Таблица 10.7
Технико-экономические параметры цистерн нового поколения
и ранее построенных цистерн

Вид
вагона

Грузо- Объем
Год
Осевая
Модель начала подъем- котла, Тара, т нагрузм3
выпуска ность, т
ка, т

КонстКоэф- рукционная
фициент
скорость
движетары
ния, км/ч

Цистерны для перевозки бензина
Новый

2003

71

100

29

25

0,41

120

Базовый 15-1547

1988

6,8

85,6

24,8

23,9

0,32

120

88,2

114

31

29,8

0,35

112

Вагон
США

ACF

539

Вид
вагона

Новый
Базовый
Новый
Базовый
Новый
Базовый
Новый
Базовый
Новый
Базовый
Новый
Базовый
Новый
Базовый
Новый
Базовый
Новый
Базовый
Новый
Базовый

540

Продолжение табл. 10.7
КонстКоэф- рукциОсевая
Год
Грузо- Объем
фиционная
Модель начала подъем- котла, Тара, т нагрузент
скорость
3
ка, т
выпуска ность, т
м
тары
движения, км/ч
Цистерны для светлых нефтепродуктов
2003
71
88
29
25
0,41
120
15-150
1994
66
74
27
23,25
0,41
120
Цистерны для темных нефтепродуктов
2005
70
77
30
25
0,42
120
15-156
1995
66
72,4
27,8
23,25
0,42
120
Цистерны для перевозки спирта
2003
71
100
29
25
0,41
120
15-1547 1995
66
85,6
26
23,18
0,4
120
Цистерны для перевозки соляной кислоты
2005
71
69
29
25
0,4
120
15-1020 1995
67
63
25
23,25
0,37
120
Цистерны для перевозки метанола
2005
71
100
29
25
0,4
120
15-1610 1998
66
85,6
25
22,75
0,38
120
Цистерны для перевозки азотной кислоты
2005
72
77
28
25
0,38
120
15-1487 1983
66
48,1
21,5
22
0,3
120
Цистерны для перевозки улучшенной серной кислоты
2005
73
54
27
25
0,37
120
15-1601 1996
66
42,5
22,2
22
0,29
120
Цистерны для перевозки суперфосфорной кислоты
2005
70
48
30
25
0,43
120
15-1573 1990
68
39
25
23,25
0,37
120
Цистерны для перевозки уксусной кислоты
2005
71
88
31
25
0,44
120
15-1608 1988
68,5
65,2
24,5
23,25
0,36
120
Цистерны для перевозки винопродуктов
2005
72
73
28
25
0,39
120
15-1593 1988
66,7
63,6
25,5
23,05
0,38
120

Вид
вагона

Новый
Базовый
Новый
Базовый
Новый
Базовый
Новый
Базовый
Новый
Базовый
Новый
Базовый
Новый
Базовый
Новый
Базовый
Вагон
Сербии

Продолжение табл. 10.7
КонстКоэф- рукциГрузо- Объем
Год
Осевая
онная
фициМодель начала подъем- котла, Тара, т нагрузскорость
ент
м3
выпуска ность, т
ка, т
движетары
ния, км/ч
Цистерны для перевозки олеума
2005
73
48
27
25
0,37
120
15-1224 1996
68
38,15
25,3
23,3
0,37
120
Цистерны для перевозки фенола
2005
73
88
27
25
0,37
120
15-1603 1986
68,5
73,1
24,4
23,25
0,36
120
Цистерны для перевозки желтого фосфора
2005
73
54
27
25
0,37
120
15-1525 1984
70
41,4
22
23,1
0,31
120
Цистерны для перевозки расплавленной серы
2005
70
48
30
25
0,43
120
15-1482 1968
67
37,6
25,8
23,2
0,39
120
Цистерны для перевозки капролактама
2005
69
77
31
25
0,45
120
15-1552 1972
50
49,5
26
19
0,52
120
Цистерны для перевозки пека и нефтебитума
2005
70
70
30
25
0,43
120
15-1534 1990
64,5
63,4
28,9
23,5
0,45
120
Цистерны для перевозки патоки
2005
76
73
24
25
0,32
120
15-1613
71
50
22,6
23,25
0,32
120
Цистерны для перевозки сжиженных углеродоводородных газов
2003
60
105
40
25
0,67
120
15-1519
44
75,5
37
20,5
0,84
120
FVK

Новый
Базовый 15-1597
Вагон
FVK
Сербии

43,5

29

0,84

100

Цистерны для перевозки аммиака
2003
60
105
40
25
43
75,5
36,8
20

0,67
0,86

120
120

0,84

100

43,5

95

95

36,5

36,5

20

541

Окончание табл. 10.7

Вид
вагона

Осевая
Год
Грузо- Объем
Модель начала подъем- котла, Тара, т нагрузка, т
выпуска ность, т
м3

КонстКоэф- рукцифиционная
ент
скорость
тары
движения, км/ч

Цистерны для перевозки хлора
Новый

2003

Базовый 15-1620

65

60

35

25

0,54

120

64,7

57,7

28,5

23,3

0,44

120

Цистерны для перевозки цемента
Новый

2005

73

66

27

25

0,34

120

Базовый 15-1405

1968

61

62

24,3

21,3

0,4

120

Цистерны для перевозки кальцинированной соды
Новый
Базовый 15-7449

2005

66

120

34

25

0,52

120

60

105

32

23

0,53

120

10.6. Определение напряжений в оболочках цилиндрических
частей и днищ котлов цистерн
Прочность силовых элементов узлов вагонов следует определять по
допускаемым напряжениям. Их значения регламентированы норматив
ной документацией [25] применительно к соответствующему расчетно
му режиму и материалу. Чтобы установить прочность оболочек котлов
цистерн необходимо с помощью расчета или испытания определить
напряжения в различных зонах котла. Повышенный уровень напряже
ний будет в зонах действия локальных нагрузок, а от нагрузок типа внут
реннего давления — в местах резкого изменения характеристик жестко
сти (зоны установки устройств загрузки и разгрузки, стыковки листов
разной толщины и т.д.), в зонах перехода от оболочек одной формы к
другой (от цилиндрической части к днищу), а также в зонах с отклоне
нием от кругового сечения цилиндрической части котла. Учитывая слож
ное напряженное состояние, необходимо допускаемые напряжения
сравнивать с эквивалентными. При определении последних использу
ется критерий энергии формоизменения.
Напряжения в оболочках котлов определяются от действия нагру
зок, создаваемых грузом, который их заполняет. Это может быть не толь
542

ко масса груза, распределенная по длине и поперечному сечению (по
верхности) котла, но и внутреннее рабочее давление или изза паров,
образуемых грузом, или определяемое по силам инерции, возникающих
при переходных режимах движения.
Котлы безрамных цистерн воспринимают все виды продольных и попе
речных нагрузок, действующих на вагон при маневровой работе и в поезде.
У цистерн, имеющих раму, продольные силы действуют на оболочку цилин
дрической части котла в зонах крепления его лапами к хребтовой балке, так
как лапы препятствуют сдвигу котла при переходных режимах движения.
Выясним подробнее, как устанавливаются перечисленные нагрузки,
обратившись к рис. 10.37, представляющему одновременно и расчет
ную схему цилиндрической части котла как цилиндрической оболочки.
Обозначенная на этом рисунке интенсивность распределенной на
грузки Р определяется как

Р=

Qгр + Qк
2Lц

,

(10.1)

где Qгр — масса груза;
Qк — масса котла;
2Lц — длина цилиндрической части котла.

Опорное давление

q=

2PLц
4R(b − a)(β2 − β1 )

,

(10.2)

где R — радиус цилиндрической оболочки котла;
(b–a) — длина опорных брусков у цистерн, имеющих раму, или ширина
шкворневой балки у безрамных цистерн;

Рис. 10.37. Расчетная схема цилиндрической оболочки котла цистерны

543

(β2–β1) — угол обхвата котла опорой;
2R(ba) (β2–β1) — площадка взаимодействия одной опоры и котла;

r=

T (Qк + Qгр )
— продольная нагрузка, распределенная по поверх
4QбрR (d − c )(β4 − β3 )

ности контакта цилиндрической оболочки и лап;
Т — продольная сила, величина которой принимается в зависимости от ре
жима нагружения;
Qбр — масса брутто вагона;
(β4 – β3) — угол обхвата оболочки лапой;
(d – c) — длина лапы.

Естественно, нагрузки Р и q образуют систему самоуравновешенных сил.
В расчетной схеме учитывается, что согласно испытаниям и расче
там днища очень мало реагируют на действие нагрузок Р и q, если рас
стояние а ≤ 0,5R. В таких случаях (а они доминируют) днища можно
считать абсолютно жесткими в плоскости поперечного сечения цилин
дрической части и заменять их диафрагмами, показанными на расчет
ной схеме (рис. 10.37).
На первом этапе расчета поперечное сечение цилиндрической части
при действии нагрузок Р и q остаются круговыми и тогда эту часть котла
можно рассматривать как балку, нагруженную равномерной нагрузкой
Р с опорными реакциями, представляющими равнодействующие опор
ных нагрузок:
Q=РLц.

(10.3)

Эпюра изгибающих моментов этой балки, обычно симметричной и
симметрично нагруженной относительно среднего сечения, приведена
на рис. 10.38.
При существующих соотношениях длины цилиндрической части
котла 2Lц и базы вагона 2lб наибольший изгибающий момент Мmax бу
дет в среднем сечении:

Рис. 10.38. Расчетная схема
оболочки котла как балки с
недеформируемым контуром
поперечного сечения

544

 l

М max = 0,5 рL2ц  2 б − 1 .
 L

 ц


(10.4)

Напряжения изгиба определяются по формуле, известной из сопро
тивления материалов:
σ=

M max
πδR

3

z=

M max
πδR 2

sin ϕ,

(10.5)

где πδR3= I — момент инерции кольцевого сечения;
δ — средняя толщина, равная отношению площади поперечного сечения
оболочки цилиндрической части котла к длине ее срединной поверхности.
Срединная поверхность делит толщину оболочки пополам;
Z=Rsinϕ — расстояние от нейтральной оси до рассматриваемой точки по
перечного сечения.

Этот простой расчет обеспечивает выполнение условий общего рав
новесия расчетной схемы.
Однако контур поперечного сечения цилиндрической части котла
деформируется, и, очевидно, это связано с тем, что его оболочка испы
тывает какието дополнительные к моменту М внутренние усилия, ко
торые самоуравновешены. Их определяют исходя из уравнений теории
оболочек.
Цилиндрическая часть котла, рассматриваемая как балка с жестким
контуром поперечного сечения, объект одномерный. Изгибающий мо
мент М зависит от координаты х, а напряжения от этого момента изме
няются по высоте сечения по линейному закону (рис. 10.39).
Положение любой точки на срединной поверхности цилиндричес
кой оболочки определяется в цилиндрической системе координат, одна
из которых линейная x направле
на по образующей цилиндричес
кой поверхности, а другая угловая
ϕ определяется центральным уг
лом кругового сечения между ра
диусами, проведенными в началь
ную и рассматриваемую точки на
правляющей окружности.
Рис. 10.39. Характер распределения
На рис. 10.40 показана условная
напряжений по высоте сечения кот
схема цилиндрической части кот
ла как балки с недеформируемым
контуром
ла цистерны.
545

В теории тонкостенных оболо
чек предполагается, что нормаль
к срединной поверхности оболоч
ки остается нормалью и после де
формации поверхности. Кроме
того, нормаль между наружной и
внутренней поверхностями обо
лочки не изменяет своей длины.
Сечения оболочки, ориентиро
ванные
вдоль образующей обыч
Рис. 10.40. Условная схема цилиндри
но
называют
продольными, а по
ческой части котла цистерны как
направляющей окружности —
оболочки
поперечными.
Будем использовать для расчета цилиндрической части полубезмомент
ную теорию оболочек [38]. В общем случае на площадках поперечного и
продольного сечения возникают по пять внутренних усилий: нормальные
силы Тх и Тt (нижние индексы х, t обозначают поперечную и продольную
соответственно площадки сече
ния), сдвигающие силы S, оди
наковые на обеих площадках
по парности касательных на
пряжений, изгибающие мо
менты M x и M t , поперечные
силы Qx и Qt, крутящие момен
ты Мxt = Mtx — принимаемые
равными по парности каса
тельных напряжений. В полу
безмоментной теории величи
ны Mx, Qx, Мxt, Mtx по малости
предполагают равными нулю.
На рис. 10.41 показан бес
конечно малый элемент, выде
ленный из полубезмоментной
цилиндрической оболочки ор
тогональными сечениями по
образующей и направляющей,
с приложенными к нему уси
лиями.
Рис. 10.41. Бесконечно малый элемент по
На рис. 10.42 представлен
лубезмоментной цилиндрической обо
лочки (с указанием внутренних усилий)
такой же элемент с указанием
546

перемещений его точек в нор
мальном w, касательном v и про
дольном u направлениях.
Обозначенными усилиями и пе
ремещениями определяется напря
женнодеформированное состоя
ние рассматриваемого объекта.
Надо иметь в виду, что все ве
личины есть функции двух коор
динат х и ϕ, а усилия имеют раз
мерность интенсивности. По
этому на рис. 10.41 умножением
на dx или Rdϕ этих усилий опре
деляются их равнодействующие.
С увеличением координат на dx
или Rdϕ эти равнодействующие,
как и перемещения, получают
приращение, что и отражено на
рис. 10.41 и 10.42.
В теории оболочек, в общем
случае, устанавливаются линей
ные деформации εx и εt, угловая
или сдвига γxt, деформации изме
нения кривизны χх и χt и круче
ния χхt. Они выражаются через пе Рис. 10.42. Бесконечно малый элемент
ремещения w, v и u. Выпишем те цилиндрической оболочки (с указанием
перемещений точек оболочки)
из них, которые потребуются при
выводе разрешающих, представ
ляющих полную систему, уравнений полубезмоментной теории:
∂u
;
∂x
∂v
w
εt =
+ ;
R ∂ϕ R
∂v
∂u
;
γ xt =
+
∂x R ∂ϕ










2

1 ∂ w
χt =
+ w  .


R 2  ∂ϕ2

εх =

(10.6)

547

В полубезмоментной теории принимается, что коэффициент Пуас
сона m = 0 и et = lxt= 0, т.е. соотношения упругости для усилий Тt и S не
могут быть выражены через деформации. Такие соотношения в выбран
ном варианте теории оболочек имеют смысл для усилия Тх и Мt:
Т х = Е δε х ; 

E δ3 
Мt =
χ .
12 t 

(10.7)

где Е — модуль упругости материала оболочки;
δ3
— момент инерции сечения элементарного кольца единичной шири
12
ны, выделенного из цилиндрической части поперечными сечениями.
i=

Напишем уравнения равновесия бесконечно малого элемента, пред
ставленного на рис. 10.41. Это будет сумма проекций равнодействую
щих всех сил на нормаль, ось х и касательную у к окружности попереч
ного сечения, а также момент относительно оси х. При этом будем иметь
в виду, что нагрузки P1, P2, и P3 — распределены по поверхности на пло
щадках Rdϕdx. После деления этих уравнений на dxdϕ получим:
∂Qt



∂ϕ


∂Tx
∂S

R+
+ P2R = 0;

∂x
∂ϕ

∂Tt ∂S

R − Qt + P3R = 0;
+
∂ϕ ∂x

∂M t

− Qt R = 0.

∂ϕ

+ Tt − P1R = 0;

(10.8)

Геометрические уравнения (10.6), физические соотношения (10.7) и
статические уравнения (10.8) с учетом гипотез полубезмоментной тео
рии позволяют получить решение задачи по определению дополнитель
ных внутренних усилий в цилиндрической части котла, обусловленных
деформациями контура его поперечных сечений. Преобразуем эти урав
нения к виду, удобному для решения, отказавшись от традиционного
548

подхода, принятого в теории полубезмоментных оболочек, в котором
при преобразовании нагрузки P1, P2, и P3 дифференцируются по ка
койлибо переменной. Функции распределения нагрузок на цилиндри
ческую часть котлов имеют разрывный характер (опорное давление и
другие прерывные нагрузки), и поэтому к операциям их дифференци
рования нужно относиться внимательно.
Используя последнее уравнение системы (10.8) и исключив из ос
тавшихся уравнений равновесия усилие

Qt =

∂M t
,
R∂ϕ

(10.9)

получаем



R ∂ϕ2

∂ Tx

∂S
R+
+ P2 R = 0;

∂x
∂ϕ


∂Tt ∂S
∂M t
R−
+
+ P3R = 0.
R ∂ϕ
∂ϕ ∂x


∂2M t

+ Tt − P1R = 0;

(10.10)

Поскольку для усилий Tt и S нет соотношений упругости, их можно
найти только из уравнений равновесия (10.10). Преобразуем эти урав
нения, исключив усилия Mt и Tx, используя соотношения (10.7) и гипо
тезы εt = 0 и γxt = 0.
На основе гипотез получаем:
∂v

; 
∂ϕ


∂u
R ∂v 
=−
.
∂ϕ
∂x 

w=−

(10.11)

Воспользовавшись первым и последним соотношением (10.6), фор
мулами (10.7) и (10.11), имеем

549

Tx = − E δ ∫

∂ 2v

ϕ ∂x

2

Rd ϕ;

(10.12)

E δ3 ⎛ ∂3v ∂v ⎞
Mt = −
+
⎜
⎟.
12R 2 ⎜⎝ ∂ϕ3 ∂ϕ ⎟⎠

Подставим Tx и Mt, выраженные формулами (10.12), в систему урав
нений (10.10):
⎫
⎪
⎪
⎪
⎪⎪
∂ 3v 2
∂S
Eδ
R dϕ −
− P2R = 0;
⎬
3
∂ϕ
⎪
ϕ ∂x
⎪
∂Tt ∂S
⎪
E δ3 ⎛ ∂ 4 v ∂ 2v ⎞
R+
+
+
⎜
⎟ + P3R = 0.⎪
3
4
2
⎜
⎟
∂ϕ ∂x
12R ⎝ ∂ϕ
∂ϕ ⎠
⎪⎭
−

E δ3 ⎛ ∂5v ∂3v
+
⎜
12R 3 ⎜⎝ ∂ϕ5 ∂ϕ3

⎞
⎟ + Tt − P1R = 0;
⎟
⎠

∫

(10.13)

Система интегральнодифференциальных уравнений (10.13), отра
жающих условия равновесия бесконечно малого элемента оболочки,
получена с учетом геометрических и физических соотношений, т.е. эк
вивалентна всем трем группам уравнений теории оболочки с учетом ги
потез полубезмоментной теории. Система уравнений полная — три урав
нения с тремя неизвестными.
Законы распределения нагрузок, приходящихся на цилиндрическую
часть котла, таковы, что их можно представить двойными тригономет
рическими рядами с коэффициентами P1mn, P2mn, и P3mn, определяе
мыми по формулам Фурье [37]:
∞

P1 =

∞

⎫

∑ ∑ P1mn cos nϕ sin λx; ⎪⎪

m =1 n =2
∞ ∞

⎪
⎪⎪
P2 =
P2mn cos nϕ cos λx;⎬
⎪
m =1 n =2
⎪
∞ ∞
⎪
P3 =
P3mn sin nϕ sin λx, ⎪
m =1 n =2
⎪⎭

∑∑

∑∑

550

(10.14)

где m и n — номера членов ряда (m — от единицы до бесконечности; n — от двух
до бесконечности);

λ=

mπ
.
2Lц

Выбранное сочетание тригонометрических функций в формулах
(10.14) отражает характер распределения перемещений, обусловленный
соответствующей нагрузкой.
Так, для принятой расчетной схемы при x = 0 и х = 2Lц не должно
быть перемещений w и v (контур цилиндра на концевых диафрагмах не
деформируется), а вдоль образующей цилиндра оболочка может сколь
зить по диафрагме, т.е. u ≠ 0. При нагрузке, симметричной относитель
но продольной вертикальной плоскости симметрии цилиндра (это обыч
ная схема нагружения котла), перемещения w и u симметричны, а v —
кососимметрично.
В отсчете n отражены характер распределения и самоуравновешен
ность дополнительных усилий при деформациях контура.
Таким образом, перемещение v можно представить (опустим преде
лы суммирования для упрощения записи) выражением

∑∑ vmn sin nϕ sin λx

(10.15)

∑∑ Smn sin nϕ cos λx; 

Т t = ∑∑Т tmn cos nϕ sin λx .


(10.16)

v=

и усилия
S=

Коэффициенты vmn, Smn, Ttmn неизвестны. Предположим, что значе
ния коэффициентов нагрузки P1mn, P2mn, и P3mn получены. Тогда ис
пользуем принцип возможных перемещений, приняв последние в виде:

w = 1 ⋅ cos nϕ sin λx;

v = 1 ⋅ sin nϕ sin λ x; 
u = 1 ⋅ cos nϕ cos λx .

(10.17)

Эти выражения непрерывны в пределах поверхности оболочки и от
вечают заданным граничным условиям на концевых сечениях цилинд
рической части и периодичности по дуге поперечного сечения.
551

Подставим ряды (10.14), (10.15) и (10.16) в уравнения равновесия
(10.13), первое из которых эквивалентно проекции внутренних и вне
шних сил на направление перемещения w, второе — проекции на пере
мещения u и третье — проекции на перемещения v. Подсчитаем работу
этих проекций сил на соответствующих возможных перемещениях
(10.17), и, как известно, эта работа должна равняться нулю. Работа под
считывается интегрированием по поверхности цилиндрической части,
т.е. в пределах от х = 0 до х = 2Lц и от ϕ = 0 до ϕ = 2π, выражений вида:



 dxd ϕ; 





2Lц 2 π




π
π
m
x
i
x
 sin nϕ sin
 sin кϕ sin
 dxd ϕ; 

2Lц 
2Lц 

0 0



2Lц 2 π




π
π
m
x
i
x
 cos nϕ cos
 cos кϕ cos
 dxd ϕ.


2Lц 
2Lц 
0 0



2Lц 2 π



 cos nϕ sin mπx  cos кϕ sin i πx

2Lц 
2Lц
0 0


∫ ∫
∫ ∫

(10.18)

∫ ∫

С учетом ортогональности тригонометрических функций [96] при n=к
и m=i эти интегралы равны Lцπ, а при n ≠ к и m ≠ i — нулю.
В результате подсчета работы система интегральнодифференциаль
ных уравнений (10.13) будет приведена к системам алгебраических урав
нений относительно коэффициентов рядов vmn, Smn и Ttmn:

−

E δ3 3 2
n (n − 1)
12R 3
E δR 2 λ 3
n
E δ3

12R 3

n 2 (n 2 − 1)

0

1
v mn

−n

P1mn R

0 × S mn = P2mn R .
Ttmn P3mn R
λR n

(10.19)

Из уравнений (10.19) найдем коэффициенты vmn, Smn и Ttmn, а по
формулам (10.16) самоуравновешенные усилия Tt и S, связанные с де
формациями контура сечений цилиндрической оболочки. Усилия в тре
552

буемых точках находятся суммированием рядов при заданных коорди
натах х и ϕ этих точек.
Зависимости (10.12) при известных коэффициентах vmn представля
ют возможность определить коэффициенты нормального усилия Тх и
момента Мt:





E δ3

2
=
n(n − 1)vmn .
2
12R


Txmn = −
M tmn

E δR λ 2
vmn ;
n

(10.20)

При этих коэффициентах будем иметь

∑∑Txmn cos nϕ sin λx; 

M t = ∑∑ M tmn cos nϕ sin λ x .


Tx =

(10.21)

Напряжения
Tx
;
δ
T 6M t
σ t= t ±
δ
δ2
S
τ xt = ,
δ
σx = σ +





;





(10.22)

где δ2/6 — момент сопротивления элементарной полоски оболочки единичной
ширины.

Эквивалентные напряжения, подсчитанные согласно критерию энер
гии формоизменения [36],

σэ = σ2x − σ x σt + σt2 + 3τ2xt .

(10.23)

Для обеспечения необходимой прочности требуется, чтобы выпол
нялось условие

σэ ≤ [σ].

(10.24)

553

Остался открытым вопрос об определении коэффициентов рядов
(10.14) нагрузки. Тангенциальные нагрузки при расчете котлов обычно
не учитываются, и принимается, что P3 = 0. Гидростатическое давление
(см. рис. 10.37, б) распределяется по закону:

q1 = γR(cos ϕ − cos β0 ),

(10.25)

где γ — удельный вес груза;
β0 — угол, определяющий положение свободной поверхности груза (угол
налива).

Это давление оказывает очень слабое влияние на внутренние усилия
в оболочке (при принятых размерах котла и толщинах его стенок). Что
бы не усложнять расчет, достаточно ограничиться учетом воздействия
опорных нагрузок. Опыт испытаний и расчетов показывает, что целесо
образно брать угловую ширину площадок β2 – β1 равной 4°, т.е. опора
осуществляется на четыре площадки шириной R(β2 – β1) и длиной (b–a).
Нагрузка q ориентирована по радиусу.
Тогда для рассматриваемой схемы согласно формулам Фурье будем
иметь

P1mn =

4
2

π mn

q(cos λa − cos λb)(sin nβ2 − sin nβ1 ),

(10.26)

а для продольной нагрузки, распределенной по лапам крепления
котла к раме, —

P2mn =

4
2

π mn

r (sin λd − sin λc )(sin nβ4 − sin nβ3 ),

(10.27)

где r — интенсивность поверхностной распределенной продольной нагрузки.

Формулой (10.27) можно воспользоваться при расчете напряженно
деформированного состояния цилиндрической оболочки котла безрам
ной цистерны от действия продольных нагрузок, если предположить,
что она передается по четырем площадкам опорной зоны. Чтобы отра
зить случаи n=0 и n=1 в расчетной оценке напряженного состояния котла
безрамной цистерны, надо предварительно выполнить его расчеты как
бруса с жестким кольцевым сечением, на который действует продоль
ная сила и ее линия действия не совпадает с центральной осью сечений
балки. Рассмотренный алгоритм расчета цилиндрической части котла
приемлем и для случая его подкреплений шпангоутами. Если принять,
554

что нейтральная ось сечений шпангоута совпадает со срединной повер
хностью оболочки, то, исходя из условий совместности деформаций,
уравнение изгиба кругового кольца с моментом инерции сечения Iш
будет иметь вид (предполагается, что в сечениях шпангоута от распре
деленной по нему погонной радиальной нагрузки Р1ш возникает лишь
изгибающий момент Mш, а нормальная сила Nш= 0)

EI ш d 3  d 2
+ 1  v = −P1ш R .


R 3 d ϕ3  d ϕ2


(10.28)

Нагрузку Р1ш в рассматриваемой задаче можно считать распределен
ной силой взаимодействия шпангоута и оболочки. При заданной коор
динате установки шпангоута хi и аппроксимации v формулой (10.15)
получим, что эта сила
Р1ш = −

EI ш
R4

∑∑ n3 (n2 + 1)vmn cos nϕ sin λxi .

(10.29)

Работу А силы Р1ш на возможном перемещении, определяемом пер
вой формулой (10.17), можно вычислить как
2π

A=

 EI ш

∫ −
0

А=−

R4

EI ш
R

4



∑∑ n3 (n2 + 1)vmn cos nϕ sin λx j  cos nϕ sin λxi d ϕ;

 ∞
m πx j
πn3 (n 2 + 1)  ∑ vmn sin
 m =1
2Lц




 i πx
j
 sin
.

2Lц


(10.30)

Расширяя систему уравнений (10.19) за счет нераспавшегося по m
выражения (10.30), получим n систем уравнений с m неизвестными ко
эффициентами рядов искомых величин. Решив эти системы, найдем
коэффициенты рядов искомых величин с учетом шпангоутов.
Котлы цистерн могут испытывать воздействие внутреннего давле
ния, обусловленного рабочим давлением перевозимых грузов (цистер
ны для перевозки газов), давлением паров продукта ограниченного от
регулированными на определенную величину предохранительными кла
панами, давлением жидкости на днища изза перемещения ее при
переходных режимах движения. Первые два вида нагружения постоян
555

ны по длине котла и окружности, последнее принимается изменяющим
ся по длине цилиндрической части от максимума у нагруженного дни
ща до нуля у противоположного:

2Lц − x
P = Pmax
.
2πLц R 2

(10.31)

Координата х отсчитывается со стороны удара:
Pmax =

1
πR

2

T

Qгр
Qбр

.

(10.32)

Выбрав значение давления, необходимое для каждого конкретного
случая, по формулам безмоментной теории оболочек определяют на
пряжения:
PR ⎫
;
2δ ⎪⎪
⎬
PR ⎪
σt =
.
δ ⎭⎪
σх =

(10.33)

Кроме того, приведем формулы [55] для расчета напряжений в эл
липтических днищах котла от действия внутреннего давления, являю
щегося основной рабочей нагрузкой для днищ котла.
Напряжения на площадках сечений, лежащих в плоскости нормаль
ной к оси цилиндра,

σ1 =

1+ γ
PR
,
2δ 1 + γ sin 2 θ

(10.34)

а на площадках в плоскости, проходящей через продольную ось цилин
дра и любую его образующую,
⎛ PR
⎞ 1 − γ sin 2 θ
σ2 = ⎜
1+ γ ⎟
,
⎝ 2δ
⎠ 1 + γ sin 2 θ
где γ =

556

R
− 1;
f

(10.35)

R — радиус сечения цилиндрической оболочки (большая полуось эллипса);
f — высота днища (малая полуось эллипса);
θ — угол, отсчитываемый от точки пересечения осей эллипса в сторону стыка
с цилиндрической частью.

В вершинах эллипса радиус кривизны ρ = ∞. Поэтому меридиан эл
липса переходит в образующую цилиндра, не вызывая скачка радиуса
кривизны, и при внутреннем давлении существенно снижаются мест
ные напряжения.
При конденсации паров перевозимого продукта или после пропар
ки котлов цистерн, неисправных предохранительных клапанах и зак
рытых люках внутри образуется разрежение, т.е. котел испытывает на
гружение внешним давлением. Оно может вызвать потерю устойчивос
ти оболочки цилиндрической части котла. Это явление сопряжено с
мощным хлопком, последствия которого могут быть катастрофически
ми, и поэтому требуется выполнять расчеты по оценке устойчивости.
Запас устойчивости ny, определяемый нормативными документами
[25], оценивается формулой
ny =

Pкро
Рр

≥ [ny ],

(10.36)

где Рр — рабочее внешнее давление;
Ркро — критическое давление для цилиндрической оболочки,
5

R  δ 2
Pкро = 0,6Е
.
2Lц  R 

(10.37)

При наличии на котле цистерны шпангоута может произойти поте
ря устойчивости с захватом шпангоута.
Критическое давление для шпангоута будет определяться формулой

Pкрш =

0,6ЕLшR 3
I

,

(10.38)

где Lш — сумма половин длины отсеков оболочки, располагающихся справа и
слева от шпангоута;
I — момент инерции сечений шпангоута при изгибе его в плоскости кольца.

Жесткость шпангоута необходимо подобрать так, чтобы
Pкро > Pкрш .

(10.39)

557

Глава 11. ОСОБЕННОСТИ УСТРОЙСТВА И РАСЧЕТОВ
КУЗОВОВ ПАССАЖИРСКИХ ВАГОНОВ
11.1. Технические требования к пассажирским вагонам
Основным начальным документом, исходящим от заказчика (дирек
ции пассажирских перевозок ОАО «РЖД») и определяющим конструк
ции всех типов вновь создаваемых пассажирских вагонов локомотив
ной тяги, являются общие технические требования «Пассажирские ва
гоны локомотивной тяги нового поколения», 1997 г. Они включают в
себя требования к основным параметрам вагонов, к особенностям их
конструкции, обеспечивающим комфортные условия для пассажиров,
безопасность перевозок, экологическую чистоту, удобство обслужива
ния, ремонтопригодность, экономическую эффективность и повышен
ные потребительские характеристики. Кроме того, ими определены тре
бования к надежности, к радиоэлектронной и информационной систе
мам, к системам управления и диагностики, к системе технического
обслуживания и ремонта, к условиям эксплуатации вагонов.
Другим нормативным документом, устанавливающим основные требо
вания для вновь создаваемых пассажирских вагонов локомотивной тяги,
вагонов, проходящих капитальновосстановительный ремонт, и ваго
нов, закупаемых за рубежом, является государственный стандарт России
ГОСТ Р 51690—2000 «Вагоны пассажирские магистральных железных до
рог колеи 1520 мм. Общие технические условия». В нем дополнительно оп
ределены правила приемки, методы испытаний, транспортирование и хра
нение вагонов. Требования указанного стандарта согласованы с положе
ниями и нормами международных стандартов ИСО и МЭК.
Вагоны должны удовлетворять указанным требованиям, действую
щим ГОСТам и нормативнотехническим документам МПС, а в отноше
нии прочности, устойчивости, динамических качеств и безопасности дви
жения «Нормам расчета и проектирования новых и модернизированных
вагонов железных дорог МПС колеи 1520 мм (несамоходных)» [25].
Конструкции вагонов должны обеспечивать и полностью соответ
ствовать требованиям пожарной безопасности, входящих в ведомствен
558

ные нормы «Вагоны пассажирские. Требования пожарной безопасности.
ВНПБ03», отвечать требованиям санитарных норм по освещенности, эр
гономике, микроклимату, шуму и вибрациям, включенных в «Санитарные
правила по организации пассажирских перевозок на железнодорожном
транспорте СП. 2.5.1198—03» и обеспечивать высокие техникоэстети
ческие показатели качества, регламентированные РТМ 24.008.59—82 «Ва
гоны пассажирские. Требования технической эстетики. Организация уп
равления качеством». Пассажирские вагоны должны изготовляться в ис
полнении У по ГОСТ 15150—69, т.е. применительно к условиям
умеренного климата с перепадом температур от +40 до –50 °С.
Механические части вагона должны отвечать следующим основным
техническим требованиям.
Кузов вагона должен иметь несущую конструкцию в виде замкнутой
оболочки с вырезами. Он должен обеспечивать размещение необходи
мого оборудования для перевозки пассажиров с требуемым уровнем
комфорта. Конструкция кузова должна позволять изменять классность
вагона путем гибкой замены элементов внутреннего оборудования и
предусматривать применение блочного принципа монтажа отдельных
модулей и внутреннего оборудования (модули купе, туалетные модули,
кресла, багажные полки и др.).
При расчетной загрузке кузов должен иметь собственную частоту из
гибных колебаний в соответствии с требованиями действующих «Норм».
Кузова вагонов для скоростей движения до 200 км/ч должны быть
снабжены обтекателями для исключения попадания посторонних пред
метов на оборудование, установленное под вагоном.
Тележки, подкатываемые под пассажирские вагоны, должны отве
чать условиям движения при скоростях до 160 км/ч и 200 км/ч, иметь
базу не более 2,6 м, быть вписанными в габарит 1ВМ с нижним очерта
нием по черт. 15, в ГОСТ 9238—83, быть оборудованными предохрани
тельными устройствами от падения на путь ее узлов и деталей, иметь
рессорное подвешивание, обеспечивающее необходимый уровень плав
ности хода и устойчивости движения вагона (коэффициент плавности
хода не более 2,8 при качественной оценке состояния пути «отлично» и
не более 3,0 — при оценке пути «хорошо»).
Колесные пары должны соответствовать требованиям ГОСТ 4835—
2006 и ТУ 24.05.816—82, оси колесных пар в случае использования дис
ковых тормозов изготавливаются по ГОСТ 4008—89, колеса изготавли
ваются по ГОСТ 9036—88 и ГОСТ 10791—89.
Буксы должны быть снабжены датчиками, входящими в систему кон
троля нагрева букс вагона.
559

Автосцепное устройство вагона должно быть оборудовано автосцепкой
с контуром зацепления по ГОСТ 21447—75, обеспечивающей сцепляемость
с автосцепками типа СА3, и поглощающим аппаратом по показателям не
хуже резинометаллического типа Р5П. Автосцепка для вагонов со скорос
тями движения свыше 160 км/ч должна быть жесткого типа и исключать
возможность относительных перемещений сцепленных автосцепок в вер
тикальной плоскости. Поглощающий аппарат должен обеспечивать сцеп
ление вагонов между собой и с локомотивом со скоростью 1 м/с, при этом
продольная сила не должна превышать 1,0 МН, а ускорение — 2g.
Основные установочные размеры автосцепного устройства должны
соответствовать ГОСТ 3475—81 и обеспечивать возможность установки
серийного автосцепного устройства нежесткого или полужесткого типа.
Буфера должны быть тяжелого типа с заневоленными пружинами и
обеспечивать надежную работу автосцепного устройства, исключая упор
в автосцепку в расчетных кривых малого радиуса. Номинальное сум
марное усилие сжатия буферов при сцепленных автосцепках должно
быть (20±2) кН.
Переходная площадка состоит из переходного мостика и наружного
ограждения и должна обеспечивать надежную герметизацию, тепло и
звукоизоляцию, удобный и безопасный проход пассажиров и провоз
контейнеров и тележек для обслуживания пассажиров поезда. Она обо
рудуется специальными поручнями для безопасного перехода пассажи
ров из одного вагона в другой при движении поезда, а также дежурным
и аварийным освещением. Ширина переходов должна быть не менее
900 мм, высота — не менее 1950 мм. Двери из тамбура на переходную
площадку должны быть раздвижными с электро или пневмоприводом.
Размеры дверного проема должны быть не менее 1900×900 мм.
Тормозная система может быть оборудована колодочным или диско
вым или колодочнодисковым, магнитнорельсовым и стояночным
(ручным) тормозами и должна иметь противоюзные устройства на каж
дой колесной паре и автоматический регулятор рычажной передачи.
Управление и привод основного рабочего тормоза колодочного, диско
вого или колодочнодискового типа должны быть пневматическим и
электропневматическим. Магнитнорельсовый тормоз включается в
работу при режиме экстренного торможения. Стояночный тормоз дол
жен иметь ручной привод и обеспечивать удержание вагона на уклоне
до 30 ‰. На тормозной магистрали вагона должны быть установлены
три стопкрана, расположенные в тамбурах и в середине вагона.
Все узлы и детали ходовых частей, автосцепных устройств, тормоз
ной системы и навесного подвагонного оборудования должны обладать
560

нормируемым запасем прочности и живучести. Те узлы и детали вагона,
которые могут в процессе эксплуатации подвергаться интенсивному
нагружению, должны иметь страховочные устройства, предупреждаю
щие их падение на путь.
Система электроснабжения вагона, обеспечивающая питание элек
троэнергией всех его потребителей, должна отвечать следующим основ
ным требованиям.
Электроснабжение вагона должно быть как централизованным — с
питанием от поездной подвагонной магистрали с номинальным напря
жением 3000 В постоянного и переменного тока частотой 50 Гц, так и
автономной — от подвагонного генератора трехфазного тока напряже
нием 110 В.
Питание высоковольтных устройств электроотопления вагона долж
но осуществляться от поездной магистрали через коммутационнозащит
ную аппаратуру. Питание низковольтных потребителей вагона (цепей
управления, безопасности, сигнализации, освещения, устройств конди
ционирования воздуха и др.) должно осуществляться через высоковольт
ный статический преобразователь для системы централизованного энер
госнабжения или от подвагонного генератора при автономной системе.
Для бесперебойного электроснабжения систем управления (в том
числе преобразователя), безопасности, сигнализации, защиты и осве
щения вагона должна быть установлена аккумуляторная батарея с но
минальным напряжением 110 В емкостью не менее 125 А⋅ч и ее заряд
ное устройство. Аккумуляторная батарея должна размещаться в специ
альном выдвижном ящике, обеспечивающем взрывобезопасность во
всех режимах эксплуатации вагона.
Должны быть предусмотрены устройства аварийного электроснаб
жения от соседнего вагона. По требованию заказчика вагон должен быть
оборудован устройствами для подключения его на стоянке к внешнему
источнику питания напряжением 380/220 В.
Требования пожарной безопасности, общие требования к планировке
помещений и внутреннему оборудованию, к системам обеспечения кли
мата в вагоне, к санитарногигиеническому оборудованию и экологи
ческие требования приводятся ниже.
Требования по надежности вагона, его узлов и агрегатов, регламен
тированные РТМ «Нормированные показатели надежности пассажир
ских вагонов локомотивной тяги (РТМ № 11.02.01—25/ВНИИЖТТВЗ
06)», 2006 г., должны включаться в техническое задание на разработку
новых и модернизированных вагонов и в технические условия на изго
товление опытных и серийных вагонов.
561

Требования по безотказности вагона включают: среднюю наработку
до отказа — не менее 1800 тыс. км, среднюю наработку на отказ — не
менее 160 тыс. км.
Требования по ремонтопригодности характеризуются показателем
«среднее время восстановления работоспособного состояния». При те
кущем отцепочном ремонте пассажирского вагона локомотивной тяги
оно должно быть не более 6 ч.
Требования по долговечности включают назначенные сроки службы —
до предельного состояния, назначенные межремонтные сроки и гаран
тийный срок службы:
срок службы до списания, не более ..................................................... 28 лет
срок службы вагона с кузовом из коррозионностойких материалов ...... 40 лет
срок службы до первого капитального ремонта, не менее .................. 6 лет
срок службы до первого деповского ремонта ..................................... 3 года
гарантийный срок службы с момента приемки заказчиком
при условии соблюдения требований по эксплуатации,
хранению и транспортированию, не менее ......................................... 2 года

11.2. Требования пожарной безопасности
Особое внимание при проектировании и изготовлении пассажирс
ких вагонов, их реконструкции (модернизации), ремонтах и эксплуата
ции уделяется уровню пожарной защиты, направленной на предотвра
щение воздействия на людей опасных факторов пожара и на ограниче
ние материального ущерба при пожарах в вагонах. Пожарная безопасность
пассажирских вагонов обеспечивается системами предотвращения пожара
и противопожарной защиты, а также организационнотехническими
мероприятиями, основой которых являются положения:
• Федерального закона «О пожарной безопасности» от 21.12.1994 г.
№ 69Ф3;
• Закона «О Федеральном железнодорожном транспорте» от
20.06.1995 г.;
• Правил пожарной безопасности в Российской Федерации (ППБ
0193);
• ГОСТ 12.1.004—91 «Пожарная безопасность. Общие требования»;
• Ведомственных норм пожарной безопасности «Вагоны пассажир
ские. Требования пожарной безопасности. ВНПБ03».
При выборе неметаллических материалов для внутреннего оборудо
вания пассажирских вагонов следует учитывать их пожаротехнические
характеристики, включающие показатели горючести, распространения
562

пламени, дымообразующей способности и токсичности газообразных про
дуктов горения.
По горючести материалы подразделяют на три группы:
негорючие — не способные к горению в воздухе;
трудногорючие — материалы, способные гореть при воздействии ис
точника зажигания, но не способные самостоятельно гореть после его
удаления;
горючие — способные возгораться при воздействии источника зажи
гания и самостоятельно гореть после его удаления.
Горючие материалы подразделяются в зависимости от времени (t) до
стижения максимальной температуры на трудновоспламеняемые (t > 4
мин); средней воспламеняемости (0,5 ≤ t ≤ 4 мин); легковоспламеняе
мые (t < 4 мин).
Индекс распространения пламени — условный безразмерный показа
тель, характеризующий способность материалов воспламеняться, рас
пространять пламя по поверхности и выделять тепло. Он определяется
по результатам испытаний материала на специальной установке, в ко
торой источником зажигания является газовая горелка, а процесс горе
ния материала характеризуется температурой дымовых газов. Расчет
ная зависимость имеет вид

(

)(

)


t max − t 0 t max − t 0 
⋅  1 + 0,2 l
I = 0,0115 β


τ0




1  
∑ τ 
i =1 i  
9

0,5

,

где β — тепловой коэффициент установки, характеризующий количество теп
ла, подводимого к поверхности образца в единицу времени и необходимого для
повышения температуры дымовых газов на 1°С, кДж/с°С;
t0, tmax — начальная и максимальная температура дымовых газов, °С ;
t0 — время от начала испытаний до момента прохождения фронтом пламе
ни нулевой отметки, с;
ti — время, в течение которого фронт пламени проходит iй участок поверх
ности образца (i = 1, 2, …, 9), с;
tmax — время от начала испытаний до достижения максимальной темпера
туры, с;
l — расстояние, на которое распространился фронт пламени, мм;
0,0115 — размерный коэффициент, Вт–1;
0,2 — размерный коэффициент, с/мм.

По значению индекса распространения пламени материалы класси
фицируются на:
563

• не распространяющие пламя (I = 0);
• медленно распространяющие пламя (0 Ј I Ј 20);
• быстро распространяющие пламя (I > 0).
Дымообразующая способность материалов оценивается коэффици&
ентом дымообразования, который характеризует оптическую плотность
дыма, образующегося при пламенном горении или термоокислитель
ной деструкции (тлении) определенного количества твердого вещества
(материала) в условиях специальных испытаний.
Показатель токсичности продуктов горения представляет отноше
ние количества материала к единице объема замкнутого пространства,
в котором образующиеся при горении материала газообразные продук
ты вызывают гибель 50 % подопытных животных.
Нормы пожарной безопасности пассажирских вагонов устанавлива
ют, что из материалов одной группы горючести и распространения пла
мени должны выбираться такие, которые имеют лучшие показатели по
дымообразующей способности и токсичности.
При изготовлении вагонов и капитальновосстановительном ремонте
применяемые во внутреннем оборудовании материалы в зависимости
от их назначения должны быть:
• негорючие — для изготовления потолков, подшивки изоляции кры
ши, воздуховода вентиляционной установки, каркасов диванов и спаль
ных полок;
• негорючие или трудногорючие — для термоизоляции кузова, фут
ляров аккумуляторных батарей, перегородок, багажных полок, мебели,
рундуков, обшивки стен и дверей, деревянных закладных деталей, об
решетки стен, потолков и крыши;
• трудногорючие или трудновоспламеняемые — для гидроизоляции, диф
фузоров, компенсирующих вставок и звукоизолирующих элементов венти
ляторной установки, звукоизоляции потолков, теплоизоляции труб водоснаб
жения, баков водоснабжения и труб отопления, корпусов аккумуляторов;
• медленно распространяющие пламя — для изготовления занаве
сей, штор, обшивки диванов, спальных полок и кресел, покрытия по
лов, облицовки поверхностей стен, перегородок, багажных полок, рун
дуков, мебели.
Вагоны должны иметь огнезадерживающие перегородки, устанавли
ваемые между купе проводников и пассажирским салоном, а в купей
ных вагонах и между купе, разделяющих салон не менее чем на три бло
ка. Межпотолочное пространство в вагонах некупейного типа и над боль
шим коридором вагона купейного типа должно быть разделено не менее
чем на три зоны огнезадерживающими фрамугами.
564

Огнепреграждающая способность этих перегородок и фрамуг долж
на быть такой, чтобы в течение 15 мин средняя температура на необог
реваемой стороне не превысила первоначальную более чем на 139 °С, а
также чтобы они препятствовали прохождению пламени в течение 30 мин
между купе проводника и пассажирским салоном и в течении 20 мин —
между блоками купе.
Для обеспечения безопасных условий эвакуации пассажиров при
пожаре все новые и модернизированные вагоны должны оборудоваться
дополнительными аварийными выходами в количестве не менее двух.
Особое внимание уделяется устройствам и системам вагона, кото
рые являются возможными источниками возникновения пожара. Так,
при проектировании и изготовлении систем отопления и водоснабже
ния следует выполнять следующие требования.
При использовании в конструкциях ограждения котельного отделе
ния и нише кипятильника огнезащищенных облицовочных материалов
они должны защищаться от возгорания металлическим листом по него
рючему или трудногорючему изоляционному материалу толщиной не
менее 5 мм. Полы и стены котельного отделения должны иметь уплот
нения из негорючего материала во всех местах прохода через них трубо
проводов.
Вывод дымовытяжных труб, котлов, бойлеров, кипятильников и пли
ток наружу вагона должен производиться через специальные противо
пожарные разделки. Разделки дымовытяжных труб, проходящих сквозь
негорючие конструкции вагона, должны иметь металлический экран
(кожух) замкнутого контура с изоляцией из негорючего материала тол
щиной не менее 8 мм. Зазор между дымовытяжной трубой и металли
ческим экраном (кожухом) должен быть: для труб диаметром до 90 мм —
не менее 8 мм; для труб диаметром до 120 мм — не менее 12 мм; для труб
диаметром до 260 мм — не менее 25 мм. Разделки, установленные в кры
ше, должны исключать возможность проникновения через них искр
внутрь вагона.
Дымовытяжную трубу котла водяного отопления с отдельным рас
ширителем на всем протяжении выше водяной рубашки необходимо
заключить в металлический экран с отверстиями для циркуляции воз
духа. Расстояние между дымовой трубой и экраном должно быть не
менее 25 мм.
Температура на поверхности конструкций из горячих материалов,
обращенных к теплоизлучающим поверхностям с температурой +80 °С
и выше, не должна превышать +60°С, а на поверхностях из огнезащи
щенных материалов +120°С.
565

При изготовлении системы вентиляции монтаж электропроводов
внутри воздуховодов не допускается, за исключением подводки к аппа
ратам и приборам, установленным непосредственно внутри воздухово
да. Электрокалориферы должны иметь устройство, предупреждающее
их перегрев.
Для ограничения распространения опасных факторов пожара по воз
духоводу вагона в нем должна устанавливаться противопожарная зас
лонка, автоматически и (или) вручную перекрывающая воздуховод.
Конструкции дефлекторов естественной вентиляции и заборных жалюзи
не должны допускать попадания искр внутрь вагона на стоянках и при
движении.
Особое место в нормах пожарной безопасности занимают требова
ния к системе электрооборудования. Они касаются уровней возможно
го в эксплуатации снижения сопротивления изоляции элементов элек
трооборудования, конструкции и установки аппаратов, ящиков, распре
делительных щитов, электронагревательных приборов, электропроводки
и ее прокладки по вагону.
Все электрооборудование напряжением выше 110 В постоянного тока
и выше 42 В переменного тока должно иметь надежное заземление на
кузов вагона. На каждую тележку устанавливаются две перемычки меж
ду кузовом вагона и рамой тележки и две перемычки между рамой те
лежки и буксами.
Вагоны необходимо оснащать первичными средствами пожаротуше
ния (огнетушителями), помещенными в коридорах тормозного и нетор
мозного концов вагона. Кроме того, вагоны оборудуются установкой
пожаротушения с использованием запаса воды из системы водоснаб
жения. Краны для подключения инвентарного шланга располагают в
котельном отделении и туалете нетормозного конца вагона. Пульт уп
равления комплексом электрооборудования вагона должен быть осна
щен установкой автоматического пожаротушения.
Пассажирские вагоны следует оборудовать автоматическими установ
ками пожарной сигнализации, способными обнаруживать и оповещать
о признаках пожара в контролируемых помещениях в том числе дежур
ного по депо при нахождении вагона в парках отстоя. Установка должна
состоять из пожарных извещателей, пожарного приемноконтрольного
прибора и линий связи извещателей с этим прибором. Последний дол
жен выдавать акустическую и оптическую информацию с указанием
места возникновения загорания, автоматически определять неисправ
ности (короткое замыкание, обрыв) в линиях связи, а также иметь воз
можность периодически проверять исправность всей установки.
566

Пожарные извещатели должны реагировать на дымовые и (или) теп
ловые признаки пожара. Дымовые пожарные извещатели должны сра
батывать при достижении в контролируемых помещениях значений за
дымленности, соответствующих концентрации дыма 5—11 %/м3, теп
ловые — при достижении внутри объема контролируемого помещения
максимальной температуры 70 °С и (или) скорости нарастания темпе
ратуры 5 °С/мин.

11.3. Планировка пассажирских вагонов
Пассажирские вагоны локомотивной тяги изготавливаются следую
щих типов: открытые с креслами для сидения (условное обозначение
ПО), некупейные со спальными местами (ПН), купейные со спальны
ми местами (ПКС), купейные с креслами для сидения (ПКК), специ
ального назначения (ПСН). Вагоны с креслами для сидения типов ПО
и ПКК относятся к межобластным и предназначены для массовых пе
ревозок пассажиров по магистральным железным дорогам с длительно
стью пребывания в пути не более 12 ч. Вагоны со спальными местами
предназначены для перевозки пассажиров в составе поездов дальнего
следования [4, 11, 13].
Современной тенденцией пассажирского вагоностроения является
создание типового ряда вагонов различного класса на базе единого ку
зова, обеспечивающего возможность модульной сборки внутривагон
ного и подвагонного оборудования.
Изготавливаемые в России пассажирские вагоны локомотивной тяги
[11, 13] различных типов и классов можно объединить в две группы, от
личающиеся основными техническими показателями. К одной группе
относятся вагоны с конструкционной скоростью 160 км/ч, длиной по
осям сцепления автосцепок 24,537 м и кузовом традиционной конст
рукции с гофрированной обшивкой. За базовый вагон этой группы мож
но принять вагон модели 614179 с установкой кондиционирования воз
духа (ОАО «Тверской вагоностроительный завод»).
Другую группу составляют пассажирские вагоны нового поколения
с конструкционной скоростью 160/200 км/ч, длиной по осям сцепле
ния автосцепок 25,5 м и кузовом, у которого боковые стены имеют двух
слойную несущую обшивку, гладкую на наружной поверхности, или ком
бинированную — в подоконном поясе гофрированная обшивка с ши
рокими гофрами малой высоты. К первому типу можно отнести вагон
модели 614170, изготавливаемый Тверским вагоностроительным заво
дом с 1998 г. и входящий в состав поезда «Невский экспресс». Второй
567

тип характерен для вагона нового поколения базовой модели 61440 с
кузовом из нержавеющих сталей.
В табл. 11.1 приведены основные технические показатели некото
рых типов указанных групп вагонов.
Таблица 11.1
Основные технические показатели пассажирских вагонов
Наименование показателя, размерность

61-4170
58,6

Базовые модели
61-4179
61-4440
59
59,2

Масса тары без экипировки, т
Длина вагона по осям сцепления автосце25 500
24 537
25 500
пок, мм
17 000
17 000
17 000
База вагона, мм
3104
3105
3104
Ширина кузова наружная без гофр, мм
I-ВМ
I-ВМ
I-ВМ
Габарит по ГОСТ 9238—83
черт. 12
черт. 12
черт. 12
для кузова: верхнее очертание
черт. 15,Г
черт. 15,Г черт. 15,Г
нижнее очертание
160
160
200
Конструкционная скорость, км/ч
68-4095
68-4065
68-4075
Модели тележки
без люльки с люлькой без люльки
2500
2400
2500
База тележки, мм
48 (сидячих) 36 (спальных) 36 (спальных)
Количество мест
2,8 (3,0)
3,1
2,8
Плавность хода, не более
Средний коэффициент теплопередачи ог0,85
0,85
0,85
раждений кузова, не более, Вт/м2⋅К
40
28
28
Назначенный срок службы до списания, лет
Назначенный срок службы до первого ка6
6
8
питального ремонта, лет

Краткие характеристики основных систем вагонов моделей 614170,
614179, 614440 отражены в табл. 11.2.
Таблица 11.2
Характеристики основных систем пассажирских вагонов
Наименование системы
1
Энергоснабжение
централизованное
автономное
на стоянках
Система отопления

568

Модели вагона
61-4170

61-4179

61-4440

2

3

4

От поездной магистрали напряжением 3000 В
От генератора и аккумуляторной батареи
От внешней трехфазной сети напряжением 380/220 В
переменного тока, 50 Гц
Жидкостная с нагревом теплоносителя в котле
электронагревателями или твердым топливом

Окончание табл. 11.2
1
Водоснабжение, объем воды в системе не менее, л

2

3

4

Холодное и горячее самотечное с обеззараживателем
питьевой воды
1030

1000

1150

Кондиционирование
воздуха

Кондиционер крышевой моноблочный УКВ ПК исполнение 6 или 7 или УКВ-31-ТМ

Пожарная сигнализация

Автоматическое обнаружение и сигнализация о пожаре и месте его возникновения, сигнализация
«ЯСЕНЬ» или УП СВ-М.01

Пожаротушение

Автоматическое пожаротушение пульта управлением
электрооборудованием, ОСП-1,
водяное пожаротушение с использованием запаса
воды объемом 90 л

Система экологически час- Замкнутого типа Туалет вакуумный ТВ-01 или ТВтых туалетов
с баком накопи- 02 или туалетный комплект «Экотелем
тол-ВАК»
Тормоз

Автоматический пневматический, электропневматический, ручной
дисковый, магни- колодочный для дисковый
торельсовый
тележки 68-4065

Система информации пассажиров
Система видеоаудиотрансляции
Наружные двери, боковые
торцовые

Светодиодное информационное табло, экстренные
сообщения — через громкоговоритель
Имеется

Аудиотрансляция

ПрислонноРаспашные
сдвижного типа
раздвижного типа распашные

Имеется
Прислонносдвижного типа
сдвижного типа

Особенностью планировочных решений группы вагонов является по
стоянство планировки концевых частей и возможность гибко изменять
планировку пассажирского салона.
На рис. 11.1 показаны основные размеры и планировка базового ва
гона модели 614179. Этот вагон имеет два тамбура 1 и 5 шириной каж
дый 925 мм, туалеты 11 и 4 на тормозном и нерабочем концах вагона,
служебное отделение 8, купе проводников 2, котельное отделение 10,
два окна — аварийных выхода 3, салон для пассажиров 7, коридоры 9 и
6 на тормозном и нерабочем концах вагона.

569

Рис. 11.1. Основные размеры и планировка вагона модели 614179

Планировка концевых частей базового вагона модели 614170 имеет
существенные отличия (рис. 11.2). Ширина тамбуров 1 и 4 тормозного и
нерабочего концов увеличена до 1100 мм каждый. Изменено располо
жение котельного отделения 2. Служебное отделение 3 имеет кресло для
проводника. Два туалета 5 скомпонованы в одном блоке и размещены в
нерабочем конце вагона. Такое решение рационально для обустройства
экологически чистого туалета. Коридоры 8 и 7 удобны для прохода. Са
лон для пассажиров 4 имеет увеличенную длину 17,36 м.

Рис. 11.2. Основные размеры и планировка вагона модели. 614170

570

В планировке вагона модели 614440 использованы наиболее рацио
нальные решения приведенных выше планировок. На рис. 11.3 показа
на планировка купейного спального вагона, в которой концевая часть
со стороны тормозного конца включает тамбур 1, кладовую 2, служеб
ное отделение 3 и купе проводников 4, коридор 11 и котельное отделе
ние 12, со стороны нетормозного конца — два туалета 6 и 7, тамбур 8 и
коридор 9.
В коридоре 10 салонной части всех кузовов имеются два окна — ава
рийных выхода.
Купейный вагон с креслами для сиденья 1го класса модели 614170
имеет девять пассажирских шестиместных купе с мягкими креслами
(рис. 11.4). Кресла имеют широкий диапазон трансформации спинки и
сидения. Задвижные двери купе, двери из коридора нерабочего конца
вагона, и продольные перегородки изготовлены из листового поликар
боната и представляют собой прозрачные тонированные панели. В боль
шом коридоре два окна могут служить аварийными выходами.
Купейный вагон со спальными местами (рис. 11.5) имеет планировку
концевых частей базового вагона модели 614170. В салонной части раз
мещены десять четырехместных купе для пассажиров.
Разновидностью купейного вагона является вагон, выполняющий
роль штабного в составе поезда. Планировка этого вагона отличается
наличием купе с радиооборудованием, купе инвалида, предназначен

Рис. 11.3. Планировка вагона модели 614440

Рис. 11.4. Планировка купейного вагона с креслами для сидения 1го класса

Рис. 11.5. Планировка купейного вагона 2го класса

571

ного для проезда инвалидаколясочника и сопровождающего его лица,
и душевой кабины, расположенной в одном блоке с туалетами. Туалет,
находящийся рядом с купе инвалида имеет увеличенную площадь и бо
лее широкую дверь для удобства прохода инвалидной коляски. Для пас
сажиров предназначены шесть четырехместных купе.
Кроме приведенных планировок, представляет интерес планировка ку
пейного вагона габарита Тпр длиной по осям сцепления автосцепок 27,34 м.
Этот вагон, спроектированный Тверским институтом вагоностроения,
имеет десять пассажирских купе, которые при необходимости могут транс
формироваться в шестиместные (3го класса) или четырехместные (2го
класса) с трехъярусным или двухъярусным расположением спальных мест.
Максимальное использование размеров габарита дало возможность уве
личить наружную ширину кузова до 3300 мм (рис. 11.6).
Пологая крыша без скатов обеспечивает максимальную высоту кузо
ва внутри. За счет увеличения ширины купе до 2200 мм удалось отгоро
дить ниши для одежды. В одну из ниш убирается легкая выдвижная лест
ница, облегчающая доступ пассажирам на вторую и третью полки. Нали
чие на боковой стене со стороны купе двух поясов окон обеспечивает
пассажирам хорошую обзорность. Ниша над продольным проходом слу
жит местом для размещения багажа. Купе снабжено столиком около окна
и двумя откидными столиками, вмонтированными в спинки диванов.
Багажный вагон предназначен для перевозки багажных отправле
ний в сопровождении персона
ла (трехчетырех человек) в со
ставе почтовобагажных и пас
сажирских поездов. Вагон имеет
грузоподъемность 22 т, длину по
осям сцепления автосцепок
24,537 м, базу 17 м. Площадь ба
гажной кладовой 5 (рис.11.7) со
ставляет 47,9 м2. Погрузка бага
жа осуществляется через боко
вые грузовые двери 4. Вагон
имеет два тамбура 9 и 3, котель
ное отделение 8, туалет 1, слу
жебное отделение 2. Купе пер
сонала 6 расположено на всю
ширину вагона и имеет выходы
в коридор 7 и в багажную кла
Рис. 11.6. Схема компоновки вагона с
трансформируемым купе
довую 5.
572

Рис. 11.7. Планировка багажного вагона

Вагон оборудован системами электроснабжения, отопления, вентиля
ции, горячего и холодного водоснабжения, освещения, установкой пожар
ной сигнализации, охранной сигнализацией наружных дверей. В вагоне
предусмотрена установка холодильника, обеззараживателя воды, электро
плитки, микроволновой печи; имеются розетки для подключения телефо
на, телевизора, электробритв, пылесоса и других бытовых приборов.

11.4. Кузова пассажирских вагонов
Кузов пассажирского вагона является наиболее материалоемкой его
частью, составляющей 70—75 % массы тары вагона. Создание легких
кузовов, несущие конструкции которых отвечают требованиям прочно
сти, устойчивости, безопасности, коррозионной стойкости, надежнос
ти, является актуальной задачей для пассажирского вагоностроения.
Достижение этой цели для стальных кузовов возможно на основе при
менения в конструкции низколегированных и нержавеющих сталей.
Базовой конструкцией такого кузова явился облегченный кузов пасса
жирского вагона модели 61806, созданный Тверским вагоностроитель
ным заводом в первой половине 80х годов прошлого века.
Кузов из нержавеющих сталей сварной конструкции имеет несущую
гофрированную обшивку крыши 1, 2, боковых стен 3, 4, 5, рамы 6, 7 и
внутренние элементы каркаса (дуги крыши 8, стойки боковых стен 9,
обвязки крыши 10, стен 11 и рамы 12) (рис. 11.8), обшивку и каркас тор
цовых стен, выполненные из безникелевой нержавеющей стали
10Х13Г18Д (ДИ — 61), созданной для пассажирского вагоностроения
(ТУ 1412643—79). Наружные элементы каркаса (балки рамы, подкреп
ления торцовых стен) выполнены из низколегированной стали 09Г2Д
12 ГОСТ 19281—89.
Обшивка боковых стен, средней части крыши и рамы имеет практи
чески непрерывную гофрировку с сечением гофров, приближающимся
573

Рис. 11.8. Поперечные разрезы кузова вагона модели 61806:
а — по середине; б — по оси шкворневой балки; римские цифры — узлы кузова

к трапециевидной форме. Благодаря высоким механическим характе
ристикам и коррозионной стойкости нержавеющей стали толщины гоф
рированной обшивки уменьшены по сравнению с кузовом из углероди
стых сталей до следующих значений: крыша — 1 мм, скаты — 2 мм, на
доконный пояс — 1 мм, оконный и подоконный пояса и рама — 1,5 мм.
По тем же причинам толщины элементов подкрепляющего набора,
представляющих гнутые профили, приняты равными: дуги и обвязки
крыши, стойки и обвязки боковых стен — 2 мм, обвязки рамы — 4 мм.
Рама имеет хребтовую балку переменного по длине поперечного сече
ния. В концевых частях она образуется двумя швеллерами № 30В1, в сред
ней части выполнена из двутавра № 30. Все поперечные балки располага
ются под металлическим полом, что улучшает технологичность конструк
ции и позволяет повысить качество тепло и звукоизоляции пола вагона.
574

Анализ технических показателей, эксплуатация пассажирских ваго
нов с кузовом из безникелевой нержавеющей стали показали его опре
деленные преимущества по сравнению с типовым вагоном, кузов кото
рого изготовлен из малоуглеродистых и низколегированных сталей.
Кузов из нержавеющих сталей обладает следующими преимуществами:
исключение коррозионных потерь металла, приводящих к снижению
несущей способности конструкции в период эксплуатации, сниже
ние ремонтных затрат, повышение аварийной безопасности кузова при
его меньшей массе вследствие большей энергоемкости стали ДИ61
(δ = 45 %) по сравнению с углеродистой (δ = 21—26 %), уменьшение
расхода антикоррозионных и лакокрасочных материалов, снижение
массы тары кузова на 2,5 т.
Вместе с тем, нержавеющая сталь имеет высокую стоимость, в зна
чительной степени определяющую затраты на изготовление вагона.
Поэтому с учетом реальной картины коррозионных повреждений кузо
ва пассажирского вагона целесообразно ограничить применение нержа
веющей стали для отдельных элементов и узлов кузова, сочетая ее с дру
гими сталями.
Рассмотрим общие принципы устройства кузовов пассажирских ва
гонов на примере купейного вагона модели 61820, выпуск которых был
освоен Тверским вагоностроительным заводом в начале 90х годов про
шлого века.
Кузов вагона представляет собой тонкостенную оболочку, подкреп
ленную каркасом из стоек, дуг, поперечных балок и продольных эле
ментов, и состоит из рамы с полом 1, боковых 2, торцовых 3, тамбурных
4 стоек и крыши 5 (рис. 11.9).
Обшивка рамы выполнена из нержавеющей стали, обшивка боко
вых и торцовых стен, крыши — из малоуглеродистой стали 4III15 кп
ГОСТ 16523—89, элементы каркаса кузова изготовлены из низколеги
рованной стали 09Г2Д12.
Рама кузова (рис. 11.10) имеет хребтовую балку 1 переменного по
длине поперечного сечения, составленную из двух швеллеров № 30В1
в концевых частях и двутавра № 30 в средней части. Зоны перехода хреб
товой балки смещены от осей шкворневых балок 2 к середине длины
рамы на 3 м и расположены на пролете между двумя усиленными попе
речными балками 3. Промежуточные балки выполнены из гнутых про
филей преимущественно швеллерообразного сечения. Шкворневые
сварные балки имеют замкнутое коробчатое сечение, переменное по
длине. Концевые балки 4 выполнены из швеллера № 30В1. Боковые
обвязки рамы 5 изготовлены из прокатного уголка № 10 с сечением
575

Рис. 11.9. Кузов вагона модели 61820

Рис. 11.10. Рама кузова вагона модели 61820

576

100×100×8 мм. В местах соединения обвязок с концами высоких попе
речных балок высота последних уменьшается до 70 мм и сварные швы
соединений располагаются с внутренней стороны обвязок. Все попе
речные балки рамы располагаются под металлическим полом 6.
Гофрированная обшивка пола толщиной 1,5 мм с гофрами полукруг
лой формы и шагом между их осями 125 мм перекрывает раму на длине
18,8 м, большей чем база вагона. Специальные выштамповки в обшив
ке пола образуют два продольных кабельных канала для электропро
водки. В соответствии с требованиями пожарной безопасности эти ка
налы должны быть уплотнены от попадания жидкостей во внутренние
полости.
Пол концевых частей рамы на длине 2,2 м образован гладким лис
том толщиной 2,5 мм. Для усиления этих частей рамы в зонах установки
буферных комплектов между нижними полками швеллеров концевой и
хребтовой балок на длине до задних упоров приварены косынки 7 из
листа толщиной 3 мм, а концевая балка подкреплена вертикальными
ребрами 8. В концевой части хребтовой балки установлены литые сталь
ные розетки автосцепки с передними упорами 9 и задними упорами 10.
Боковая стена кузова (рис. 11.11) состоит из тонкой гофрированной
обшивки, подкрепленной с внутренней стороны вертикальными стой
ками и верхней обвязкой.
Обшивка стены образована тремя поясами. Нижний пояс 1 выпол
нен из прокатного гофрированного листа толщиной 2,5 мм, имеет шесть

Рис. 11.11. Боковая стена кузова вагона модели 61820

577

гофров полукруглой формы с шагом 125 мм. Средний (оконный) пояс 2
составлен из штампованных секций, каждая из которых формирует меж
дуоконный простенок с тремя продольными гофрами и окантовку час
тей примыкающих к нему оконных проемов. Толщина листа среднего
пояса составляет 2 мм. Верхний пояс 3 представляет собой специаль
ную прокатную гофрированную панель толщиной 2 мм с четырьмя гоф
рами при шаге 125 мм.
Секции среднего пояса свариваются по поперечным кромкам встык.
Сварка поясов между собой в продольном направлении осуществляет
ся внахлестку контактной сваркой. В результате вдоль границ соедине
ния поясов образуются своеобразные продольные подкрепления в виде
подоконного и надоконного гофров замкнутого поперечного сечения.
Промежуточные стойки выполнены из гнутого Zобразного профи
ля 65×55×40×3 мм. Верхняя обвязка 4 представляет собой гнутый Zоб
разный профиль 50×70×20×3 мм. Элементы каркаса боковой стены при
вариваются к обшивке контактной точечной сваркой.
Торцовая стена кузова (рис. 11.12) представляет собой подкреплен
ную тонколистовую конструкцию, ограниченную наружним контуром,
соответствующим контуру поперечного сечения кузова, и имеющую в
средней части дверной проем с размерами просвета 696×1960 мм. По
вертикальным краям торцовая стена подкреплена угловыми стойками

Рис. 11.12. Торцовая стена кузова вагона модели 61820

578

5, составленными из гнутых профилей. Верхний криволинейный кон
тур стены подкреплен дугой 3, выполненной из гнутого углового про
филя. По нижней горизонтальной кромке стены проходит поперечное
подкрепление 1 из Zобразного гнутого профиля. При сборке кузова
торцовая стена этим подкреплением опирается на концевую балку рамы.
Гофрированная обшивка стены 7 изготовлена из листа толщиной 1,5 мм,
имеет вертикально расположенные гофры полукруглой формы с шагом
между ними 250 мм и подкреплена стойками и горизонтальными элемен
тами. Стойки торцовой стены обеспечивают безопасность пассажиров при
соударении вагонов. «Нормы» устанавливают требования для минималь
ных значений моментов сопротивления сечений стоек. С учетом этих тре
бований главные стойки 8 выполнены из двутавра № 26 Б1. В нижней час
ти главные стойки выступают за контур стены, что обеспечивает их соеди
нение внахлест с вертикальной поверхностью швеллера концевой балки
рамы. В верхней части концы этих стоек привариваются при сборке кузова
к горизонтально расположенному швеллеру концевой части крыши.
Дверной проем подкреплен поверху и по вертикальным кромкам гну
тыми Zобразными профилями 2 и 9, к которым крепятся болтами рези
нокордные баллоны (суфле) переходной площадки. Три выреза 4 пред
назначены для установки постоянных электрических сигнальных фонарей.
В торцовой стене тормозного конца по обе стороны от торцовой двери ус
троены емкости 6 для хранения угля. Полости в торцовой стене со стороны
нетормозного конца используются в качестве шкафов для белья и одежды.
Крыша кузова (рис. 11.13) представляет собой тонкостенную подкреп
ленную цилиндрическую оболочку. Каркас крыши образован про

Рис. 11.13. Крыша кузова вагона модели 61820

579

дольными обвязками 1 из гнутого углового профиля 55×55×3 мм, по
перечными обвязками 2 в виде горизонтально расположенных швеллеров
№30 В, соединенных с концами продольных обвязок, дугами 3 из Zоб
разного гнутого профиля 45×60×40×2,5 мм и продольными подкреплени
ями люков 4 из гнутого швеллера 40×65×40×3 мм. В средней части каркас
перекрыт гофрированными панелями обшивки толщиной 2 мм с гофром
полукруглой формы и шагом между ними 250 мм. На скатах крыши ис
пользуется гладкая обшивка толщиной 2 мм с продольной отбуртовкой.
Панели обшивки свариваются по продольным и поперечным кромкам
внахлест. Поперечные соединения гофрированной обшивки и гладкой
обшивки скатов разносят по разным поперечным сечениям крыши.
Пришедший на смену купейному вагону модели 61820 вагон моде
ли 614179, основные размеры и базовая планировка которого приведе
на выше (см. рис. 11.1), имел в целом сходную конструкцию кузова.
Отличия касались крыши, на тормозном конце которой располагался
люк для подкрышевого кондиционера. Один из рассматриваемых вари
антов конструкции кузова вагона модели 614179 имел комбинирован
ную подкрепленную обшивку: гофрированная обшивка подоконного
пояса боковой стены, пола рамы и крыши, а на участках междуоконных
простенков и надоконного пояса боковой стены — гладкая, подкреп
ленная продольными элементами из гнутого уголка. На рис. 11.14 при
ведены поперечные сечения указанного варианта кузова по оконному
проему (а) и по междуоконному простенку (б).
В качестве конструкционных материалов для кузова модели 614179
применялись сталь 15 ПС по ГОСТ 16523 — для обшивки и каркаса, сталь
09Г2С по ГОСТ 19281—89 для хребтовой, шкворневых, поперечных ба
лок рамы и для главных стоек торцовой стены и коррозионностойкая
сталь марки 321 AISI (российский аналог 12X18H10T) для настила пола
в зоне туалета и обшивки торцовой стены тормозного конца вагона.
Следует отметить, что эта сталь имеет предел текучести 280 Н/мм2 и
предел прочности — 580 Н/мм2.
Примером комбинированного применения различных сталей в кон
струкции кузова является пассажирский вагон модели 614170.
Кузов вагона модели 61&4170 имеет боковые и торцовые стены, на
стил пола, выполненные из нержавеющей хромоникелевой стали
12Х18Н10Т по ГОСТ 5582—75, балки рамы — из низколегированной ста
ли 09Г2Д12, обшивку, обвязки и дуги крыши — из углеродистых сталей
15 КП и 20 КП. На рис. 11.15 показаны поперечные разрезы кузова по
крайнему окну (а) и по простенку (б).
Боковая стена имеет двухслойную несущую обшивку, образованную
гладким наружним листом и внутренними гофрированными панелями
580

Рис. 11.14. Поперечные сечения варианта конструкции кузова модели 614179

с непрерывным расположением гофров трапециевидной формы. Глад
кая и гофрированная обшивки соединены контактной точечной свар
кой. Стойки выполнены из гнутых уголковых профилей и приварены к
вершинам гофров внутренней обшивки на ребро. Они располагаются в
зонах междуоконных простенков и на подоконном поясе стены по се
рединам оконных вырезов. Верхняя обвязка изготовлена из гнутого про
филя с продольным отгибом, образующим карниз между скатом кры
ши и боковой стеной.
581

Рис. 11.15. Поперечные разрезы кузова вагона модели 614170

Крыша представляет цилиндрическую подкрепленную оболочку, кон
тур поперечного сечения которой имеет более округлую форму по срав
нению с традиционным поперечным контуром. Обшивка крыши состав
лена из цилиндрических гофрированных панелей в средней части и ци
линдрических гладких панелей на скатах. Дуги и обвязки крыши
выполнены из Zобразных гнутых профилей.
Рама кузова со сквозной хребтовой балкой переменного сечения
имеет в средней части хребтовую 8 и поперечные 9 балки, изготовленные
из швеллера № 14П и расположенные в одной горизонтальной плоскости.
Такая компоновка подкреплений рамы обеспечивает наиболее рациональ
582

ное размещение оборудования в подвагонном пространстве. Боковые об
вязки изготовлены из неравнополочного уголка № 16/10. Гофрированная
обшивка рамы с гофрами трапециевидной формы имеет специальные выш
тамповки, образующие продольные кабельные каналы.
Конструкция зоны перехода концевой части рамы к средней части
(рис. 11.16) обеспечивает рациональную нагруженность элементов рамы
при действии на кузов продольных сил по осям автосцепок. Раскосы 2
передают часть продольных сил от шкворневого узла на обвязки рамы 3
и боковые стены кузова. Это приводит к уменьшению внутренних про
дольных усилий в сечениях хребтовой балки 3 и к снижению влияния ее
продольного изгиба вследствие конструктивного эксцентриситета на
напряженнодеформированное состояние указанной зоны.
Для уменьшения концентрации напряжений в шкворневом узле име
ются накладки 1 и 1 2, приваренные к нижнему горизонтальному листу
шкворневой балки и к нижним горизонтальным полкам швеллеров хреб
товой балки. На участке перехода швеллеров № 30В хребтовой балки к
швеллерам № 14П привариваются накладка 11 и косынки 9 и 10. Попе
речная балка 4, замыкающая концы раскосов на ширине хребтовой бал
ки, перекрывается специальной вставкой 5, изготовленной из швелле
ра № 14, промежуточные балки замыкаются по середине вставками 6.
Зона приварки концов промежуточных поперечных балок к обвязкам
рамы подкрепляются косынками 8.

Рис. 11.16. Концевая часть рамы в зоне перехода

583

Кузов вагона нового поколения модели 614440 и его модификация
имеет обшивку и каркас из коррозионностойкой стали марки 321 AISI,
а балки рамы и главные стойки торцовой стены — из стали 09Г2С. Как в
рассмотренных выше конструкциях, кузов данного вагона имеет хреб
товую балку, переменного по длине сечения: в концевых частях — два
швеллера 30В, в средней части на длине базы — двутавр 30В2 (рис. 11.17).
Особенностью конструкции кузова является комбинированное при
менение обшивки: однослойной толщиной 230 мм с продольными гоф
рами увеличенной ширины (120 мм) и малой высоты (14 мм) в подо
конном поясе боковой стены и двухслойной, плоской толщиной 1,5 мм

Рис. 11.17. Поперечные сечения кузова вагона модели 614440

584

с наружной стороны и гофрированной толщиной 1,0 мм с внутренней
стороны кузова, в межоконных простенках и надоконном поясе. Об
шивка средней части крыши имеет продольные гофры полукруглой
формы высотой 21 мм с шагом 250 мм; обшивка пола рамы — гофры
аналогичной формы с шагом 125 мм.
Дальнейшее совершенствование кузовов пассажирских вагонов мо
жет быть достигнуто применением блочной конструкции кузова со съем
ной несущей крышей и предварительным напряжением его узлов в про
цессе общей сборки.
Блочная конструкция кузова пассажирского вагона, в которой съем
ная крыша соединяется с полукузовом после монтажа блоков внутрен
него оборудования, позволяет в процессе сборки кузова осуществлять
предварительное напряжение его узлов для обеспечения рационально
го перераспределения внутренних усилий в сечениях несущих элемен
тов. Этот технологический прием использован на Тверском вагоностро
ительном заводе при создании предварительно напряженного кузова
блочной конструкции из нержавеющих сталей (на базе кузова вагона
модели 61806) со съемной крышей.
Схема предварительного напряжения кузова (рис. 11.18) предусмат
ривает поэтапное нагружение узлов при его изготовлении.
Перед сборкой кузова боковые стены растягиваются технологически
ми усилиями Р1 и Р2, равнодействующая которых действует вдоль нейт
ральной оси сечения стены по окнам. В растянутом состоянии боковые
стены свариваются с рамой и торцовыми стенами, образуя полукузов (ку
зов без крыши), после чего предварительное растяжение снимается.
На потоке сборки, где в полукузов устанавливаются модули внутрен
него оборудования, он испытывает действие вертикальной нагрузки, от
которой в верхнем поясе боковых стен возникают значительные напря

Рис. 11.18. Вариант схемы предварительного напряжения кузова вагона
блочной конструкции

585

жения сжатия, определяющие устойчивость его элементов, и полукузов
получает вертикальный прогиб. Поэтому для обеспечения жесткости и
устойчивости боковых стен полукузова необходимы технологические
подкрепления. Ими, в частности, могут быть шпренгельные устройства,
устанавливаемые в плоскостях боковых стен под обвязками рамы. Уси
лия Р3 и Р4, передаваемые на раму от шпренгельных устройств, создают
обратный прогиб полукузова, компенсируя его прогиб от вертикальной
нагрузки, и приводят к напряжениям растяжения в верхнем поясе бо
ковых стен. После соединения крыши с полукузовом с помощью спе
циальных рельефноболтовых соединений усилия Р3 и Р4 снимаются.
Подбором усилий предварительного напряжения Р1…Р4 можно до
биться рационального перераспределения суммарных напряжений
(предварительных и эксплуатационных) в элементах кузова, в частно
сти, в сторону снижения сжимающих напряжений на участках возмож
ной потери устойчивости. Для кузовов из нержавеющих сталей, где не
сущая способность обшивки ограничивается в основном условиями ее
устойчивости, предварительные напряжения дают возможность умень
шения толщины обшивки.
Использование блочной конструкции кузова со съемной крышей по
зволяет реализовать прогрессивную технологию крупноблочной сборки
внутреннего оборудования вагона при его изготовлении, а также механи
зировать трудоемкие работы по демонтажу и монтажу заменяемого внут
реннего оборудования (весом около 20 т) при капитальном ремонте.
Для придания кузову со съемной крышей свойств цельнонесущего
необходимо, чтобы конструкция разъемного соединения крыши с боко
выми и торцовыми стенами обеспечивала эффективное включение кры
ши в восприятие всех нагрузок, действующих на кузов в эксплуатации.
Это возможно при условии передачи соединениями нормальных и сдви
гающих усилий по поверхностям контакта обвязок крыши с обвязками
стен. Указанным условиям удовлетворяет конструкция рельефноболто
вого соединения, разработанная Тверским институтом вагоностроения.
Рельефно&болтовое соединение крыши с боковыми стенами (рис. 11.19)
основано на контактировании поверхностей обвязок со сферическими
выступами и впадинами, притянутых друг к другу болтами. Обвязоч
ный профиль крыши 1 имеет продольный вырез, в который вставляется
планка 2 с углублениями сферической формы. Обвязочный профиль 3
боковой стены имеет сферические выступырельефы, которые входят в
углубления планки 2 при стягивании их болтами 4.
После затяжки болтов планка 2 приваривается к обвязке 1. Совпаде
ние сферических выступов и впадин по плоскости разъема достигается
586

Рис. 11.19. Рельефноболтовое соединение крыши с боковыми стенами

за счет штампования участков обвязки 3 боковой стены и планок 2 в
одном штампе. Место расположения и длина рельефных участков со
единения определяется зонами действия на кузов наибольших попереч
ных сил и в соответствии с законом парности касательных напряжений
наибольших сдвигающих усилий между обвязками крыши и боковых
стен. Исходя из этого, рельефноболтовые соединения располагаются в
зонах шкворневых сечений кузова и их длина принимается равной 1200—
1500 мм. За пределами указанных зон соединение обвязок осуществля
ется только болтами.
Соединения поперечных обвязок торцовых стен и крыши, кроме
передачи нормальных и сдвигающих усилий, должны выполнять функ
ции технологических компенсаторов отклонений размеров крыши и
полукузова по длине. Это достигается применением в соединении спе
циальных горизонтальных клиновых элементов, подобных приведен
ному ниже разъемному клиновому соединению рамы с боковыми сте
нами кузова из алюминиевых сплавов.
Другим направлением создания легких кузовов пассажирских ваго
нов, отвечающих современным требованиям, является применение для
их изготовления алюминиевых сплавов. Это позволяет наряду со сниже
нием тары кузова (на 25—30 % по сравнению со стальным) обеспечить
высокую коррозионную стойкость несущей конструкции, а примене
ние крупногабаритных прессованных (экструдированных) профилей
сокращает объемы сварочных работ и их трудоемкость.
По данным Тверского института вагоностроения общая длина свар
ных швов на стальном кузове пассажирского вагона составляет около
700 м. Изготовление кузова из крупногабаритных прессованных алю
миниевых профилей уменьшает длину сварных швов в 2—3 раза.

587

Алюминиевые сплавы [21] обладают преимуществами перед нержавею
щими сталями по следующим показателям: удельный вес 2,7 и 7,8 т/м3
соответственно, отношение предела прочности к удельному весу (удель
ная прочность) σв/γ 93—163 и 49—81 (Н/мм2)/(т/м3) соответственно.
Последний показатель характеризует пригодность материала для изго
товления легких конструкций.
Алюминиевые сплавы для кузовов вагонов должны обладать высо
кими механическими, технологическими и эксплуатационными свой
ствами. Этим требованиям в наибольшей степени отвечают выпускае
мые отечественной промышленностью свариваемые алюминиевые спла
вы систем Al—Mg, Al—Zn—Mg и Al—Mg—Sc. Сплавы первой и
последней систем относятся к термически неупрочняемым, сплавы вто
рой системы — к термически упрочняемым. В табл. 11.3 приведены от
дельные характеристики некоторых из указанных сплавов, как приме
няемых ранее, так и перспективных для изготовления кузовов вагонов
(по данным работы [21]).
Таблица 11.3
Характеристики сплавов в применяемых и перспективных для изготовления
кузовах
Содержание элементов, %
Сплав

Mg

Mn

Предел Предел Относитекуче- прочно- тельное
сти σт, сти σв, удлинеН/мм2 Н/мм2 ние δ5, %

Zn

Sc

Прочие

AMг5M 4,8—5,8 0,5—0,8

−

−

Ti до 0,1

130

260

13

AMг6M 5,8—6,8 0,5—0,8

−

−

Ti до 0,1

160

320

15

Zr, Cr до 0,2

250

380

8

0,6—1,1 0,2—0,5 3,6—4,1 − Zr 0,15—0,22

160

250

10

1915T1 1,33—1,8 0,2—0,6 3,4—4,0 −
1935T
1535

4,2

−

−

0,35

Zr 0,1

280

370

20

1570

5,8

0,4

−

0,25

Zr 0,1

320

440

18

К положительным технологическим свойствам алюминиевых спла
вов следует отнести получение методом прессования крупногабаритных
тонкостенных профилей, в том числе полых, длиной свыше 23 м и ши
риной до 1500 мм с разнообразной формой поперечного сечения и утол
щенными продольными кромками. При этом возможно обеспечение
необходимой для продольного сварочного шва конфигурации стыка без
дополнительной разделки и равнопрочностного сварного соединения.
Кроме того, утолщения кромок позволяют сформировать замковые ча
сти для клеесварных или клеевинтовых соединений.
588

Сопоставление свойств сварных соединений со свойствами основ
ного металла при статических и динамических нагрузках указывает на
хорошую свариваемость приведенных алюминиевых сплавов. Так ко
эффициент разупрочнения сварного соединения деталей из сплава 1935
составляет 0,85—0,95 от предела прочности основного металла.
Важнейшим эксплуатационным свойством приведенных сплавов
является их высокая стойкость к общей, межкристаллитной и транс
кристаллитной коррозии, возникающей при одновременном воздей
ствии коррозионной среды и механических напряжений. Это способ
ствует снижению расходов на текущее содержание вагонов с кузовами
из алюминиевых сплавов за весь срок службы.
Вместе с тем, для повышения противокоррозионной защиты кузо
вов из алюминиевых сплавов и получения высококачественной декора
тивной отделки наружные поверхности профилей целесообразно окси
дировать химической или электрохимической обработкой с последую
щим адсорбционным окрашиванием или покрытием бесцветным лаком.
Отечественное вагоностроение имеет определенный опыт проектиро
вания и изготовления кузовов пассажирских вагонов из алюминиевых
сплавов, относящийся к концу 60х и середине 70х годов прошлого века.
Калининский вагоностроительный завод построил серию таких ва
гонов. Это опытные пассажирские вагоны с кузовами из сплавов AMг6
и 1915 Т1 длиной 23,6 м, вагоны скоростного поезда РТ200 длиной 26,4 м,
вагон с комбинированным сталеалюминиевым кузовом длиной 26 м, в
котором за счет стальной рамы снижен расход алюминиевых сплавов
на 40 % и обеспечена необходимая изгибная жесткость. Кузова из алю
миниевых сплавов имеют электропоезда ЭР200 Рижского вагоностро
ительного завода и выгоны метрополитена серии «И» Мытищинского
машиностроительного завода.
Поскольку при проектировании и изготовлении этих кузовов исполь
зовались преимущественно традиционные технологии, применяемые
при создании стальных кузовов, для них характерны следующие недо
статки:
• низкая технологичность конструкции изза большого количества
типоразмеров деталей;
• соединение всех панелей обшивки осуществлялось сваркой непос
редственно с каркасом;
• большая трудоемкость работ по правке и декоративной отделке
наружных поверхностей кузова с применением лакокрасочных покры
тий, обусловленная большим объемом контактной и электродуговой
сварки;
589

• невозможность осуществления высокопроизводительной крупно
блочной сборки вагона.
Устранению этих недостатков способствовала новая концепция, раз
рабатываемая Тверским институтом вагоностроения на основе отече
ственного и зарубежного опыта создания несущих конструкций из алю
миниевых сплавов кузовов, судов, самолетов и инженерных сооруже
ний. Она включает следующие основные направления:
• применение крупногабаритных прессованных плоских и цилинд
рических панелей с продольными подкреплениями V и Гобразных
сечений и панелей с внутренними каналами;
• нанесение противокоррозионных и декоративных защитных по
крытий на панели до изготовления из них узлов кузова;
• подкрепление панелей поперечными элементами (стойки, дуги)
путем их приварки к свободным полкам продольных подкреплений с
целью исключения термического воздействия сварки на защитные и
декоративные покрытия наружних поверхностей панелей и снижения
сварочных деформаций;
• возможность создания блочной конструкции кузова за счет при
менения разъемных клеевинтовых герметичных соединений, исключа
ющих щелевую коррозию в зоне обвязок.
На рис. 11.20 показан один из вариантов поперечного сечения кузо
ва пассажирского вагона из алюминиевых сплавов, разработанного ТИВ
(Тверской институт вагоностроения). В нем применены десять типов
прессованных профилей.
Среднюю часть крыши большого радиуса образуют прессованные
тонкостенные панели с Vобразными продольными подкреплениями,
шаг между которыми равен 250 мм. Склоны крыши образованы прессо
ванными цилиндрическими панелями с Гобразными продольными
подкреплениями с шагом 125 мм и элементами обвязок.
Боковые стены включают прессованные панели с Vобразными про
дольными подкреплениями, шаг между которыми составляет 250 мм и
125 мм соответственно. Оконные проемы в панелях предусмотрено вы
полнять методом лазерной резки.
Дуги крыши, стойки боковой стены двутаврового поперечного сече
ния привариваются к полкам продольных подкреплений внахлестку.
Прессованные панели пола имеют внутренние каналы, обеспечива
ющие высокую продольную и поперечную жесткость пола в целом. По
перечные балки рамы вместе со стойками и дугами образуют замкнутые
шпангоутные рамки. Хребтовая балка на длине базы составлена из двух
прессованных швеллеров высотой 140 мм.
590

Рис. 11.20. Разрез кузова из алюминиевых сплавов

Кожух — обтекатель на длине кузова между тележками выполнен из
двух прессованных панелей с Vобразными продольными подкрепле
ниями и обвязок. Последние, как и обвязки рамы, представляют собой
прессованные профили коробчатого сечения. На участках между обвяз
ками предусмотрена установка откидных фальшбортов.
591

Узлы кузова соединяются продольными нахлесточными сварочны
ми швами вдоль нижней и верхней обвязок. Приварка стоек боковой
стены к обвязкам выполняется тавровыми швами.
Оригинальный вариант клеевинтовых соединений узлов кузова из алю
миниевых сплавов был разработан ТИВ в рамках создания крупноблоч
ной конструкции кузова пассажирского вагона.
Конструкция соединения нижней обвязки боковой стены и обвяз
ки рамы показана на рис. 11.21. В соединении обвязка 1 стены замко
вого типа выполнена за одно целое с обшивкой стены 2 и имеет с на
ружной стороны (со стороны наружной обшивки) продольный клино
вой паз 3, с внутренней стороны (со стороны внутренней обшивки) —
продольный клиновой выступ 4, который снабжен сквозными резьбо
выми отверстиями 5. Обвязка 6 рамы с наружной стороны имеет от
ветный продольный клиновой выступ 7, входящий в паз 3 обвязки сте
ны; с внутренней стороны в полке 9 содержит ответный клиновой про
дольный паз 8, в который входит выступ 4 обвязки 1 стены. Контактные
поверхности 10, 11 и 12 обвязок стены и рамы соединены клеем. Гори
зонтальные стяжные винты 13 проходят через сквозные отверстия в
вертикальной полке 9 обвязки 6 и взаимодействуют с резьбовыми от
верстиями 5. В клиновых соедине
ниях контактные поверхности 10 яв
ляются горизонтальными устано
вочными гранями.
Наличие горизонтальных опор
ных базовых поверхностей позволя
ет автоматически центрировать кли
новые выступы обвязки стены отно
сительно клиновых пазов обвязки
рамы при опускании блока стены на
блок рамы. Горизонтальное переме
щение для соединения обвязок рамы
и стены и затяжка клиновых соеди
нений осуществляется винтами 13,
при этом упругие деформации обвя
зок обеспечат контакт наклонных
поверхностей при возможных техно
логических отклонениях размеров
обвязок.
Узел соединения стен с рамой ва
Рис. 11.21. Узел соединения рамы и
боковой стены кузова
гона в условиях эксплуатации под
592

вергается следующим деформациям: сдвигу в продольном и попереч
ном направлениях; изгибу в поперечной и продольной вертикальных
плоскостях; осевому сжатию и растяжению; сжатию в вертикальном
направлении.
При всех видах указанных выше деформаций конструкция соедине
ния позволяет создать оптимальные условия для клеевого слоя — рабо
ту только на сдвиг или сжатие. Остальным видам деформации подвер
гаются клиновые и винтовые соединения, в частности наружные и внут
ренние клиновые соединения, расположенные на расстоянии, равном
ширине обвязки, эти соединения обеспечивают жесткость контура по
перечного сечения при его изгибе в поперечной вертикальной плоско
сти и препятствуют отрыву обвязки рамы от обвязки стены. Стяжные
винты испытывают только деформации растяжения и обеспечивают за
жатие клиновых соединений, при котором обвязки стягиваются как в
горизонтальном, так и в вертикальном направлениях (за счет клиньев)
для склеивания контактных поверхностей обвязок.
Стойки боковой стены 14 и по
перечные балки рамы 15 приваре
ны к соответствующим обвязкам
при изготовлении стен и рамы.
На рис. 11.22 показана конструк
ция соединения обвязки крыши с
верхней обвязкой боковой стены.
Из рисунка видно, что обе обвязки
выполнены за одно целое с обшив
кой крыши 6 и стен 1. Полуцилин
дрические контактные поверхности
обвязок 3 и 2 соединены между со
бой клеевым слоем К5; обвязки стя
нуты винтами 8, взаимодействующи
ми с резьбовыми отверстиями обвяз
ки 2, и застопоренными шайбами 11.
Обвязка стены 2 выполнена в виде
полого профиля с продольным пазом
16. Обвязочный профиль крыши 3 в
своей верхней части и обвязочный
профиль стены 2 в нижней части вы
полнены в виде плоских горизон
тальных участков 10 и 17, к которым Рис. 11.22. Узел соединения крыши
и боковой стены кузова
приварены дуги крыши 5 и стойки
593

боковин 15. Плоские участки смещены относительно обшивки кры
ши 6 и обшивки стен 1 на высоту продольных подкреплений 7, кото
рые так же, как и обвязки, выполнены за одно целое с обшивкой кры
ши и стен. Плоский участок крыши 9 по краям имеет выступы 4 и 10
для установки скобы (элемента съемника крыши, применяемого при
ремонте вагона).
Полуцилиндрические поверхности обвязок 2 и 3 по краям имеют гори
зонтальные плоские участки 12 и 14, между которыми имеются зазоры 13.
Полуцилиндрическая форма контактных поверхностей обвязок позво
ляет создать основному несущему элементу соединения — клеевому слою
5 оптимальные условия работы — работу на сдвиг или сжатие, но не на
отрыв, что обеспечивает прочность и надежность соединения. Кроме того,
такая форма контактных поверхностей упрощает сборку узла, так как эти
поверхности выполняют функцию направляющих, обеспечивающих са
моустановку верхней обвязки относительно нижней и повышают герме
тичность клеевого соединения. Зазоры 13 между горизонтальными учас
тками, расположенными по краям контактных полуцилиндрических по
верхностей обеих обвязок, позволяют компенсировать технологические
перекосы обвязок, относительно их продольной оси.
Винты, взаимодействующие с резьбовыми отверстиями обвязок стен,
выполняют три задачи: стягивают обвязки для осуществления склеива
ния до затвердевания клея, исключают возможный отрыв обвязок и
выполняют функцию элемента съемника, когда при ремонте вагона
потребуется снятие крыши. Для этого обвязки крыши снабжены высту
пами, к которым крепится скоба. При вывертывании винт упирается
головкой в скобу и отрывает обвязки крыши от обвязок стен.
На рассмотренные конструкции несущей подкрепленной панели и уз
лов клеевинтовых соединений кузовов пассажирских вагонов из алюми
ниевых прессованных профилей бывший Калининский филиал ВНИИ
вагоностроения в 1984—1985 годах получил авторские свидетельства на
изобретения.

11.5. Системы жизнеобеспечения пассажирских вагонов
Пассажирские вагоны в соответствии со своим функциональным
назначением должны обеспечивать определенный максимум удобств для
пассажиров и обслуживающего персонала во время их длительного пре
бывания в вагоне. Достигается это за счет определенного уровня темпе
ратуры и освещенности в вагоне, скорости движения воздуха, наличия
санитарногигиенических удобств и ряда других параметров. Для этого
594

каждый пассажирский вагон оборудуется комплексом систем, которые
можно назвать системами жизнеобеспечения и без которых вагон прак
тически неработоспособен. В первую очередь, к ним относятся систе
мы энергоснабжения, водоснабжения, вентиляции и кондиционирования,
отопления, освещения [11, 13, 22]. В вагонах повышенной комфортности
добавляются системы информации для пассажиров, телерадиовещания,
телефонной связи и т.д.
Система энергоснабжения вагонов. Система энергоснабжения пасса
жирских вагонов предназначена для выработки, преобразования и пе
редачи электроэнергии потребителям вагона во время движения поез
да, на стоянках, а также для обеспечения энергией отдельных потреби
телей соседних вагонов в случае возникновения неисправностей в их
собственных системах. На пассажирских вагонах применяют, в основ
ном, три вида систем энергоснабжения:
индивидуального энергоснабжения для вагонов без кондициониро
вания воздуха;
то же с кондиционированием воздуха;
централизованного энергоснабжения вагонов с кондиционировани
ем воздуха.
Каждая из перечисленных выше систем включает ряд специальных
аппаратов и устройств, предназначенных для выполнения указанных
выше функций. Причем часть аппаратов и устройств является одинако
вой для всех систем, а часть, в зависимости от типа вагона, имеет спе
циальное назначение. При этом каждая система в зависимости от типа
вагона должна обеспечивать требуемую мощность.
Система индивидуального энергоснабжения вагона без кондицио
нера включает в себя:
– силовую электромагистраль напряжением 3000 В;
– ящик высоковольтного оборудования;
– генератор переменного тока с приводом;
– аккумуляторную батарею;
– выпрямитель;
– регулятор напряжений и зарядное устройство;
– поездную магистраль напряжением 50 В;
– пульт управления.
Силовая магистраль предназначена для транзитной передачи элект
рического тока напряжением 3000 В в вагоны поезда, в которых установ
лено электрооборудование на это напряжение (рис. 11.23). В плацкарт
ных и купейных вагонах с системой кондиционирования воздуха таким
потребителем является нагревательный котел системы отопления.
595

В состав силовой электрома
гистрали напряжением 3,0 кВ
входят две высоковольтные
розетки 4, два высоковольтных
штепселя 3 с кабелем попереч
ного сечения 95 мм2 и длиной
4,25 м, два холостых приемни
Рис. 11.23. Силовая магистраль системы
ка 9 и трубопровод с проводом
энергоснабжения пассажирского вагона:
поперечног сечения 95 мм2.
1 — пульт управления; 2 — низковольтные
Высоковольтные розетки,
провода управления; 3 — штепсель с кабелем
штепсели,
кронштейны кабе
2
сечением 95 мм и длиной 4250 мм; 4 — вы
лей
установлены
по торцам ва
соковольтная розетка; 5 — провод высоко
гона под буферным брусом; хо
вольтной магистрали (4000 В) с сечением ка
лостые приемники, служащие
беля 95 мм2; 6 — ящик с высоковольтной ап
для закрепления штепселей
паратурой; 7 — высоковольтные теплостой
кие провода (3×2,5 мм2); 8 — провод высо
при следовании вагона после
ковольтной магистрали (4000 В) сечением
дним в составе поезда или в со
кабеля 10 мм2;9 — холостой приемник
ставе, где не используется ма
гистраль напряжением 3000 В,
а также при нахождении вагона в отстое, размещены на торцовых стенах.
Источником электроэнергии при движении поезда служит генера
тор, расположенный на тележке тормозного конца вагона или на раме
кузова. На вагонах используется малооборотный генератор ЭГВ.01У1,
возбуждение обмотки которого начинается при частоте вращения якоря
600 об/мин, что соответствует скорости движения поезда 40 км/ч. Он обес
печивает мощность до 16 кВт.
Вариант установки генератора на раме тележки показан на рис. 11.24.
Привод генератора состоит из ведущего шкива, расположенного на оси
колесной пары 6, комплекта приводных клиновых ремней 5, узла ведо
мого шкива 4, натяжного устройства 2, генератора 3, подвешенного на
раме 1 тележки.
Система энергоснабжения для вагонов с кондиционированием воз
духа имеет индивидуальный привод. Для обеспечения ее работоспособ
ности применяют генератор мощностью 32 кВт и массой 800 кг, кото
рый закреплен на раме вагона 1 восемью болтами и снабжен предохра
нительным устройством 2 от падения на путь (рис. 11.25).
Привод генератора включает редуктор 3, расположенный на оси ко
лесной пары 4, и карданный вал 5, передающий вращение от редукто
ра на вал генератора. С последнего снимается переменное напряже
ние 110 В, обеспечивающее электропитанием всех потребителей элек
троэнергии в вагоне.
596

Рис. 11.24. Привод генератора, установленного на раме тележки тормозного
конца (ручной тормоз) пассажирского вагона

Система энергоснабжения вагонов с централизованным энергообес
печением используется для высокоскоростных вагонов; она позволяет
обеспечить электроэнергией высоковольтные потребители от магист
рали напряжением 3,0 кВ и низковольтные потребители через:
а) высоковольтный статический преобразователь — блок энергоснаб
жения вагона (БЭВ) мощностью до 42 кВА;
б) внешнюю трехфазную сеть напряжением 380/220 В частотой 50 Гц
мощньстью до 10 кВт с глухозаземленной нейтралью;

Рис. 11.25. Генератор и привод системы энергоснабжения пассажирского
вагона с кондиционированием воздуха

597

в) соседний вагон напряжением до 142 В постоянного тока мощнос
тью до 5 кВт в аварийном режиме;
г) аккумуляторную батарею емкостью 180 А⋅ч с номинальным напря
жением 110 В;
д) статический преобразователь соседнего вагона мощностью до 5 кВт.
Система энергоснабжения включает в себя:
– силовую магистраль напряжением 3000 В;
– блок энергоснабжения вагона;
– подвагонный ящик высоковольтного оборудования;
– подвагонные ящики низковольтного оборудования с разъемами
внешнего питания;
– аккумуляторную батарею;
– поездную магистраль напряжением 110 В.
Высоковольтный статический преобразователь БЭВ является наибо
лее сложной, ответственной и определяющей частью системы энергообес
печения вагонов. Он предназначен для преобразования входного напря
жения 3000 В постоянного тока или 3000 В однофазного переменного тока
частотой 50 Гц, поступающего от высоковольтной магистрали, в необхо
димые значения напряжений для низковольтных потребителей:
– энергоснабжения собственного вспомогательного оборудования;
– энергоснабжения собственных электронных модулей;
– управления модулями силовой электроники;
– контроля и диагностики работы;
– обработки и передачи информации к внешним устройствам и от них.
Система отопления пассажирских вагонов. Система отопления пасса
жирского вагона предназначена для обеспечения комфортной темпе
ратуры во время длительного пребывания пассажиров и обслуживаю
щего персонала в вагоне.
В соответствии с Санитарными нормами к системам отопления пас
сажирских вагонов предъявляются определенные требования, а имен
но, они должны поддерживать температуру воздуха в купе и служебных
помещениях (22±2) °С, в умывальных (душевых) спальных вагонов от
+23 до +25 °С. В туалетных помещениях вагонов 2го и 3го классов до
пускается снижение температуры до +16 °С, а колебания температуры
воздуха в помещениях вагона по вертикальному градиенту — до 3 °С.
Температура наружных ограждений поверхностей стен не должна быть
ниже температуры окружающей среды более чем на 3 °С ,
Температура на поверхности отопительных приборов не должна пре
вышать +60 °С , для электронагревателей +200 °С . Отопительные при
боры должны иметь защитные кожухи, температура на поверхности ко
торых не должна превышать +55 °С .
598

По способу поддержания определенной температуры в вагонах ис
пользуются три системы отопления: электрическая, воздушная и с жид
ким теплоносителем.
Электрическая система обеспечивает нагрев воздуха за счет элект
рических печей, устанавливаемых, как правило, равномерно по площа
ди пола. Такая система отопления используется, в основном, в электро
поездах и позволяет быстро устанавливать необходимые параметры.
Воздушная система обеспечивает подачу воздуха в вагон через кало
риферную установку. Такая система используется в сочетании с элект
рической или жидкостной.
В пассажирских вагонах основной системой является жидкостная, в
которой нагрев помещений осуществляется жидким теплоносителем,
проходящим по трубам или батареям через все помещения вагона. Боль
шая инертность теплоносителя позволяет в случае отключения источ
ника тепла значительное время поддерживать положительную темпе
ратуру в вагоне. В качестве теплоносителя применяют обыкновенную
воду. В последнее время выпускают вагоны, в которых вместо воды ис
пользуют незамерзающие жидкости.
Система отопления пассажирского вагона с жидким теплоносите
лем (рис. 11.26) включает в себя отопительный котел 8 с расширителем
2, коллектором 1 и дефлектором дымовой трубы 3, разводящие и отопи
тельные трубопроводы 4, ручной 9 и электронасос 7, наливной насос 6,
обогреватели наливных труб 5 системы водоснабжения, возвратную тру
бу с пробкой, трубопроводы для выпуска воздуха, контрольные прибо
ры, арматуру для регулировки и управления системой.

Рис. 11.26. Система отопления вагона с жидким теплоносителем

599

Отопительный котел, ручной и электронасос, часть трубопроводов и
приборов расположены в котельном отделении. Котел позволяет осу
ществлять нагрев воды твердым топливом либо от электрических на
гревателей.
Для пассажирских вагонов с системами кондиционирования возду
ха наряду с описанными выше приборами к системе отопления можно
отнести трубчатые низковольтные электронагреватели, размещенные в
купе вагона перед трубами водяного отопления (электропечи), и кало
риферы (водяные и электрические), установленные в корпусе конди
ционера, блок обработки воздуха.
Нагрев помещений вагона в холодное время года обеспечивается со
вместной работой систем водяного отопления и вентиляции. При этом
половина тепла нагретой в котле воды расходуется на конвекционный
нагрев находящегося в вагоне слабоподвижного воздуха нагревательны
ми и разводящими трубами системы отопления, а другая половина теп
ла, генерированного котлом, вносится в вагон с вентиляционным воз
духом, нагретым в водяных и электрических калориферах кондиционе
ра. Нагретый воздух, в свою очередь, разогревает помещения (стены,
перегородки, полы, потолки) и находящееся в них оборудование.
В отопительный период, включая переходные времена года при тем
пературах наружного воздуха до +10 °С, водяное отопление может до
полняться электрическим.
В переходные периоды времени года с температурами наружного
воздуха от +10 °С до +18 °С нагрев помещений вагона может обеспе
чиваться только одним электрическим отоплением: электропечами
(ТЭНами) в купе и подачей в вагон вентиляционного воздуха, нагре
того электрокалориферами кондиционера.
В результате совместного действия нагревательного оборудования
климатической установки в зимнее время при наружной температуре
до –40 °С температура воздуха внутри вагона поддерживается на уров
не не ниже +18 °С (в туалетных помещениях — не ниже +16 °С ) при
нагреве воды в котле системы отопления твердым топливом.
Поэтому выбор любого варианта должен подтверждаться экономи
ческой целесообразностью и соответствующими расчетами.
Система водоснабжения пассажирских вагонов. Система водоснабже
ния пассажирских вагонов предназначена для:
– обеспечения пассажиров и обслуживающего персонала горячей и
охлажденной кипяченой питьевой водой;
– обеспечения холодной и горячей водой умывальников, туалетов и
мойки служебного отделения;
600

– обеспечения холодной водой кипятильника, унитаза, системы по
жаротушения;
– пополнения холодной водой системы отопления,
В соответствии с Санитарными нормами к системам водоснабжения
пассажирских вагонов предъявляются следующие требования.
Система водоснабжения вагона должна быть оборудована резервуа
рами для воды, распределительными трубопроводами и водопроводны
ми кранами, изготовленными из материалов, не оказывающих вредно
го влияния на качество воды и разрешенных к применению органами и
учреждениями Госсанэпидслужбы для питьевого водоснабжения в ус
тановленном порядке. Конструкция системы водоснабжения должна
обеспечивать предотвращение загрязнения в ней воды по мере опорож
нения резервуаров, полный слив из резервуаров и распределительного
трубопровода и возможность эффективной очистки, промывки и дезин
фекции. Резервуары должны иметь указатели уровня воды и устройство
с сигналом, свидетельствующим об окончании их заполнения.
С целью предупреждения возможного вторичного бактериального
загрязнения воды в системе водоснабжения вагона должна быть пре
дусмотрена установка обеззараживающих устройств.
Резервуары, трубопроводы должны иметь теплоизоляцию для пре
дохранения от замерзания в них воды после выключения отопления при
температуре наружного воздуха –10 °С в течение 12 ч.
Объем резервуаров должен обеспечить подачу не менее 25 л холодной
и горячей воды в расчете на каждое место в спальном пассажирском
вагоне и не менее 10 л — на одно место в вагоне с креслами для сиде
ния. В тех вагонах, где предусмотрены душевые установки, объем пода
ваемой воды должен быть не менее 30 л на одно место.
С учетом этих требований в современных пассажирских вагонах си
стема водоснабжения имеет следующие параметры:
Общий объем воды в системе, л ................................................................... 1030
Вместимость большого бака, л ...................................................................... 850
Вместимость малого бака и бойлера соответственно, л ......................... 80 и 75
Объем воды в трубопроводах, л ....................................................................... 25
Движение воды в системе ................................................................. самотечное

Работа системы (рис. 11.27) заключается в следующем. Вода из во
доразборной колонки на станционных путях через наливные трубы 5 с
соединительными головками поступает в бак 4, а из него во все трубо
проводы и другие емкости, в том числе в малый бак 1. По мере необхо
димости производится разбор ее пассажирами и слив под вагон. В ваго
нах с экологически чистым туалетом слив воды происходит в бакина
копители, которые расположены на консольных частях рамы.
601

Рис. 11.27. Схема системы водоснабжения пассажирского вагона

Вода для нужд горячего водоснабжения предварительно нагревается
в бойлере 2 путем топки плиты или нагрева ее от змеевика, подключен
ного к котлу системы отопления, либо с помощью электрических те
нов. Для нужд питьевого водоснабжения используют воду, полученную
в кипятильнике 3, которая поступает в промежуточный 8 и основной 7
баки горячей кипяченой воды. Она охлаждается с помощью водоохла
дителя 6. Кроме того, в системе питьевого водоснабжения применен
обеззараживатель воды или специальная система ее подготовки, что
позволяет использовать для питья сырую воду.
Системы вентиляции и кондиционирования воздуха пассажирского ва0
гона предназначены для обеспечения подачи свежего воздуха в вагон и
создания нормальных санитарногигиенических условий пребывания
пассажиров и обслуживающего персонала. Согласно Санитарным нор
мам система вентиляции и кондиционирования вагонов должна отве
чать следующим требованиям.
Система вентиляции должна быть рассчитана на непрерывную ра
боту для обеспечения подачи наружного воздуха летом не менее 20 м3/ч
и зимой не менее 10 м3/ч на каждое место в вагоне. При этом объемная
концентрация двуокиси углерода в купе не должна превышать 0,1 %.
В зависимости от наружной температуры на каждое место должна
обеспечиваться подача воздуха не менее, м3/ч:
10 — при температуре наружного воздуха ниже –20 °С ;
15 — при температуре наружного воздуха от –20 до –5 °С ;
20 — при температуре наружного воздуха от –5 до +26 °С ;
25 — при температуре наружного воздуха выше +26 °С .
602

Скорость движения воздуха в местах нахождения пассажиров не дол
жна превышать в зимний период 0,2 м/с, а при работе кондиционера в
летний период — 0,25 м/с. В вагонах без кондиционирования воздуха в
летний период допускается скорость движения воздуха 0,4 м/с.
Подаваемый в вагоны воздух должен быть очищен с помощью филь
тров. Запыленность подаваемого воздуха после его очистки не должна
превышать 0,5 мг/м3.
Система кондиционирования воздуха должна обеспечивать равно
мерное охлаждения вагона. В вагонах «люкс» и первого класса устанав
ливается оборудование, обеспечивающее индивидуальное регулирова
ние микроклимата в каждом купе в диапазоне от +18 до +28 °С с шагом
не более 1 °С. Температура подаваемого в вагон воздуха при его охлаж
дении не должна быть ниже +16 °С.
Объем рециркуляционного воздуха должен составлять не более 30 %,
при этом обязательно наличие обеззараживателей воздуха.
Относительная влажность воздуха в вагонах 1го класса должна со
ставлять 40—60 %, в вагонах 2го и 3го классов — 30—70 %.
С учетом данных требований система вентиляции и кондициониро
вания используется в вагоне для поддержания определенного микро
климата как в теплое время года, так и в холодные периоды.
Система вентиляции вагона (рис. 11.28) имеет заборные жалюзи 1,
инерционные и сетчатый фильтры 2, вентилятор 3, диффузор 4, возду
хонагреватель 5, конфузор 6, воздуховод 7, вентиляционные решетки и
дефлекторы, противопожарную заслонку. Принцип работы системы
следующий. Наружный воздух засасывается с двух сторон вагона вен
тилятором через заборные решетки и фильтры, а затем через диффузор,
калорифер и конфузор нагнетается в воздуховод.
Из воздуховода воздух через вентиляционные решетки подается во
все помещения вагона (рис. 11.29). Отработанный воздух удаляется че
рез дефлекторы, установленные на крыше в зоне туалетов, коридора и
тамбура нетормозного конца, а также в зоне служебного купе и коридо
ра тормозного конца вагона.
Система кондиционирования воздуха включает в себя подкрышевой
кондиционер, расположенный над потолком тамбура тормозного кон
ца вагона, систему воздуховодов и дефлекторы.
На вагонах последней модификации монтируется установка УКВ
31, обеспечивающая создание и автоматическое поддержание требуе
мой температуры внутри вагона (рис. 11.30). Габаритные размеры уста
новки 2160×1700×590 мм, масса 760 кг. Она работоспособна при скоро
стях движения вагонов от 0 до 220 км/ч и температуре наружного воздуха
603

Рис. 11.28. Схема установки узлов системы вентиляции

Рис. 11.29. Схема вентиляции помещений вагона

от +45 до +15 °С в режиме охлаждения и от +15 до –50 °С при работе в
режиме вентиляции и отопления.
Установка представляет собой подвесной горизонтальный кондици
онер с рециркуляцией и состоит из парокомпрессионной холодильной
машины, воздухонагревателей и вентиляционного оборудования.
604

Рис. 11.30. Компоновочная схема установки кондиционера:
1 — электрические воздухонагреватели; 2 — конденсатор; 3 — осевой вентиля
тор; 4 — компрессор; 5 — выход воздуха в атмосферу после охлаждения в конден
саторе; 6 — вход свежего (наружного) воздуха, поступающего на воздухоохлади
тель (воздухонагреватель); 7 — вход рециркуляционного (внутреннего) воздуха;
8 — фильтрующие ячейки; 9 — воздухоохладитель; 10 — водяные воздухонагре
ватели; 11 — центробежный вентилятор; 12 — выход горячей воды из водяного
воздухонагревателя; 13 — подача горячей воды в водяной нагреватель

В качестве холодильного реагента в машине используется хладон
R134a (фреон R134a) — озонобезопасное, нетоксичное, не воспламеня
ющееся индивидуальное химическое соединение.
В процессе эксплуатации установка работает в режимах:
– охлаждения воздуха внутри вагона;
– вентиляции внутреннего пространства вагона;
– подогрева воздуха внутри вагона (отопления).
При работе в режиме охлаждения задействованы холодильная ма
шина и вентиляционное оборудование. Водяные и электрические воз
духонагреватели отключены.
605

При включении холодильной машины под действием разряжения,
создаваемого центробежным вентилятором 11, в установку через отвер
стия воздухоприемников внутреннего воздуха поступает рециркулиру
ющий воздух из вагона по системе рециркуляционных воздуховодов.
Одновременно через отверстия воздухоприемников всасывается наруж
ный воздух, расход которого регулируется специальными воздушными
клапанами с электроприводом. В камерах смешения потоки наружного
и внутреннего воздуха перемешиваются и через фильтрующие ячейки 8
образовавшийся поток поступает в воздухоохладители 9. Внутрь вагона
воздух нагнетается вентилятором 11 через отверстие воздухораспреде
лителя с использованием воздуховода.
Воздуховод сечением 1000×250 мм размещен по центру вагона за по
толком, изготовлен из оцинкованной стали толщиной 0,6 мм и обеспе
чивает подачу воздуха в каждое купе через потолочные отверстия.
Производительность вентиляционной установки — 4000 м3/ч, из них
наружного воздуха — не менее 1000 м3/ч летом и 800 м3/ч — зимой, ос
тальной объем воздуха поступает от рециркуляции.
В воздуховоде над служебным отделением установлена противопо
жарная заслонка, предназначенная для автоматического перекрытия
воздуховода с целью предотвращения распространения пламени в слу
чае пожара. Нормальное положение заслонки — открытое. При пожа
ре, в случае повышения температуры воздуха выше 80—100 °С, плавкая
вставка разрушается, рычаг механизма удержания освобождает заслон
ку, которая под действием пружины перекрывает воздуховод.
Система освещения пассажирского вагона предназначена для освещения
всех внутренних помещений вагона в нормальном и аварийном режимах и
световой сигнализации. В соответствии с санитарными нормами к осве
щенности помещений вагона предъявляют следующие требования:
– искусственное освещение вагона должно обеспечивать хорошую
освещенность помещений вагона, не создавать отраженной блесткости и
резких контрастов. Для искусственного освещения должны быть исполь
зованы люминесцентные лампы, близкие по спектру к дневному свету;
– параметры искусственной (общей) освещенности должны быть
следующие: поверхность столиков в купе, в вагонах с местами для сиде
ния — 150; коридор, проход — 50; пульт управления в служебном купе
— 100; тамбур –30; туалет — 100; пол в туалете — 50 люкс;
– в купе пассажирских вагонов должно быть предусмотрено ночное
освещение синего цвета, которое включается по желанию пассажиров;
– на всех вагонах должно быть предусмотрено аварийное освещение
для эвакуации людей с освещенностью на полу не менее 11 люкс.
606

Для достижения указанных требований на вагонах устанавливают
светильники люминесцентного освещения с лампами накаливания.
Люминесцентные светильники с двумя лампами мощностью 20 Вт каж
дая устанавливаются во всех помещениях вагона, кроме туалетов, там
буров и котельного отделения.
Над каждым спальным местом установлен светильник софит для чте
ния с индивидуальным выключателем с лампочкой накаливания мощ
ностью 15 Вт.
Цепи освещения питаются стабилизированным напряжением 50 или
110 В от подвагонного генератора или аккумуляторной батареи.
Светильники с лампами накаливания мощностью 40 Вт установле
ны в тамбуре в зоне входных дверей и туалетах. В служебном отделении
над мойкой установлен светильник мощностью 15 Вт, в котельном над
входом — светильник герметического исполнения с лампой накалива
ния мощностью 25 Вт.
Для освещения переходных площадок установлены светильники с за
щитной решеткой, которые сблокированы с сигнальным фонарем. В за
висимости от местонахождения вагона в составе поезда (последний или
промежуточный) включаются сигнальные фонари или освещение пе
реходных площадок.
На торцевых стенах вагона установлены сигнальные фонари в ме
таллическом корпусе со съемными линзами и лампами накаливания
мощностью 40 Вт. Для защиты от угольной пыли сигнальные фонари
тормозного конца вагона помещены внутрь специальных коробок,
створки которых уплотнены резиновыми прокладками и запираются на
трехгранный ключ.
Схема расположения светильников в вагоне показана на рис. 11.31.
Питание цепей освещения обеспечивается включением автоматичес
ких выключателей на пульте управления. Светильники купе пассажи

Рис. 11.31. Схема расположения светильников в вагоне:
— светильники с лампами накаливания;
— софиты;
— светиль
ники люминесцентные

607

ров и купе проводников имеют и индивидуальные выключатели. В ава
рийном режиме и при питании от соседнего вагона включаются только
светильники с лампами накаливания и люминесцентные светильники.

11.6. Пассажирские вагоны нового поколения
ОАО «Тверской вагоностроительный завод» в ближайшее время должен
быть освоен выпуск в большом количестве купейных пассажирских вагонов
нового поколения [46] с повышенной комфортностью с применением:
– новой системы кондиционирования воздуха с использованием эко
логически чистых хладоносителей;
– новой системы отопления с экологической регенерацией воды;
– экологически чистых туалетов, работающих по замкнутой системе;
– новых огнестойких материалов;
– новых систем противопожарного контроля и тушения огня;
– новых систем сервисного обслуживания пассажиров;
– нержавеющих материалов и антикоррозийных покрытий кузова.
Вагоны должны быть рассчитаны на максимальную скорость дви
жения 200—250 км/ч, иметь централизованное энергоснабжение, кон
диционирование, центральную систему диагностики и телеуправления.
Пассажирские вагоны безрамной конструкции нового поколения для
пассажирских поездов с локомотивной тягой имеют внешне привлека
тельный вид, более совершенную аэродинамику, удобный и уютный
интерьер, тамбуры и коридор, приспособленные для проезда тележек и
инвалидных колясок. Микроклимат в купе регулируется кондиционе
ром с тепловым насосом. В вагоне установлены радиотелефоны и ви
деотехника. Для внутренней отделки кузова применены негорючие или
трудно возгараемые нетоксичные и антивандальные материалы. Вагон
имеет никелькадмиевые аккумуляторные батареи и статические пре
образователи электроэнергии на новой элементной базе. Масса тары
вагона значительно уменьшена, несущие конструкции высокопрочные,
антикоррозийные, долговечные и износостойкие.
В соответствии с программами [62, 63] с 2001 по 2010 гг. планирова
лось построить следующее количество пассажирских вагонов нового по
коления: 116 скоростных, 5982 купейных и спальных вагонов (СВ) с кон
диционированием воздуха, 1742 плацкартных, 2240 специального и под
собного назначения. Все новые вагоны имеют безлюлечные тележки
массой 7100—7200 кг, с базой 2,5 м, с раздельными вертикальными и
поперечными горизонтальными гидравлическими гасителями колеба
ний, поводковой связью колесных пар с рамой тележки, с дисковыми и
608

магниторельсовыми тормозами, обеспечивающими тормозной путь
1300—1350 м при экстренном торможении с максимальной скоростью
движения 200 км/ч. Вагоны имеют также жесткую автосцепку с автома
тическим соединением тормозных магистралей и межвагонной элект
ропроводки. В пассажирских вагонах нового поколения и вагонах, про
шедших капитальновосстановительный ремонт, имеется централизо
ванное электроснабжение и высоковольтное электрическое отопление.
Преимущественно применяется унифицированная система электричес
кого отопления с жидким теплоносителем. Основу энергетического обо
рудования, обеспечивающего требуемый микроклимат в вагоне, состав
ляет реверсивный кондиционер, охлаждающий в летнее время, а в зим
нее время подогревающий вентиляционный воздух, поступающий в вагон,
или компрессионный кондиционер, работающий на экологически чис
том фреоне. Кроме того, в перспективе будет сделана ориентация на при
менение комбинированной фреоновой установки и термоэлектрической
установки (термоэлектрические кондиционеры), обладающей высокой
степенью надежности в эксплуатации. Термоэлектрические кондицио
неры в первую очередь должны устанавливаться в качестве индивиду
альных доводчиков температуры воздуха в купе по желанию пассажира.
Основные характеристики серийных и перспективных пассажирс
ких вагонов нового поколения приведены в табл. 11.4, а типы перспек
тивных вагонов нового поколения и их оснащение — в табл. 11.5.
Таблица 11.4
Основные характеристики серийных и перспективных пассажирских
вагонов нового поколения
Характеристика вагона

Серийный вагон

Перспективный вагон

Масса тары, т

56

48

Конструкционная скорость
движения, км/ч

160

200

1-ВМ

1-ВМ

Плавность хода на железнодорожном пути хорошего состояния, не более

3,2

2,7

Коэффициент теплопередачи
кузова, Вт/м2 °С

1,0

0,75

Углеродистая сталь

Нержавеющая сталь или
алюминиевые сплавы

1,53

1,33

Габарит подвижного состава

Материал кузова
Масса тары на одно пассажирское место, т

609

Окончание табл. 11.4
Характеристика вагона

Серийный вагон

Перспективный вагон

Система энергоснабжения

Автономная от под- Централизованная от поездвагонного генерато- ной магистрали напряженира
ем 3000 В

Установка кондиционирования

Компрессорная,
фреоновый агрегат

Комбинированная фреоновая
термоэлектрическая установка с регулированием
микроклимата в купе

Система отопления

Комбинированная,
теплоноситель —
вода

Комбинированная с жидким
незамерзающим теплоносителем

Система управления и диагно- Отдельные элементы Централизованная с передастики
(СКНБ, пожарная
чей данных по поездной сети
сигнализация) сети
Туалет
Трудоемкость обслуживания,
чел. час/100 тыс. км пробега
Интервал между ТО-3
Срок службы, лет

Открытый

Замкнутого типа

31,5

20

150 тыс. км (6 мес.)
28

300 тыс. км
20 — без капитального ремонта
40 — с одним капитальным
ремонтом

Таблица 11.5
Типы перспективных пассажирских вагонов нового поколения
и их оснащение
Тип вагона
Обозначение Наименование

Основные особенности устройства и оснащения

СВ

Спальный
1-го класса

2-местные купе с радиоприемником, телефоном,
автономным управлением отоплением, вентиляцией
(кондиционированием) и освещением, минибаром и
сейфом, в вагоне два туалета с душем

КСП

Спальный
2-го класса

4-местные купе с радиоприемником, автономным
управлением отоплением, вентиляцией (кондиционированием) и освещением, в вагоне два туалета с
душем, общие телефон и минибар-автомат

КСД-4/2

С местами для 4- или 2-местные купе с регулируемыми креслами,
сидения
освещение вагона по типу СВ, имеется купе для
инвалидов

610

Окончание табл. 11.5
Тип вагона
Обозначение Наименование

Основные особенности устройства и оснащения

ОСП

Со спальными Вагон по типу существующего плацкартного с
местами 3-го улучшенной планировкой, с кондиционированием и
класса
повышенными удобствами для пассажиров

КСД 6

С местами для 6-местные купе с регулируемыми креслами, оснасидения 2-го щенность по типу вагона КСП, а часть вагонов имекласса
ет купе для инвалидов

ОСК

С местами для Вагон с общим салоном и с индивидуально регулисидения 3-го руемыми креслами для сидения, радиотрансляция с
класса
местным управлением, централизованное управление отоплением, вентиляция и общее освещение,
два туалета, умывальник, минибар-автомат

ОСД

С местами для Вагон с общим салоном, 2-3-местными диванами
сидения, 4-го для сидения, накопительными площадками, широкласса
кими входными дверями с автоматическим управлением отоплением, вентиляцией и освещением,
возможна 2-этажная модификация для местных и
пригородных перевозок

ВР

Вагонресторан

С системой обслуживания на основе использования
фасованных блюд и одноразовой посуды (без заготовительных процессов)

ВК

Вагон-клуб

Для обслуживания пассажиров с залом для телевидео просмотра на 30—40 мест, баром-буфетом,
телефоном, туалетом, купе для обслуживающего
персонала

ВБ

Вагон-буфет

Вагон-микст на базе вагона КСД-6, в котором вместо 3-х купе размещен бар-буфет на 15—20 мест

ГПБ

Грузопочтовобагажный

С помещениями для перевозки багажа, малых партий срочных грузов и почты, с дополнительными
дверными проемами и специальным оборудованием, с купе для обслуживающего персонала

11.7. Пластинчато0стержневые расчетные схемы кузовов
При проектировании кузова вагона необходимо обеспечить его дос
таточную прочность и запас устойчивости элементов конструкции.
«Нормы» [25] устанавливают методы расчета на прочность и устойчи
вость несущих конструкций кузовов пассажирских вагонов, регламен
тируют расчетные нагрузки и расчетные режимы. Расчет кузова как еди
611

ной статически неопределимой системы проводят методами строительной
механики с применением ЭВМ. При этом рекомендуется использовать
метод конечных элементов (МКЭ) [38] как наиболее универсальный и по
зволяющий в значительной степени автоматизировать расчеты.
В «Нормах» приводятся исчерпывающие данные о методах оценки
устойчивости несущих элементов кузовов, включая сжатые стержневые
подкрепления, тонкие плоские и подкрепленные пластины и цилинд
рические оболочки, плоские многослойные панели типа «сэндвич».
Относительно расчетных схем кузовов пассажирских вагонов, исполь
зуемых для прочностных расчетов, даются общие рекомендации. Они
сводятся к тому, что приближенные расчеты следует проводить с помо
щью плоских расчетных схем, а уточненные — на базе пространствен
ных расчетных схем кузовов. Ниже приводятся одни из возможных ва
риантов таких схем МКЭ. Их применимость для практических расчетов
кузовов пассажирских вагонов исследована на ряде примеров и прове
рена экспериментально.
Плоская расчетная схема МКЭ кузова пассажирского вагона. При рас
чете кузовов пассажирских вагонов на нагрузки, симметричные отно
сительно вертикальной продольной плоскости, широкое применение
нашли плоские стержневые расчетные схемы, ориентированные на ме
тод сил (плоская безраскосная ферма, плоская рама). Обоснование та
ких схем, их описание изложено в работах Е.Н. Никольского. «Нормы»
[25] рекомендуют использовать эти схемы для предварительных расче
тов кузовов пассажирских вагонов. Практическое применение указан
ных схем показывает, что они обеспечивают удовлетворительные резуль
таты для интегральных характеристик внутренних усилий (нормальная
и поперечная силы, изгибающий момент) по сечениям кузова. Однако
их возможности при расчете напряжений по сечениям поясов кузова и
междуоконных простенков ограничены.
В рамках плоской схемы уточнение напряженного состояния меж
дуоконного простенка может быть получено на основе расчетной моде
ли, образованной стойками, поясами и прямоугольной панелью обшив
ки. Плоская пластинчатостержневая расчетная схема МКЭ кузова пас
сажирского вагона построена для 1/4 его части кузова (рис. 11.32).
Стержневые элементы 2—16 заменяют подоконный пояс, элементы 18—
31 — надоконный пояс кузова. Через абсолютно жесткие консоли они
соединены в узлах 3—10, 12—31 с прямоугольными ортотропными пла
стинками, имитирующими обшивку простенков, и со стержнями 33—
46, заменяющими стойки простенков на высоте окна. Высота жестких
консолей равна расстояниям от центров тяжестей поясов кузова до го
612

Рис. 11.32. Плоская пластинчатостержневая расчетная схема 1/4 части кузова
пассажирского вагона

ризонтальных кромок окон. Элементы 1, 17, 32 моделируют части кузо
ва в зоне дверного проема.
Расчетные поперечные сечения стержней, моделирующих пояса ку
зова, должны формироваться с учетом редуцирования тонкой обшивки
на основе рекомендаций «Норм». В сечение стержня, заменяющего стой
ку простенка, необходимо, кроме самой стойки, включать часть обшивки
с отбуртовкой по контуру оконного выреза.
Вертикальная нагрузка, равная брутто кузова, приводится к узловым
силам Pi по подоконному поясу. Продольные растягивающие или сжима
ющие силы N, действующие по оси автосцепки, прикладывают соответ
ственно к узлам 1 или 3 схемы вместе с присоединенными моментами MN.
Поскольку схема позволяет учесть деформации элементов только в
плоскости X′O′Y′, во все узлы (цифры в кружочках) введены дополни
тельно по три связи, устраняющие линейные перемещения по направ
лению оси O′Z′, угловые перемещения вокруг осей, параллельных осям
О′Х′ и О′Y′. Эти связи, а также связи в узлах 32, 33 по оси симметрии и
вертикальная связь в узле 11 по оси шкворневой балки обеспечивают
неподвижность системы в пространстве как твердого тела.
Число степеней свободы системы (см. рис. 11.32) составляет 94, ши
рина ленты глобальной матрицы жесткости — 18.
613

Такая расчетная схема, кроме приближенных расчетов напряженно
деформированного состояния кузова, дает возможность определить уси
лия взаимодействия поясов кузова с межоконными простенками. Эти
усилия могут быть использованы при выделении поясов из системы ку
зова и последующего их расчета на основе детализированных расчет
ных схем МКЭ.
Пространственная расчетная схема МКЭ кузова пассажирского ваго0
на. В «Нормах» отмечено, что расчетная схема кузова пассажирского
вагона должна по возможности наиболее точно соответствовать дей
ствительному исполнению и характеру работы конструкции, представ
лять единую пространственную систему в виде схемы МКЭ.
Применение МКЭ позволяет при определенных ограничениях по
строить расчетную схему расширенной структуры, моделирующую раз
личные несущие конструкции кузовов пассажирских вагонов. В частно
сти, для кузовов пассажирских вагонов, несущая конструкция которых
представляет замкнутую тонколистовую оболочку с вырезами с постоян
ным по длине очертанием поперечного контура, может быть построена
расширенная расчетная схема МКЭ, применимая для расчета кузова пас
сажирского вагона традиционной конструкции, вагона с трансформиру
емым купе (кузов с двумя оконными поясами на боковой стене), вагона
с аварийными дверными вырезами на боковых стенах и др.
Исследования отечественных и зарубежных авторов показывают, что
для оценки общего напряженнодеформированного состояния кузовов
вагонов типа тонкостенных подкрепленных оболочек с вырезами сетку
конечных элементов схемы МКЭ с достаточной степенью детализации
целесообразно совместить с основными подкрепляющими элементами
кузова (балки рамы, стойки, дуги, обвязки и другие продольные эле
менты). Поскольку кузова пассажирских вагонов, строго говоря, не яв
ляются симметричными относительно средней вертикальной попереч
ной плоскости и некоторые эксплуатационные нагрузки, например од
носторонний удар в автосцепку, также несимметричны относительно
указанной плоскости, то целесообразно типовую расширенную схему
составить для кузова на всей его длине. Что касается некоторой несим
метрии кузова относительно средней вертикальной продольной плос
кости в концевых частях, то, как показывает анализ, влияние этой не
симметрии на распределение напряжений в оболочке кузова с противо
положной относительно вертикальной продольной плоскости стороны
незначительно. В связи с этим для упрощения расчетной схемы можно
рассматривать часть кузова, расположенную по одну сторону от сред
ней вертикальной продольной плоскости, как симметричную.
614

С учетом изложенного на рис. 11.33 построена типовая расчетная
схема МКЭ кузова пассажирского вагона для 1/2 его части, располо
женной по одну сторону от вертикальной продольной плоскости (со сто
роны купе проводников). При необходимости эта схема может быть
модифицирована для части кузова, расположенной с противоположной
стороны.
В узлах схемы по плоскости выделения введены симметричные свя
зи из предположения, что действующие на кузов нагрузки симметрич
ны относительно этой плоскости. При расчете кузова на действие скру
чивающих нагрузок в указанных узлах необходимо ввести антисиммет
ричные связи. Вертикальное опирание кузова на тележки моделируется
вертикальными связями в узлах, совпадающих с осями скользунов на
шкворневых балках рамы. Закрепление схемы от линейных перемеще
ний в направлении оси О′Х′ обеспечивается продольной связью в узле,
совпадающем с плоскостью передних упоров одного из концов рамы
при действии на другом конце продольной растягивающей силы по оси
автосцепки. В результате перечисленные связи обеспечивают неподвиж
ность в пространстве расчетной схемы МКЭ кузова как твердого тела.
В соответствии с реальной структурой несущей конструкции кузова
схема учитывает то обстоятельство, что стойки, поперечные балки рамы,
дуги крыши могут составлять шпангоутные рамки или могут находиться
в разных поперечных сечениях кузова. Оси этих элементов обуславлива
ют положение линий сетки конечных элементов в поперечном направле
нии. В продольном направлении линии, образующие сетку конечных эле

Рис. 11.33. Расширенная расчетная схема метода конечных элементов кузова
пассажирского вагона

615

ментов, совпадают с основными продольными подкрепляющими элемен
тами (хребтовая балка, обвязки, подоконный и надоконные гофры и др.),
а также с некоторыми вспомогательными подкреплениями (окантовка
люков крыши, поперечные подкрепления торцовой стены и др.).
С целью расширения в схеме на раме предусмотрены дополнитель
ные элементы, моделирующие раскосы, продольные подкрепления, со
впадающие с осями буферных устройств, вариант конструкции концевой
части для выхода на высокие платформы. Совмещение оси хребтовой
балки с продольной осью кузова позволяет учесть переменность сечений
хребтовой балки по длине (в том числе составленной из разных профи
лей), а также отсутствие ее на длине базы вагона. Разделение поперечных
балок на три части по половине ширины кузова дает возможность наибо
лее полной аппроксимации переменности сечения ряда балок и учета
местных узловых нагрузок от оборудования, закрепленного на раме.
Схема в области боковой стены предусматривает нерегулярное рас
положение окон в концевых частях кузова. Исключением части элемен
тов в подоконной зоне можно смоделировать вариант аварийных выре
зов на боковой стене, высота которых равна расстоянию от верхней про
дольной кромки окон до обвязки рамы. Для учета второго (верхнего)
пояса оконных вырезов достаточно из схемы исключить соответствую
щие прямоугольные пластинки над основными оконными вырезами, а
сечение стержня, имитирующего надоконный гофр, заменить на сече
ние среднего (межоконного) пояса боковой стены кузова.
В схеме в концевых частях крыши предусмотрены отверстия для лю
ков, окантованные по поперечным кромкам соответствующими дуга
ми, а по продольным — продольными стержневыми подкреплениями.
Торцовые стены кузова в схеме моделируются сочетанием пластин и
стержней, соответствующих противоударным главным и угловым стой
кам, поперечным горизонтальным подкреплениям по верхней кромке
двери и по линии соединения с фрамугой крыши.
Обшивка рамы, боковых и торцовых стен, крыши представляется
прямоугольными и треугольными плоскими пластинами, ортотропны
ми для гофрированных участков.
Все подкрепления набора, эксцентрично присоединенные к обшив
ке, моделируются стержнями с абсолютно жесткими консолями на кон
цах, соответствующими величинам эксцентриситетов.
Внешние нагрузки в виде сосредоточенных сил прикладываются в
узлах расчетной схемы. На рис. 11.33 вертикальные нагрузки Рбi, Рхрi
приложены по узлам рамы вдоль обвязки и хребтовой балки, а Рпрi —
только в узлах по поперечным балкам. Продольные нагрузки растяже
616

ниясжатия по осям автосцепок прикладываются в узлах на продоль
ной оси рамы в зонах передних или задних упоров, при этом с учетом
эксцентричного расположения узлов рамы относительно оси автосце
пок к продольной силе N добавляется присоединенный момент MN.
С учетом принятой сетки конечных элементов рассматриваемая рас
четная схема 1/2 части кузова пассажирского вагона традиционной кон
струкции длиной по раме 23,6 м при симметричном нагружении будет
иметь число степеней свободы около 3700.
Рассмотренная расчетная схема МКЭ построена для 1/2 части кузо
ва из предположения несимметричности конструкции относительно
средней вертикальной поперечной плоскости, что в основном опреде
ляется концевыми частями кузова. Однако на основе принципа Сен
Венана можно полагать, что влияние конструкции одной концевой ча
сти на распределение напряжений в противоположной концевой части
кузова практически отсутствует. Это позволяет для случая симметрич
ного или антисимметричного приложения нагрузок по длине кузова
расчетную схему МКЭ ограничить для 1/4 симметричной части конст
рукции, что уменьшит число степеней свободы системы примерно вдвое.

11.8. Расчет напряженного состояния кузова пассажирского
вагона с использованием модели трехслойной балки
Рассмотрим вариант упрощенного расчета напряженнодеформиро
ванного состояния кузовов пассажирских вагонов.
Суть его в том, что рассматривается приближенный расчет кузова
пассажирского вагона по балочной схеме с уточнением напряженного
состояния, связанного с учетом влияния оконных и дверных вырезов и
деформаций межоконных простенков. Такой уточненный расчет мож
но выполнить в рамках исходной балочной схемы, если рассматривать
кузов как трехслойную балку с двумя основными несущими слоями,
работающими на изгиб в вертикальной плоскости симметрии и растя
жениесжатие, и средним слоем, обладающим конечной сдвиговой же
сткостью. Последняя определяется как отношение осредненных реак
ций стержневых элементов и обшивки простенков на единичные пере
мещения, перпендикулярные оси стержней, подкрепляющих листы
панелей обшивки.
Расчетная схема такой балки показана на рис. 11.34. Она приемлема
для схемы:
– нагружения при сжатии продольными силами;
– нагружения при растяжении продольными силами;
617

– приложения сил при несов
падении осей сечений хвостовиков
автосцепок и хребтовой балки;
– нагружения вертикальны
ми нагрузками;
– нагружения в случае одно
стороннего удара;
– нагружения в случае одно
Рис. 11.34. Расчетная схема кузова из двух по
стороннего
рывка.
ясов со стержневыми связями между ними:
А вывод формул реализован
2L — длина рамы вагона; 2l — база вагона;
q — интенсивность внешней нагрузки (вер применительно к схеме нагру
тикальной); h — высота простенка; Q — жения:
продольные усилия, передающиеся на
– при сжатии продольными
раму кузова от ударнотяговых устройств; силами;
а — эксцентриситет приложения продоль
– при растяжении продоль
ных сил относительно центральной оси
ными
силами;
сечений нижней балки
– вертикальными нагрузками.
На рис. 11.35 приведена расчетная схема простенка, который представ
лен пластиной, окаймленной по вертикальным кромкам стержнями.
Реакцию одного стержня rст на перемещение W = 1 можно найти по
известной формуле:
rст =

12E ст J ст
h3

,

(11.1)

где Eст — модуль упругости стержней простенка;
Jcт — момент инерции стержня простенка при их изгибе в плоскости боко
вой стены кузова;
h — высота простенка.

Влияние обшивки межоконного простенка можно определить, рас
считав реакции в точках 1 и 2 при единичном смещении верхнего пояса:

rпл =

Рис. 11.35. Расчетная схема простенка

618

E δ  1 − µb 2
1 +
3(1 − µ) 
2h 2


, (11.2)



где Е — модуль упругости матери
ала обшивки;
µ — коэффициент Пуассона;
b — ширина простенка.

Значение rпл определено для
обшивки простенка как плос
кого четырехточечного конеч
ного прямоугольного элемента,
работающего в условиях плос
кой деформации, при линей
ной аппроксимации перемеще
ний.
Рис. 11.36. Расчетная схема кузова вагона
Трансформировав расчет как трехслойного стержня с непрерывным
ную схему (рис. 11.34) в схему, внутренним слоем, работающим на сдвиг
представленную на рис. 11.36,
введем понятие сдвиговой жесткости среднего слоя k, которая опреде
ляется (учитывая регулярность расположения простенков) как отноше
ние суммарной жесткости на сдвиг всех простенков к длине кузова ва
гона по раме 2L:

∑ rст + ∑ 2rпл

k= n

m

2L

,

(11.3)

где n — число стержней, подкрепляющих обшивку межоконных простенков;
т — число пластин межоконных простенков.

Наделим верхний слой трехслойного стержня жесткостями на изгиб
и растяжение EвJв и EвFв, рассматривая его как стержневой элемент,
сечение которого образовано крышей кузова и примыкающими к ней
двумя надоконными поясами (рис. 11.37). Здесь Е — модуль упругости
материала подкрепляющих стержней, обшивки крыши и верхних надо
конных поясов; Jв — приведенный момент инерции сечения при изгибе
относительно оси; Fв — площадь этого поперечного сечения.
Соответственно пусть EнJн и EнFн — жесткости на изгиб и растяжение
нижнего слоя — продольного стержневого элемента, образованного об
шивкой подоконных поясов, пола,
продольными подкрепляющими эле
ментами и элементами рамы (рис.
11.38).
В любом сечении стержня, пред
ставленного на рис. 11.37 и 11.38, бу
дут возникать усилия (рис. 11.39).
Напряжения растяжениясжатия
Рис. 11.37. Расчетная схема
от внецентренно приложенной силы
(условная) сечения верхнего пояса
619

Q определяются как отношение этой
силы к суммарной площади попереч
ного сечения поясов: Мв, Мн — изги
бающий момент соответственно в
верхнем и нижнем слоях; N — само
уравновешенная продольная сила,
обусловленная наличием среднего
слоя; Мр — изгибающий момент от
Рис. 11.38. Расчетная схема
внешней
нагрузки; Н — расстояние
(условная) сечения нижнего пояса
между центральными осями сечений
верхнего у1 и нижнего у2 слоев (Н = h + h1+h2, см. рис. 11.37 и 11.38).
Изгибающий момент от внешней нагрузки должен уравновешиваться
моментами в верхнем и нижнем слоях и моментом от самоуравновешен
ной силы:
Мв+Мн+NН = Мр.

(11.4)

Примем допущения, что средний слой несжимаем и не имеет же
сткости на изгиб относительно оси у, что нормали к осям верхнего и
нижнего слоев в одном и том же сечении при изгибе поворачиваются на
один и тот же угол (нормаль общая), существенно меньше ρв и ρн (см.
рис. 11.40), где ρв, ρн — радиусы кривизны осей верхнего и нижнего
слоев при их изгибе. Тогда, учитывая известную формулу М = EJ/r и
приближенное равенство ρв = ρн, можно записать:
Мв
Ев J в

=

Мн
Ен J н

.

(11.5)

Рис. 11.39. Схема распределения усилий по поясам:
d — расстояние от линии действия силы Q до центральной оси суммарного
сечения

620

Рис. 11.40. Схема искривленного
элемента трехслойной балки

Рис. 11.41. Схема сил,
приложенных к элементу dx

Кроме того, из условий равновесия бесконечно малого элемента
любого пояса dx (см. рис. 11.36, 11.39 и 11.41) имеем:
&tdx + dN = 0

(11.6)

или
t=

dN
.
dx

(11.7)

Плотность энергии деформации (элемента трехслойного стержня
единичной длины):
2
M н2
1 M
N2
N2
t2 
+
+
+ .
U0 =  в +
2  E в J в E н J н E в Fв E н Fн k 



(11.8)

Из условия, представленного формулой (11.5), следует, что:

М в2

+

Ев J в

М н2
Ен J н

(М в + Мн )
=

2

Ев J в + Ен J н

,

(11.9)

а из условия (11.4)
Мв + Мн = Мр – NH.

(11.10)

Тогда с учетом соотношений (11.7), (11.9) и (11.10) формула (11.8)
примет вид:
2

 dN  

2
2
 dx  
E в Fв + E н Fн N
1  (М − NН )
 .
U0 =  Р
+
+

2 Eв J в + Eн J н
E в Fв E н Fн
k





(

)

(11.11)

621

Воспользовавшись принципом Кастильяно (из всех статически воз
можных систем в действительности имеет место та, которая обеспечивает
минимум дополнительной энергии деформации) и уравнением Эйлера
вариационной задачи

d  ∂U 0
−

∂N d x  ∂N
∂
 ∂x

∂U 0



 = 0,




(11.12)

получим дифференциальное уравнение для определения усилия N

d2N
dx 2

− r 2 N = −sM Р ,

(11.13)

где

r2 = k

H 2 + αβ
kH
; s=
;
α
α

α = Eв J в + Eн J н ; β =

E в Fв + E н Fн
E в Fв ⋅ E н Fн

.

Алгоритм решения уравнения (11.13) методом непосредственного
определения произвольных интегрирования из граничных условий.
Учитывая, что при 0 ≤ х ≤ nк момент МР моделируется выражением
МР =

q 2
x − Qd ,
2

решение уравнения (11.13) на этом участке примет вид:

N = C1e rx + C2e −rx +

sq
2r

2

x2 +

sq
r

4

−

Qsd
r2

.

(11.14)

А при моделировании момента МР на участке nк < х ≤ L следующим
выражением:

МР =
622

q 2
x − qL( x − nк ) − Qd ,
2

решение дифференциального уравнения (11.13) можно записать как:
N = C3e rx + C 4e −rx +

sq
2r

2

x2 −

sqL( x − nк )
r

2

+

sq
r

4

−

Qsd
r2

.

(11.15)

Найдем произвольные интегрирования С1—С4.
Для их поиска составим систему уравнений и подчиним ее гранич
ным условиям:
1. N = 0 ( x = 0); 2.

dN
= 0 ( x = L ).
dx

Введем обозначения:
K1 ( x ) =

K 4 (x ) =

de rx
de −rx
sq 2 sq Qsd
; K 2 (x) =
; K (x) =
x +
−
;
3
dx
dx
2r 2
r4 r2

dK 3 ( x )
dx

; K 5(x ) =

sq
2r

K 6 (x) =

2

x2 −

sqL( x − nк )

dK 5 ( x )
dx

r

2

+

sq
r

4

−

Qsd
r2

;

.

Система уравнений с учетом граничных условий примет вид:
C1e r 0 + C2e −r 0 + K 3 (0) = 0




C3 K1(L ) + C4 K 2 (L ) + K 6 (L ) = 0

 (11.16)
rnк
−rnк
rnк
−rnк

+ K 3 (nк ) = C3e + C4e
+ K 5 (nк )
C1e + C2e

C1K1(nк ) + C2 K 2 (nк ) + K 4 (nк ) = C3 K1(nк ) + C4 K 2 (nк ) + K 6 (nк )


Для оптимизации поиска решения запишем данную систему урав
нений в матричной форме, выразив при этом искомые произвольные
интегрирования:

C1   е r 0
e −r 0
0
0

  
0
K 1 (L )
K 2 (L ) 
C2   0

  =  rn
rn
−rn
−rn
C3   e к
e к
−e к
−e к 

  
C4   К1(nк ) К 2 (nк ) −К1 (nк ) −К 2 (nк )

−1

−K 3 (0)




− K 6 (L )


⋅

 K 5 (nк ) − K 3 (nк )  (11.17)


K (n ) − K 4 (nк )
 6 к


623

Подставив их в уравнения (11.14) и (11.15), имеем аналитическую
зависимость N(x) при 0 ≤ х ≤ L.
Решение методом конечных элементов в форме метода сил
Найти решение уравнения (11.13) нетрудно, но его частный интеграл,
определяемый видом эпюры изгибающего момента МР, получается гро
моздким. Кроме того, эпюра на участках от начала консоли (см. рис. 11.34)
до опоры и от опоры до среднего сечения (рассматривается симметрич
ное нагружение) описывается разными аналитическими выражениями.
Поэтому решение строится для двух участков и находятся четыре произ
вольных интегрирования из граничных условий и условий сопряжения.
Можно избежать этих сложностей, если применить конечноэлемен
тное моделирование кузова с использованием функционала (11.10). Для
этого достаточно аппроксимировать усилие N в пределах длины L ко
нечного элемента выражением:
x
x

N = N1  1 −  + N 2 ,
L
L



(11.18)

где N1 и N2 — значения усилия N в левом и правом узлах элемента соответ
ственно.

Подстановка полинома (11.18) в выражение (11.11), интегрирова
ние в пределах длины элемента L и последующая минимизация по
узловым значениям N1 и N2 обеспечивают получение матрицы по
датливостей δij конечного элемента и вектора грузовых коэффици


ентов ∆ip , которые после всех преобразований и с учетом обозначений
α=

E F + E н Fн
1
1
, b= в в
, c = , принимают вид:
Eв J в + Eн J н
E в Fв ⋅ E н Fн
k

c
1
2 1
 3 α LН + 3 bL + L
δij = 
c
1
2 1
 6 αLН + 6 bL − L

1
1
c
αLН 2 + bL − 
6
6
L
;
1
c
2 1
αLН + bL + 
3
3
L

 AL BL2 CL3 


+
+
 αН 
6
12 


 2

∆ip = 
.
 AL BL2 CL3 

+
+
 αН 


2
3
4 



624

(11.19)

(11.20)





При подсчете коэффициентов вектора ∆ip предполагалось, что эпю

ра моментов MР изменяется по закону:

M Р = A + Bx + Cx 2 .

(11.21)

Из этой формулы понятен смысл коэффициентов A, B и C.
Имея соотношения (11.19) и (11.20), по стандартной схеме МКЭ мож
но сформировать конечноэлементную модель кузова.
Так как имеет место симметричное нагружение, то для расчета дос
таточно рассмотреть кузов вагона на промежутке 0 ≤ х ≤ L.
Разобьем этот промежуток на (n+m) конечных элементов, где n —
число конечных элементов консольной части; m — число конечных эле
ментов средней части вагона.
При расчете используем соответствующие коэффициенты при мо
делировании момента МР на участках от начала консоли до опоры и от
опоры до среднего сечения.
Для консольной части вагона 1 ≤ i ≤ n коэффициенты примут вид:
2


q n
Аi = −Qd +  к (i − 1) ;
2  n

n
Bi = q к (i − 1);
n

(11.22)

q
Ci = .
2
Для средней части вагона 1 < i ≤ (n+m) коэффициенты примут вид:
2

Аi = −Qd +

q
l
l

n + (i − n − 1) − qL (i − n − 1);
2  к m
m

 i − n −1
Bi = −ql 1 −
;
m 


(11.23)

q
Ci = ,
2
где i — номера соответствующих конечных элементов;
nк — длина консоли.

625

Таким образом, предложена несложная конечноэлементная модель
работы кузова пассажирского вагона как трехслойной балки в форме
метода сил. Такую модель целесообразно использовать на стадии эскиз
ной проработки конструкции.
Определение напряжений в верхнем и нижнем поясах кузова вагона
Поиск напряжений в верхнем и нижнем поясах следует производить
по формуле:

σв,н =

N
.
Fв,н

(11.24)

Здесь двойной индекс указывает, к верхнему или нижнему поясу от
носятся величины.
По этим напряжениям можно приближенно оценить устойчивость
сжатых стрингеров или продольных гофров.

626

Глава 12. ИСПЫТАНИЯ ВАГОНОВ
Современный вагон, особенно пассажирский, представляет собой
сложную статически неопределимую механическую систему, на кото
рую при движении ее по железнодорожному пути с неровностями дей
ствуют статические, динамические вертикальные, поперечные и про
дольные горизонтальные силы, носящие, как правило, стохастический
характер. На грузовой вагон, кроме того, действуют силы при его по
грузке и разгрузке, особенно при разгрузке на вагоноопрокидывателях
барабанного типа, при применении специальных навесных вибраторов,
а также при подъеме кузова вагона домкратами в процессе его ремонта
на пунктах технического обслуживания и в депо.
Расчетным путем можно определить приближенно напряженноде
формированное состояние отдельных узлов и элементов вагона с уче
том ряда допущений в расчетных схемах и в математических моделях
параметров вагонов и размеров их отдельных узлов и деталей. При этом
некоторые узлы и детали вагона изза их высокой конструкционной
сложности и формы или действия случайных динамических нагрузок
практически не поддаются расчету, а параметры напряженнодеформи
рованного состояния определяются только на основании результатов
измерения напряжений и деформаций с помощью специальной изме
рительнорегистрирующей аппаратуры при движении натурного ваго
на по реальному железнодорожному пути со специально сделанными
вертикальными и горизонтальными неровностями в пределах, допус
каемых по условиям обеспечения безопасности взаимодействия ваго
нов и пути.
С целью создания рациональной, долговечной и надежно работаю
щей конструкции вагона с хорошими динамическими качествами и по
казателями воздействия его на железнодорожный путь должны пре
дусматриваться не только теоретические исследования, но и, обяза
тельно, экспериментальные исследования, которые, как правило,
являются завершающим этапом проектирования и строительства но
вых вагонов или модернизации существующих. Экспериментальные
исследования проводят также для дальнейшего развития теории про
ектирования, совершенствования методов расчетов, изучения эксплу
627

атационных качеств, особенно при высоких скоростях движения и
больших осевых нагрузках. Экспериментальные исследования необ
ходимы также при разработке новых или уточнении существующих
теоретических методов исследования и расчетов прочности и динами
ки вагонов.
На стадии выбора основных техникоэкономических показателей
вагона и характеристик его конструкции одновременно с расчетами
проводятся экспериментальные исследования в лабораторных условиях
на моделях, стендах и опытных образцах вагонов. Испытания бывают
лабораторными, стендовыми, эксплуатационными с натурными ваго
нами на эксплуатируемых участках железнодорожного пути или на спе
циальных опытных (испытательных) полигонах. Их также подразде
ляют на динамические (ходовые) и статические. В них исследуются и
многие другие аспекты, например воздействие вагона на железнодо
рожный путь.
Испытания в процессе отработки конструкции вагона проводятся
разработчиками (проектноконструкторскими бюро и вагоностроитель
ными заводами); такие испытания называются заводскими. Конт
рольные и приемочные испытания вагона проводятся его заказчиками
(ОАО «РЖД», частными фирмами или акционерными обществами, име
ющими собственный вагонный парк) совместно с разработчиками кон
струкции вагона.
Программа и методика испытаний зависят от того, на каком этапе
создания конструкции вагона они проводятся. Наиболее полно прово
дятся испытания новых образцов вагонов, и менее полно — контрольные
приемосдаточные испытания.
Ценность любых испытаний вагонов зависит от правильно разрабо
танной методики испытаний с использованием современной регистра
ционнообрабатывающей аппаратуры, в которой должны быть отраже
ны и обоснованы цель испытаний, способы подготовки вагонов к ис
пытаниям, режимы испытательных нагрузок и порядок проведения
испытаний, способы приложения экспериментальных нагрузок и не
обходимое для этого оборудование и приспособления, измерительные
приборы для каждого этапа испытаний, порядок и место установки из
мерительных приборов, методы обработки результатов испытаний с
применением пакетов компьютерных программ и систем для автомати
ческой обработки опытных данных и устройств для определения погреш
ностей измерения опытных параметров различными измерительными
приборами.

628

12.1. Лабораторные и стендовые испытания
Конкретные цели лабораторных и стендовых испытаний многооб
разны [48]. Чаще всего при лабораторных испытаниях проводится со
поставление результатов расчетов и испытаний вагона с целью уточне
ния расчетной схемы проектируемого вагона в целом или его отдельных
узлов и деталей и оптимизации техникоэкономических показателей бу
дущего вагона. Применяемое при лабораторных испытаниях обору
дование разнообразно, выбор его зависит от поставленных перед испы
тателем конкретных задач, которые необходимо исследовать в процес
се проектирования вагона в целом. Например, для испытания на
долговечность вплоть до разрушения надрессорных балок и боковых рам
тележки применяются специальные вибростенды, работающие в авто
матическом режиме по заданной программе. Целесообразно в качестве
возмущений вводить реальные неровности железнодорожного пути, за
меренные с помощью путеизмерителя с нагруженной измерительной
колесной парой.
Стендовым испытаниям подвергаются узлы, целые опытные конст
рукции вагона. В практике отечественного и зарубежного вагонострое
ния применяется следующее стендовое оборудование для испытания
вагонов [48]:
– стенды и катковые станции различной конструкции для изучения
колебаний вагона с целью отработки типа и параметров рессорного под
вешивания и гасителей колебаний. Более современные совершенные
стенды оборудованы специальными устройствами для управления воз
буждением колебаний вагона в вертикальной и горизонтальной плос
костях по заранее заданной программе;
– передвижной стендвагон (опытный вагон) с переменными масса
ми, моментами инерции, положением центра массы вагона, а также с те
лежками, в которых могут быть смонтированы гасители колебаний раз
личных типов для гашения амплитуд вынужденных колебаний вагона;
– стенды для снятия параметров, характеристик, а также для испы
тания и проверки работы фрикционных и гидравлических гасителей
колебаний;
– стендыгорки для ударных испытаний и снятия характеристик по
глощающих аппаратов автосцепки. При нанесении одиночных и повтор
ных ударов в автосцепку можно измерять также энергоемкость погло
щающего аппарата и определять его силовые характеристики.
– стендыгорки для испытания натурных вагонов на соударение с
целью уточнения расчетных схем нагружения элементов и узлов вагона
629

при их динамическом взаимодей
ствии в продольной горизонтальной
плоскости и отработки характеристик
поглощающих аппаратов автосцепки.
На рис. 12.1 показан катковый ис
пытательный стенд, который обычно
располагается в отдельном специ
ально оборудованном помещении 5
с железнодорожным путем и снаб
жен массивным виброизолирован
ным фундаментом и мощным при
водом в виде колесомоторных бло
Рис. 12.1. Катковый испытательный
стенд для динамических испытаний ков (вращателей) 1, на которые
устанавливается испытываемый ва
натурного вагона
гон 4 и соединяется через автосцеп
ку со стойкой 3 стенда. Передаваемые на колесные пары 2 вагона воз
мущения создаются в основном специальными неровностями различ
ного вида, сделанными на вращателе стенда и на колесных парах
испытываемого вагона, а также дополнительно электрогидравлически
ми устройствами с серводвигателями и с программным управлением.
Катковые стенды позволяют имитировать движение вагона со скорос
тями до 250—300 км/ч и воспроизводить условия испытаний, близкие
к эксплуатационным. Жесткость железнодорожного пути имитирует
ся резиновыми прокладками различной толщины между корпусами
букс и их опорами. Рельсовая
эстакада состоит из трубчатых
стоек диаметром 200 мм, распо
ложенных на расстоянии 1,0 м
друг от друга.
На рис. 12.2 представлена
принципиальная схема стенда
для испытания и проверки рас
четных характеристик буксового
рессорного подвешивания теле
жек различного типа пассажир
ского вагона. На раме 1 стенда
размещены
пульт управления 2 и
Рис. 12.2. Принципиальная схема стенда
фиксирующее
устройство 3 те
для испытания и проверки расчетных ха
рактеристик буксового рессорного подве лежки 4. Колесная пара испыты
шивания пассажирского вагона
ваемого буксового рессорного
630

подвешивания устанавливается на
поднимающийся участок рельса 5,
который через измерительное уст
ройство 6 опирается на электри
ческий домкрат 7.
Для испытания центрального
рессорного подвешивания тележек
моделей 18100, 18578, 18194 гру
зовых вагонов применяется стенд,
принципиальная схема которого
показана на рис. 12.3. На раме 1 Рис. 12.3. Принципиальная схема стен
стенда расположены пульт управ да для испытания и проверки расчетных
ления 2, записывающее устройство характеристик центрального рессорно
3 и электрический домкрат 4, на го подвешивания грузовой тележки мо
делей 18100, 18578, 18194
штоке 5 которого установлен изме
ритель 6 нажимного усилия, созда
ваемого домкратом, и центрирующее приспособление с пятником для
посадки его на подпятник надрессорной балки тележки 7.
При проектировании новых конструкций вагонов возникает необ
ходимость определения закона распределения напряжений в элементах
вагона, когда полной конструкции вагона еще не имеется. В этом слу
чае испытания проводятся в лабораторных условиях на стендах, приме
няя уменьшенные модели конструкции вагона в целом или его отдель
ных узлов и элементов, выполненных с использованием теории подо
бия. Испытания на моделях позволяют значительно сократить затраты
при проектировании новых конструкций вагонов и сократить время на
создание опытного образца вагона новой конструкции.
В качестве примера на рис. 12.4 показан стенд для испытания моде
лей элементов вагона. На станине 1 установлены подвижные опоры 2,
на которых монтируется плоская
или пространственная модель ис
пытываемого элемента вагона 3
разной длины и высоты. Силовое
нагружение модели может произво
диться разными способами в зави
симости от того, на действие какой
силовой нагрузки испытывается
модель элемента вагона. При дей Рис. 12.4. Принципиальная схема
ствии только вертикальной нагруз стенда для испытания моделей эле
ментов и деталей вагона
ки обычно используются специаль
631

ные мерные грузы 4 определенной массы, имитирующие статическую и
динамическую нагрузки. При испытании модели элемента вагона на
нагружение продольными растягивающими или сжимающими силами
используются специальные гидравлические прессы.
При исследовании динамической прочности отдельных узлов и де
талей вагонов на многократные повторные удары испытания можно
проводить на маятниковых копровых стендах. При этих испытаниях
производится оценка выносливости конструкции узлов и деталей ваго
на от воздействия полного комплекса ударных нагрузок, действующих
на них в течение установленного полного срока службы вагона. Испы
тания при многократно повторяющихся ударных нагрузках производят
ся также при исследовании узлов и деталей вагона, изготовленных из
сталей новых марок или других видов материалов. Эти испытания по
зволяют также оценить влияние климатических условий на прочность
конструкции отдельных узлов или деталей вагона. Для этой цели испы
тания проводятся при низких температурах в специальных холодиль
ных камерах с температурой до –40... –50 °С.
Ударные маятниковые установки бывают одно и двухмаятниковые.
На рис. 12.5 показан одномаятниковый репетиционный ударный копер
типа УКМ1, предназначенный для произведения одиночных или мно
гократно повторяющихся ударов. Копер состоит из маятника 1 весом
8,0 т, подвешенного на подвесных тягах 2 к жесткой раме 3. Для воз
буждения колебаний маятника 1 на раме копра установлен пневмати
ческий толкатель 4, шток которого шарнирно соединен с маятником.
Испытываемый узел 5 устанав
ливается на раме 6, заделанной
в железобетонный устой 7 же
лезнодорожного тупика. По
ступающий в пневматический
толкатель 4 сжатый воздух да
вит на его поршень, и усилие
передается через шток на маят
ник, маятник отклоняется из
своего нижнего положения в
верхнее, при достижении ко
торого воздухораспредели
Рис. 12.5. Принципиальная схема однома тельный механизм прекраща
ятникового репетиционного ударного коп ет подачу сжатого воздуха в ра
ра типа УМК1 для ударных испытаний эле бочую полость цилиндра
ментов и деталей вагонов
пневматического толкателя 4,
632

а имеющийся там сжатый воздух выходит в атмосферу. После этого ма
ятник 1 под воздействием силы тяжести, стремясь вернуться из крайне
го верхнего отклоненного положения в нижнее, начинает двигаться в
обратном направлении и при прохождения своего нижнего положения
ударяет по испытываемому узлу.
Величина энергии удара или скорости удара маятника регулируется
изменением давления воздуха, поступающего в цилиндр пневматичес
кого толкателя 4. Сила удара маятника достигает 500—2500 кН, а часто
та — 50 ударов в минуту.
У двухмаятникового ударного копра типа УКМ2 маятники работают
навстречу друг другу. На одном маятнике закрепляется испытываемый
узел или деталь вагона, а на другом — боек. При ударе маятника исполь
зуется упругая отдача испытываемого узла или детали вагона. Привод этого
копра также пневматический, вес одного маятника 12 т, сила удара 50—
200 т (растяжение, сжатие), частота — 100 ударов в минуту.
Для испытания, приработки и записывания диаграммы «сила—про
гиб» поглощающих аппаратов автосцепки применяется вертикальный
ударный копер и специальный стенд. Ударный копер имеет электроме
ханический привод и падающий груз массой 13 т; максимальная энер
гия удара составляет 30 т или 30 кДж. Специальный стенд для испыта
ний и записывания фактической силовой диаграммы «силапрогиб»
поглощающих аппаратов автосцепки показан на рис. 12.6. Стенд состо
ит из станины 1, пневматического или гидравлического цилиндра 2,
силоизмерительного устройства 3, записывающего устройства 4, рычаж
ной системы 5, соединенной одним концом с испытываемым поглоща
ющим аппаратом 6, а другим — с цилиндром 2 через силоизмеритель
ное устройство 3. При испытании пружиннофрикционного поглоща
ющего аппарата его сначала подвергают многократному притирочному

Рис. 12.6. Принципиальная схема стенда для испытания и записывания фактической
диаграммы «сила—сжатие» поглощающих аппаратов автосцепки типа СА3

633

нагружению (несколько циклов «сжатие—отдача», а затем записывает
ся силовая диаграмма «сила—прогиб». Кроме того, при испытаниях на
этом стенде можно прогнозировать ресурс поглощающего аппарата и
прочность его отдельных элементов. Иногда помимо статического на
гружения поглощающие аппараты автосцепки подвергаются динами
ческим испытаниям с циклическим их нагружением с частотой 1—3 Гц
или с периодическим ударным воздействием.
Гидрогазовые поглощающие аппараты типов ГА100М и ГА500 ис
пытываются на стенде при динамическом воздействии, так как разви
ваемая им сила неупругого сопротивления зависит от частоты и ампли
туды действующих на них внешних сил при различных скоростях при
ложения ударной нагрузки.
В процессе испытаний на копрах и стендах поглощающих аппаратов
автосцепки производится сопоставление фактических полученных на
стенде или копре силовых диаграмм «сила—прогиб» с нормальными рас
четными диаграммами по развиваемой поглощающим аппаратом мак
симальной силе сжатия, поглощаемой кинетической энергии, форме
силовых диаграмм, энергоемкости.
Для испытания в лабораторных условиях натурных вагонов на про
дольные растягивающие и сжимающие продольные силы применяется
специальный гидравлический стендпресс (рис. 12.7). Он состоит из
гидравлической станции 1, которая подает рабочую жидкость (масло)
под давлением в силовой гидравлический цилиндр 2, взаимодейству
ющий с автосцепкой 3 испытываемого вагона 4. Несущая прямоуголь
ная горизонтальная рама 5, продольная ось симметрии которой совпа
дает с продольной осью рельсо
вого пути, снабжена упором 6,
закрепленным на поперечной
балке 7, передвигающийся по
длине стенда с шагом 2 м для ус
тановки в раме вагонов с различ
ной базой. Давление в гидравли
ческом цилиндре 2 до 50 МПа
создается топливным насосом с
приводом от электродвигателя.
Рис. 12.7. Принципиальная схема специ Гидравлическая система обеспе
ального гидравлического стендапресса чивает плавное повышение и по
для испытания натурных вагонов на про нижение давления масла и его по
дольные растягивающие и сжимающие
стоянство во время испытаний.
силы

634

Смонтированная на стендепрессе электронная измерительная ап
паратура обеспечивает одновременную регистрацию показаний боль
шого количества тензодатчиков, с помощью которых определяется од
новременно напряжение в 200 точках вагона. Для этого вдоль стендапрес
са с каждой его стороны расположено по пять входных электрических
щитов, установленных через 5 м. Щиты имеют по 210 электрических
клемм, соединенных с выходными панелями, расположенными на из
мерительном столе стендапресса. Максимальная продольная расчетная
сила, получаемая на стендепрессе, составляет 4000 кН. На стендепрес
се имеется также пневматическое устройство для испытания кузова ваго
на на вертикальные статические нагрузки, максимальное значение кото
рых достигает 3000 кН.
Для испытания вагонов на продольные ударные нагрузки с целью
оценки напряженного состояния, проверки прочности и устойчивости
вагона и его узлов при ударе в автосцепку с заданной величиной про
дольной силы или скорости соударения вагона применяется стендгор
ка, показанный на рис. 12.8. Стендгорка имеет рельсовый путь 3 с ук
лоном спуска 50 ‰, в конце которого внизу установлен мощный Поб
разный упор 4 общей массой 5500 т, а наверху размещено машинное
отделение. Упор 4 имеет центральный стальной вкладыш с металло
конструкцией массой 190 т и два боковых стальных вкладыша с метал
локонструкцией массой по 58 т. Для испытания на растягивающие силы
имеется траверса 5, прикрепляемая жестко к испытываемому вагону 2
перед началом испытаний и ударяющаяся в боковые части Побразно
го упора 4.
Стендгорка позволяет произво
дить как одиночные удары, так и се
рию ударов, осуществляемую автома
тически по заданной программе.
Подъем вагона на верх стендагорки
после удара в упор 4 производится ле
бедкой, установленной в машинном
отделении 1. Мощность электродви
гателя лебедки составляет 125 кВт,
наибольшее тяговое усилие лебедки
равно 140 кН.
Наибольшая масса испытываемо
го вагона может составлять 264 т, а Рис. 12.8. Принципиальная схема
скорость подъема вагона на верх стендагорки для испытания вагонов
на соударение

635

стендагорки равна 5,9 км/ч при массе ис
пытываемых вагонов до 132 т и 2,8 км/ч при
массе испытываемых вагонов от 132 до 264
т. Максимальная расчетная скорость соуда
рения вагона с упором 4 стендагорки равна
25,2 км/ч. Время одного цикла испытаний
вагона на соударение (скатывание с горки
— подъем) при скорости соударения ваго
на 25,2 км/ч равно 2 мин при массе испы
тываемых вагонов до 132 т и 3,5 мин при
массе испытываемых вагонов от 132 до 264
Рис. 12.9. Принципиальная
т.
схема стенда для испытания
Для испытания гидравлического гаси
гидравлических гасителей ко
теля
колебаний пассажирского вагона и
лебаний пассажирских ваго
для
снятия
его силовой диаграммы приме
нов и для снятия их силовых
няется специальный стенд с эксцентрико
диаграмм
вым приводом (рис. 12.9). Приводной ме
ханизм стенда в виде эксцентрика 1 и ползуна 2 передает на гаситель
колебаний 3 гармоническое вибрационное воздействие. Гидравличес
кий гаситель колебаний 3 закреплен на станине 5 стенда через регист
рирующий механизм 4, записывающий индикаторную диаграмму «сила
сопротивления — деформация» гасителя колебаний. По записанной ди
аграмме определяется параметр сил сопротивления гидравлического
гасителя колебаний по формуле:
β1 =

Am
,
2πHn

где А — длина индикаторной диаграммы, м;
m — масштаб записывающего устройства, Н/м;
n — число двойных ходов поршня гидравлического гасителя колебаний, с–1;
Н — ширина индикаторной диаграммы.

Форма индикаторной диаграммы гидравлического гасителя колеба
ний показана на рис. 12.10.

Рис. 12.10. Индикаторная диаграмма работы сил со
противления гидравлического гасителя колебаний:
А — длина диаграммы; Н — ширина диаграммы

636

12.2. Динамические (ходовые) испытания вагонов
Динамические (ходовые) испытания вагонов являются одним из ос
новных этапов отработки конструкции вагона и оценки его динамичес
ких и прочностных качеств, а также воздействия вагона на железнодо
рожный путь [5]. В зависимости от целей они бывают общединамичес
кими и специальными. К общединамическим испытаниям относятся:
– заводские, проводимые заводомизготовителем вагонов, целью их
является проверка работы отдельных узлов вагона и конструкции его в
целом. По результатам этих испытаний заводизготовитель дорабаты
вает опытный образец вагона в целом или отдельные его узлы;
– приемочные поездные испытания, во время которых проверяется
соответствие динамических качеств вагона требованиям заказчика ва
гона и всем действующим нормам его эксплуатации. При этих испыта
ниях определяются показатели ходовых качеств вагона (плавность хода,
устойчивость против опрокидывания вагона в кривых, устойчивость
колеса от вкатывания на головку рельса под действием поперечных го
ризонтальных сил, динамические вертикальные и горизонтальные силы,
действующие на элементы и узлы конструкции вагона и железнодорож
ного пути, а также динамические силы, от которых зависит прочность и
надежность вагона в длительной эксплуатации).
По результатам приемочных динамических испытаний устанавлива
ются также пригодность вагона к эксплуатации на сети железных дорог
России, других стран СНГ и стран Балтии и условия его обращения на
железных дорогах этих стран. В частности, устанавливается максималь
ная допускаемая скорость движения вагона, при которой обеспечива
ется требуемая прочность, устойчивость, а также требуемая плавность
хода пассажирских вагонов на прямых и кривых участках железнодо
рожного пути современной типовой конструкции верхнего строения,
удовлетворяющей установленным нормам текущего содержания пути.
Помимо общединамических испытаний проводятся также специаль
ные поездные (ходовые) испытания: тормозные по оценке эффектив
ности тормозных систем вагона; на устойчивость грузового вагона про
тив выжимания продольными силами в тяжеловесных грузовых поез
дах; длительные для определения величин и характера распределения
во времени динамических сил, действующих на вагон за время его дли
тельной эксплуатации; по погрузоразгрузочным операциям с опреде
лением сил, возникающих в элементах конструкции грузового вагона.
Методика проведения динамических испытаний разрабатывается в
зависимости от поставленной задачи и определят порядок подготовки
вагона к испытаниям, виды и количество измерительнорегистрирую
637

щей аппаратуры и ее размещение на испытываемом вагоне и в вагоне
лаборатории, режимы нагружения вагона и порядок проведения испыта
ний, характеристики опытного участка железнодорожного пути, методы
обработки полученных при испытаниях опытных данных, способы авто
матической обработки опытных данных по заранее разработанным про
граммам с применением компьютерной техники.
Подготовка нового испытываемого вагона к предстоящим испыта
ниям начинается с его обкатки не менее 10 тыс. км на магистральных
участках железнодорожного пути с целью приработки элементов ходо
вых частей. После этого производятся тщательные обмеры колесных пар
с буксовыми узлами и других элементов тележек, проверяется положе
ние элементов рессорного подвешивания вагона в вертикальной и го
ризонтальной плоскостях, устанавливается фактическое расстояние
между шкворнями вагона (база вагона), между центрами колесных пар
с каждой стороны тележки для определения возможного перекоса ко
лесных пар в рельсовой колее, проверяются геометрические характери
стики гасителей колебаний вагона (занижение или завышение фрик
ционных клиньев в тележках грузовых вагонов, углы наклона гидравли
ческих гасителей колебаний и координаты их установки у пассажирских
вагонов); замеряются величины свободных и упругих разбегов колесных
пар в тележке; обязательно устанавливается соответствие данных конст
руктивных параметров, характеристик и размеров элементов и узлов ва
гона проектным размерам и расчетным нормам, установленным техни
ческим заданием на проектирование вагона. Проверяется также масса
брутто вагона путем взвешивания на железнодорожных весах, а также
поколесная развеска вагона на специальных весах; экспериментально
определяются вертикальная и поперечная горизонтальная жесткости
рессорного подвешивания, характеристики гасителей колебаний и час
тоты собственных колебаний обрессоренных масс вагона.
Жесткость рессорных комплектов вагона обычно определяется при
статическом приложении вертикальной и горизонтальной нагрузок дом
кратами с одновременной регистрацией этих нагрузок и соответствую
щих им прогибов рессорных комплектов на магнитную ленту или с по
мощью компьютера.
Частоты собственных колебаний элементов вагона и моменты инер
ции обрессоренных масс вагона определяются путем свободного пере
катывания вагона через подложенные под колеса специальные клинья,
устанавливаемые в определенном порядке для имитации подпрыгива
ния, галопирования и боковой качки кузова вагона. При падении колес
с клиньев возникают затухающие собственные колебания кузова ваго
638

на на рессорном подвешивании, соответствующий анализ которых по
зволяет определить частоту, декремент затухания амплитуд колебаний
и момент инерции обрессоренных масс вагона.
При динамических испытаниях измеряются специальными прибо
рами и регистрируются с помощью компьютера следующие величины и
процессы:
– динамические прогибы рессорных комплектов тележек;
– вертикальные и горизонтальные ускорения кузова вагона в зоне
пятника (для пассажирского вагона также и в средней части кузова), а
также иногда и на раме тележки;
– динамические напряжения в надрессорной балке от вертикальных
сил и в боковых балках рамы тележки от вертикальных и поперечных
горизонтальных сил;
– поперечные горизонтальные (рамные силы), действующие от ко
лесных пар на раму тележки;
– частоты и характер колебаний вагона и его узлов (колебания кузо
ва и рамы тележки, виляние тележки относительно кузова, взаимное
забегание или обгон боковых рам грузовой тележки).
При динамических прочностных испытаниях измеряются динами
ческие напряжения в исследуемых элементах вагона и динамические
силы, действующие на исследуемые элементы и узлы вагона, а также
вертикальные и поперечные горизонтальные ускорения элементов и
узлов вагона.
По результатам динамических испытаний определяются следующие
динамические показатели:
– коэффициент динамической добавки вертикальных сил, действу
ющих на обрессоренные и необрессоренные массы тележки (соответ
ственно надрессорная и боковая балка рамы);
– величины рамной силы;
– условный коэффициент горизонтальной динамики;
– коэффициент динамической перегрузки рессорных комплектов;
– коэффициент запаса устойчивости колеса от схода с рельса;
– показатель плавности хода пассажирского вагона;
– показатели кинематики узлов вагона (поворот тележки относитель
но кузова вагона, обгон боковых рам грузовой тележки, перемещение
колесных пар относительно рамы тележки и рельсов, поперечный от
нос кузова и т.п.).
Динамические поездные испытания для определения устойчивости
вагона на рельсах, при которых не исключена возможность схода его с
рельсов, или испытания со скоростями движения, существенно превы
639

шающими допускаемые при обычной эксплуатации вагонов, проводятся
на специальных полигонах (экспериментальное кольцо на станции Щер
бинка под Москвой, высокоскоростной испытательный полигон ОАО
«НИИ железнодорожного транспорта» Белореченская—Майкоп Северо
Кавказской железной дороги и др.), а также на эксплуатируемых участ
ках железных дорог России. В этих случаях на опытных участках полиго
на создаются, как правило, различные искусственные неровности на обоих
рельсах в вертикальной и горизонтальной плоскостях. Характер, разме
ры и сочетание этих неровностей выбираются наиболее неблагоприят
ными для возбуждения пространственных колебаний вагона при задан
ной скорости его движения, но в пределах, допускаемых инструкцией по
текущему содержанию железнодорожного пути, при которых еще нет не
обходимости вводить ограничение скорости движение вагона.
Одновременно с динамическими испытаниями вновь построенных
или модернизированных вагонов исследуются их воздействие на желез
нодорожный путь с целью измерения динамических сил взаимодействия
между вагоном и верхним строением железнодорожного пути и напря
жений в основной площадке земляного полотна, значение которых не
обходимо для установления условий безопасного обращения вагона по
условиям прочности и устойчивости железнодорожного пути на участ
ках с различным типом верхнего строения пути с предельно допускае
мыми скоростями движения вагона на прямых и кривых участках. Та
кие испытания является комплексными; для их проведения выбирают
короткие фиксированные отрезки железнодорожного пути длиной 50—
75 м на прямых участках, кривых с радиусами 300—350 м и 600—650 м, а
также стрелочные переводы, которые оборудуются измерительными
приборами и тензодатчиками для определения кромочных напряжений
в подошве рельса, прогибов (изгибов) рельсов в вертикальной и попе
речной горизонтальной плоскостях, вертикальных и поперечных гори
зонтальных усилий от рельсов на шпалы и балласт; а также напряжений
на основной площадке земляного полотна.
Места установки измерительных приборов на опытных участках же
лезнодорожного пути определяются по результатам предварительных
измерений вертикальных и поперечных горизонтальных (рамных) сил,
действующих на испытываемый вагон при его движении по выбранно
му короткому опытному участку железнодорожного пути. Такие изме
рения проводятся с помощью приборов и тензодатчиков, установлен
ных на опытном вагоне. По результатам измерения этих сил выбирают
ся те места для установки измерительных приборов на опытном участке
железнодорожного пути, в которых наблюдались наибольшие значения
640

вертикальных и поперечных горизонтальных сил. Для нахождения та
ких мест в начале и в конце опытного участка пути устанавливаются
специальные электронные отметчики прохождения первой колесной
пары опытного вагона, сигнал от которых фиксируется на регистриру
ющем приборе в вагонелаборатории опытного поезда.
Кроме того, пассажирские вагоны испытываются по воздействию на
железнодорожный путь в кривых участках железнодорожного пути с
радиусами 100—2000 м с максимальным допустимым в эксплуатации
возвышением наружного рельса в таких кривых.
Испытания вагонов по воздействию на железнодорожный путь на
коротких участках пути проводятся чаще всего с целью выявления раз
личий в динамических показателях вагонов различных типов и конст
рукции при заданных практически неизменных конструкциях верхнего
строения пути и неизменном состоянии его или с целью изучения вли
яния и эффективности тех или иных изменений в конструкции вагона
на его динамические показатели.
При испытаниях вагонов на длинных участках железнодорожного
пути получается более представительная картина динамического взаи
модействия вагона и пути для отдельных регионов сети железных дорог
России.
Для проведения комплексных испытаний вагонов и железнодорож
ного пути формируется опытный поезд, состоящий из двух локомоти
вов (в голове и хвосте поезда), одного или нескольких испытываемых
вагонов, вагонаэталона, находящегося длительное время в эксплуата
ции, с заранее известными динамическими показателями, а также ва
гонлаборатория.
Движение опытного поезда на коротких опытных участках железно
дорожного пути производится по системе «челнока». Максимальная
скорость движения опытного поезда при испытаниях на прямых участ
ках пути должна быть на 10—20 км/ч выше конструкционной скорости
движения опытного вагона, а на кривых — соответствовать максималь
ному значению непогашенного бокового ускорения тележек вагона 0,7—
1,0 м/с2. При этом обязательно проведение испытаний вагонов при рав
новесной скорости движения.
В вагонелаборатории в последнее время стали устанавливать ком
пьютеры с периферией для автоматизации проведения испытаний и
экспрессанализа результатов испытаний вагонов и автоматической
обработки опытных данных по определенным программам для получе
ния вероятных максимальных, минимальных, средних значений дина
мических показателей, корреляционных функций; для определения
641

коэффициента запаса устойчивости колеса на рельсе. Для измерения
ускорений вагона на очень длинных участках железнодорожного пути
устанавливаются специальные электронные блоки.
Необходимое количество опытных поездок при заданной определен
ной скорости движения опытного поезда определяется на основе ана
лиза экспериментальных данных, полученных как на опытном вагоне,
так и на железнодорожном пути. При движении опытного поезда с за
данными скоростями по длинному участку железнодорожного пути из
мерительная аппаратура в вагонелаборатории периодически включа
ется и выключается через какоето определенное время.

12.3. Тензодатчики, применяемые при испытаниях вагонов
Для измерения деформаций, сил, ускорений, перемещений, давле
ния наиболее часто применяются электрические методы, при которых
измеряемая величина преобразуется в пропорциональное изменение со
ответствующей электрической величины (сила тока, напряжение, час
тота и т.п.) с помощью проволочных, фольговых или полупроводнико
вых тензодатчиков или преобразователей [48]. Проволочный тензодат
чик сопротивления представляет собой изолированную проволочную
решетку в виде зигзагообразной спирали из константана или нихрома
диаметром 0,015—0,025 мм, заклеенной для изоляции от массы испыты
ваемой детали или элемента между двумя слоями специальной тонкой
бумаги или пластмассы. Фольговые тензодатчики изготавливаются ме
тодом травления или штамповки из константановой фольги, закреплен
ной на пленочной или бумажной основе. Полупроводниковые датчики
изготавливаются из полупроводниковых материалов и представляют со
бой тонкую полоску из германия или кремния. Эти тензодатчики имеют
чувствительность на 1—2 порядка выше, чем проволочные и фольговые.
Фольговые тензодатчики, выпускаемые фирмой «Киова» (Япония),
показаны на рис. 12.11. Для испытания деталей из обычной углеродис
той стали применяются тензодатчики КРС2С1Д11, здесь цифра 11
означает коэффициент линейного расширения измеряемого металла
10,8⋅10–6 °С. Для приклеивания таких тензодатчиков применяются клеи
видов РС6, РО12, СС15.
Фольговые тензодатчики серий Y, C, K, V изготавливает также не
мецкая фирма «НВМ»; они имеют номинальное сопротивление 120, 350,
700 и 1000 Ом, базу — 0,6; 1,5; 3; 6; 10; 20; 50; 100 и 150 мм. Есть тензо
датчики с одной, двумя, тремя и четырьмя измерительными решетками
на одной изолирующей подложке. Ряд тензодатчиков делается в форме
642

Рис. 12.11. Фольговые тензодатчики японской фирмы «Киова»:
С, D — типы тензодатчиков; 1, 2, 3 — номера тензодатчиков

«цепи» (с десятью последовательно расположенными измерительными
резисторами на узкой изолирующей подложке). Ряд тензодатчиков из
готавливается в форме розетки или с измерительными решетками, на
клеенными на круглую изолирующую подложку и расположенными
относительно друг друга под углом 45° или 90°. Есть также тензодатчики
с номинальным сопротивлением 120 и 350 Ом и базой 3 мм в форме
капсулы с изолирующим покрытием и длинными выводными провода
ми (до 3 м).
Основными характеристиками тензодатчиков являются чувствитель
ность γ, номинальное сопротивление R и база l. Чувствительность пред
ставляет собой отношение
∆R
γ= R ,
ε
где ∆R — изменение сопротивления тензодатчика при его деформации,
R — номинальное сопротивление тензодатчика,
ε — относительное удлинение проводника.

В России для испытаний вагонных конструкций используются чаще
проволочные тензодатчики с номинальным сопротивлением 100 и 200 Ом
и базой 10 и 20 мм соответственно. При сложной конфигурации испыты
ваемых деталей или элементов применяются тензодатчики с номиналь
ным сопротивлением 30 и 50 Ом и базой 3 и 5 мм соответственно.
При измерениях деформаций и напряжений с помощью тензодат
чиков применяется мостовая измерительная схема (мост Уитстона),
показанная на рис. 12.12. Измерительный мост состоит из четырех со
643

противлений, два из которых образуют внешний
полумост из двух плеч, содержащий рабочий или
активный тензодатчик RA и компенсационный тен
зодатчик RК, а два других сопротивления образуют
внутренний полумост из двух плеч с постоянными
сопротивлениями R1 и R2, используемых для балан
сировки измерительных схем и расположенных в
электронном усилителе измеряемых электрических
сигналов с источником питания Uпит, находящимся
Рис. 12.12. Измери в вагонелаборатории или на испытательном стен
тельный мост со де. От измерительного прибора Г (гальванометра)
противлений (мост
сигналы поступают в компьютер через аналогоциф
Уитстона)
ровой преобразователь.
Принцип работы мостовой схемы состоит в том, что протекающий
через сопротивления внешнего и внутреннего полумостов электричес
кий ток создает в точках 1 и 2 измерительной диагонали разность по
тенциалов, вызывающую при неуравновешенном (разбалансированном)
состоянии моста сопротивлений протекание электротока от точки 1 к
точке 2 через измерительный прибор Г. Условием равновесия моста со
противлений является равенство:
R1Rk = R2RA;

RA
RK

=

R1
R2

.

Если тензодатчики моста сопротивлений удовлетворяют этому усло
вию, то стрелка измерительного прибора будет находиться в нулевом
положении. Такое состояние моста сопротивлений называется уравно
вешенным или сбалансированным.
При деформации активного тензодатчика при приложении внешней
силы к измеряемой детали вагона изменяется сопротивление тензодатчи
ка до значения RA + ∆RA, при этом нарушается условие равновесия моста
сопротивления, и по измерительной диагонали потечет электрический ток,
пропорциональный изменению сопротивления тензодатчика ∆RA:

U
∆I = пит =
2RА

∆R A
R

RA  г + R1 + R2 
R

 A


где Rг — сопротивление измерительного прибора Г.

644

,

Для измерения сопротивления моста приме
няют метод непосредственного отсчета, осно
ванный на использовании неуравновешенно
го моста, и нулевой метод, в основе которого
лежит схема уравновешенного моста сопротив
лений. Метод непосредственного отсчета при
меняется в основном для измерения динами
ческих напряжений, возникающих в деталях
вагона от внешних динамических сил. Опреде
ление величины изменения сопротивления при
деформации тензодатчиков, наклеенных на ис Рис. 12.13. Схема урав
пытываемую деталь вагона, с помощью неурав новешенного моста со
новешенного моста производится путем непос противлений для измере
редственного измерения величины протекаю ния по нулевому методу
щего электрического тока через диагональ
моста сопротивлений с записью ее на регистрирующий прибор.
Нулевой метод позволяет измерять величину изменения сопротив
ления при деформации тензодатчиков с повышенной точностью вслед
ствие того, что результат измерения сопротивления не зависит от слу
чайных изменений чувствительности измерительного прибора или на
пряжения питания моста сопротивлений.
Мостовая схема образуется путем введения во внутренний полумост
переменного сопротивления RP в виде реостата с размерной шкалой
(рис. 12.13). Если передвигать движок реохорда реостата так, чтобы после
изменения сопротивления RP + ∆RA активного тензодатчика вновь вер
нуть мостовую схему в равновесное состояние, то разность отсчетов по
реохорду будет также пропорциональна величине измеряемой дефор
мации испытываемой детали вагона. Измерительный прибор (ИП) в
этом случае необходим лишь для определения состояния равновесия
моста сопротивлений. Реохорд реостата обычно имеет шкалу в едини
цах относительной деформации измеряемой детали.

12.4. Измерительные приборы и устройства
Рассмотренные выше тензодатчики используются для создания са
мых различных измерительных приборов: датчики силы (динамомет
ры), датчики перемещений (прогибомеры), датчики ускорений (уско
рениемеры или акселерометры). Для повышения точности результатов
измерения механических параметров, как правило, при испытаниях ва
гонов используются отдельные его элементы. Например, диск колеса и
645

ось с наклеенными на них в определенных точках тензодатчиками, со
единенными в специальные электрические схемы, позволяют регист
рировать вертикальные и боковые силы с целью оценки напряженного
состояния диска колеса и оси. Боковая рама и надрессорная балка гру
зовой тележки используются для измерения сил взаимодействия кузова
вагона с колесными парами, вертикальных и поперечных горизонталь
ных сил. Специально подготовленная автосцепка с тензодатчиками слу
жит для измерения продольных растягивающих и сжимающих сил, пе
редаваемых на раму вагона [58].

12.4.1. Прогибомеры
Для измерения малых прогибов и относительных перемещений уз
лов и деталей вагона применяется пластинчатый или язычковый про
гибомер (рис. 12.14), на консольно закрепленной пластине 1 которого
сверху и снизу наклеены проволочные тензодатчики R1 и R2, включен
ные в противоположные плечи моста сопротивлений. Пропорциональ
ные прогибу пластины деформации ее верхних и нижних волокон оди
наковые по величине, но различные по знаку. Возникающий при этом
эффект разбалансировки моста сопротивления вследствие изменения со

Рис. 12.14. Пластинчатый прогибомер с тензодатчиками (а) и схемы соединения
тензодатчиков для регистрации антисимметричных (б) и симметричных (в) переме
щений надрессорной балки тележек моделей 18100, 18578, 18194, 18101 отно
сительно ее боковых рам: 1 — упругая металлическая пластина, z —перемещения,
1, 1', 2, 2', 3, 3', 4, 4' — тензодатчики

646

противления каждого тензодатчика удваи
вается, что повышает чувствительность
прогибомера. В этом случае измеренную
деформацию надо уменьшить в 2 раза для
получения действительной деформации
пластины.
Для измерения достаточно больших
значений прогибов упругих элементов
рессорного подвешивания вагона обычно
применяется реохордный прогибомер
(рис. 12.15), в котором при передвижении Рис. 12.15. Принципиальная
ползуна 4 по реохорду 5 электрическое схема реохордного прогибомера
сопротивление между точками 1 и 2, 2 и 3
изменяется пропорционально перемещению ползуна прогибомера. Для
определения масштаба записи прогиба на регистрирующий прибор про
гибомер тарируется путем отклонения поводка прогибомера на заданную
величину и в заданном направлении. Масштаб полученной записи опре
деляется как отношение амплитуды, зафиксированной на регистрирую
щем приборе, к заданной величине перемещения поводка прогибомера
при его тарировке.
При испытаниях вагонов могут применяться также индуктивные и
емкостные датчики перемещений. Индуктивный датчик представляет
собою кутушку индуктивности, параметры которой могут меняться под
воздействием измеряемой величины перемещений. Наибольшее распро
странение получили индуктивные датчики с изменяющимся воздушным
зазором (рис. 12.16). Датчик состоит
из подвижного якоря 1 и ферромаг
нитного сердечника 2 с катушкой 3.
Если такой датчик закрепить на вза
имно перемещающихся элементах
вагона, то при изменении воздушно
го зазора вследствие относительно
го перемещения элементов вагона
изменяется магнитное сопротивле
ние цепи. Преимущество такого дат
чика — незначительная чувствитель
ность к изменению внешних помех
и возможность работать при низких Рис. 12.16. Принципиальная схема
частотах питающего напряжения индуктивного датчика перемещений
с изменяющимся воздушным зазором
электротока.
647

Рис. 12.17. Принципиальная схема
емкостного датчика перемещений
с переменным расстоянием между
пластинами

Емкостной датчик (рис. 12.17) ра
ботает при высоких частотах питаю
щего напряжения электрического
тока (порядка 1000 Гц). Расстояние
между пластинами 1 и 2 может изме
няться при перемещениях стержня 3
с пластиной 1. Емкостной датчик об
ладает высокой чувствительностью,
но требует применения сложной ап
паратуры и весьма чувствителен к
внешним воздействиям.

12.4.2. Ускорениемеры

Ускорениемеры применяются для измерения ускорений обрессо
ренной и необрессоренной масс вагона. Одним из наиболее распрост
раненных ускорениемеров для
измерения ускорений обрессо
ренной массы вагона является
ускорениемер конструкции
ОАО НИИ железнодорожного
транспорта (рис. 12.18), состо
ящий из инерционной массы 3,
подвешенной к корпусу ускоре
ниемера 2 через упругий шар
нир подвески 6. Вследствие
большой жесткости шарнира
подвески инерционная масса 3
имеет такое же ускорение, что и
колеблющаяся деталь вагона 1,
на которой жестко через рези
новую прокладку укрепляется
Рис. 12.18. Ускорениемер (аксельрометр) ускорениемер.
Возникающая пропорцио
типа УВТ6 Б конструкции ОАО НИИ
железнодорожного транспорта (ОАО ВНИ нальная ускорению сила инер
ИЖТ) для измерения низкочастотных ции деформирует тонкие плас
ускорений:
тинки или ленты 4 и 5, вызывая
а — общий вид ускорениемера; б — прин соответствующие изменения со
ципиальная схема ускорениемера; в —
противлений R1 и R2 наклеенных
осциллограмма статической тарировки
на
пластинках тензодатчиков,
ускорениемера; R и R — тензодатчики
1

648

2

что фиксируется измерительным прибором, включенным в одну из ди
агоналей моста сопротивления.
Ускорениемер тарируется на специальном вибростенде, а также пу
тем медленного и плавного поворачивания его вокруг вертикальной оси
на угол 360°, что соответствует полному периоду изменения ускорения
силы тяжести от +g до –g. Пример записи при тарировке ускорение
мера методом поворачивания и определения масштаба записи пока
зан на рис. 12.18, в, где Ау — амплитуда записанного ускорения, рав
ная g; ат — отклонение сигнала записи ускорения при шунтировании
(параллельном периодическом подсоединении к тензодатчикам одного
плеча их схемы эталонного сопротивления).
Одним и тем же ускорениемером можно замерять как вертикальные,
так и поперечные и продольные ускорения, изменяя направление про
дольной оси его тензодатчиков.
Ускорениемер с сейсмической массой для измерения ускорений нео
брессоренной массы вагона (колесная пара с буксовыми узлами, боко
вая рама грузовой тележки, 1/3 массы рессорных комплектов) отлича
ется от ускорениемера для измерения ускорений обрессоренной массы
значительно меньшей сейсмической массой и возможностью регистра
ции ускорений величиной до 60—70g со значительно большей частотой
(до 300—400 Гц). Кроме того, в ускорениемере предусмотрен режим из
мерения ускорений при узкой полосе частот с пределом верхней грани
цы до 100 Гц с целью измерения низкочастотных составляющих полно
го ускорения, например, буксового узла. Широкая полоса частот дает
возможность измерять полные ускорения буксового узла.
Ускорениемер для измерения ус
корений необрессоренной массы
вагона может крепится на корпусе
буксы или на боковой раме грузовой
тележки с помощью специальных
кронштейнов. Например, для креп
ления на буксовом узле можно при
менять кронштейн, показанный на
рис. 12.19, где А — плоскость для
крепления ускорениемера для изме
рения вертикальных ускорений, Б —
для измерения поперечных горизон Рис. 12.19. Кронштейн для крепления
тальных ускорений.
ускорениемеров на корпусе буксы,
Для снятия с записи ускорений измеряющих ускорения необрессо
ренных масс вагона
очень высоких частот к регистриру
649

ющему прибору подключается параллельно фильтр (конденсатор), ко
торый при измерении ускорений уменьшает их амплитуды. Поэтому
необходима частотная тарировка измерительного канала для определе
ния поправочного коэффициента увеличения амплитуд измеренных ус
корений. Для такой тарировки можно применять высокочастотный ге
нератор или специальное устройство с упругой балочкой с тензодатчика
ми. Через вращающийся электродвигателем эксцентрик балочка
колеблется с разной частотой, а амплитуды колебания ее записываются с
помощью регистрирующей аппаратуры. После обработки записей с амп
литудами колебаний балочки строится графическая зависимость вида
A0
An

= f (n) или k = f(n),

где А0 — амплитуда колебаний практически с нулевой частотой;
Аn — амплитуда при различных частотах колебаний балочки;
k — поправочный коэффициент амплитуды колебаний;
n — частота колебаний.

Беря частоту колебаний и амплитуду колебаний балочки, записан
ные на регистрационном приборе, по полученной графической зависи
мости при соответствующей частоте колебаний балочки находят попра
вочный коэффициент, на который затем умножаются измеренные ус
корениемером амплитуды ускорений, полученных при испытаниях
вагонов.
Из конструкций ускорениемеров, выпускаемых за рубежом, наиболь
ший интерес представляют ускорениемеры фирмы «Киова» (Япония),
которая выпускает ускорениемеры (преобразователи ускорения в элек
трическую величину) в основном серий А и AS с использованием в них
проволочных или фольговых тензодатчиков. Ускорениемеры серии А
применяются для измерения ускорений сравнительно низких величин
(1,0—10g), а ускорения серии АS — ускорений высоких величин (10—
1000g) в диапазоне высоких частот от 240 до 35 000 Гц с чувствительнос
тью выходного напряжения 1,25 мВ/В. Для измерения прямолинейных,
вибрационных и ударных ускорений в одноосном направлении выпус
каются также крупногабаритные ускорениемеры серий АН и АJ. Ус
корениемеры серии АН бывают четырех моделей: 120А50Н, 35А5Н
для измерения ускорений до 5,0g и 120А10Н, 350А10Н для измерения
ускорений до 10g.
Малогабаритные (миниатюрные) ускорениемеры серий АSА выпус
каются четырех моделей: AS100А, AS200А, AS500А, AS1000А для
650

измерения ускорений в одноосном направ
лении до 100, 200, 500 и 1000g соответствен
но, а серии ASВ — трех моделей: AS10В,
AS20В, AS50В для измерения ускорений
в одноосном направлении до 10, 20, 50g
соответственно.
Миниатюрные ускорениемеры для из
мерения в трехосных направлениях выпус
каются фирмой «Киова» двух моделей: AS
TB и ASTA (рис. 12.20). Первые ускорени
емеры весом 10, 20 и 50 г применяются для
измерения ускорений 10, 20 и 50g соответ
ственно при частоте до 240, 380 и 700 Гц
соответственно, а вторые весом 100, 200,
500 и 1000 г — для измерения ускорений до
100, 200, 500, 1000g соответственно при ча
стоте до 1080, 1620, 2500 и 3500 Гц соответ
ственно.

Рис. 12.20. Миниатюрные уско
рениемеры японской фирмы
«Киова» для измерения ускоре
ний в трехосном направлении

12.4.3. Динамометрическая колесная пара
Применяется для измерений вертикальных и поперечных горизон
тальных (боковых) сил, действующих со стороны железнодорожного пути
на колесную пару [56]. В качестве динамометра используется диск коле
са с наклеенными в определенных местах тензодатчиками (рис. 12.21).
С целью уменьшения погрешности измерения вертикальных сил, свя
занной со смещением точки контакта колеса с рельсом относительно
поверхности катания колеса, проволочные тензодатчики сопротивле
ния с базой 10 мм и сопротивлением 200 Ом наклеиваются на внутрен
ней и наружной сторонах диска колеса и собираются в измерительные
электрические цепи, показанные на рис. 12.21, б и в. Например, смеще
ние точки контакта колеса с рельсом относительно поверхности ката
ния колеса на 200 мм вызывает погрешность измерения вертикальных
сил составляющую приблизительно 20 %.
Схема непрерывной регистрации поперечных горизонтальных сил,
предложенная канд. техн. наук А.К. Шафрановским, основана на ис
пользовании тензодатчиков, расположенных по окружности диска ра
диусом 180° на внутренней стороне диска колеса. Такая схема (рис. 12.22)
состоит из моста сопротвлений, в два противоположных рабочих плеча
которого последовательнопараллельно включено по четыре тензодат
651

Рис. 12.21. Тензометрическая колесная пара с тензодатчиками (а) и схемы со
единения тензодатчиков:
б и в — для измерения соответственно вертикальных и поперечных горизонталь
ных сил (тензодатчики расположены на внутренней стороне диска колеса), г и д —
для измерения соответственно вертикальных и поперечных горизонтальных сил
(тензодатчики расположены на обеих сторонах диска колеса); 1, 2, 3, 4, 5, 6, 7,
8 — тензодатчики

Рис. 12.22. Схема непрерывного
измерения поперечных горизон
тальных сил путем измерения де
формаций диска колеса тензомет
рической колесной пары:
I — вольтметр для измерения на
пряжения электропитания; II —
балансировочный блок; III — маг
нитограф или компьютер; IV —
тензодатчики; V — контакты то
косъемника; VI — тензометричес
кий усилитель; 1—8 — номера
тензодатчиков, наклеенных на
диск колеса

652

чика с угловым интервалом между ними 45°. В два нерабочих плеча мо
ста сопротивлений включено по одному компенсационному тензодат
чику. Общее сопротивление каждого плеча моста равно 200 Ом при со
противлении тензодатчика 200 Ом. Питание моста сопротивлений и под
ключение измерительной цепи на входе тензометрического усилителя
при вращении колесной пары производится через специальные токосъ
емники. Однако, как показал многолетний опыт измерения вертикаль
ных и поперечных горизонтальных сил, такая схема их измерения име
ет ряд недостатков: низкая и неравномерная чувствительность за один
оборот колеса, отсутствие термокомпенсации, сравнительно невысокая
точность измерения сил, количество отсчетов измерений не более че
тырех за один оборот колеса. Поэтому в дальнейшем канд. техн. наук
А.Д. Скаловым и канд. техн. наук В.А. Ковалем была предложена схема
измерения сил с двумя авктивными тензодатчиками [55]. Однако и эта
схема не позволяет производить большое количество измерений за один
оборот колеса. Кроме того, большие интервалы в измерениях вертикаль
ных и поперечных горизонтальных сил вызывают пропуск измерения
величин сил на ряде коротких неровностей железнодорожного пути.
Для определения мест наклейки дензодатчиков на диске колеса, в
которых возникают деформации только от вертикальных или только от
горизонтальных поперечных сил, по высоте диска в различных его точ
ках наклеивают 10—11 тензодатчиков и колесная пара тарируется на
специальном стенде для испытания колесных пар, что позволяет при
кладывать вертикальные силы к шейкам оси и поперечные горизонталь
ные силы к ободам колес. По результатам тарировки выбираются тен
зодатчики, чувствительные только к вертикальным или только попереч
ным горизонтальным силам. Для передачи электрических сигналов от
тензодатчиков на усилительнорегистрирующую аппаратуру, располо
женную в вагонелаборатории, применяются специальные малогабарит
ные токосъемники, укрепленные на невращающихся узлах вагона, на
пример на корпусе буксы.
В настоящее время применяется более совершенная измерительная
схема, разработанная канд. техн. наук В.А. Ковалем и канд. техн. наук
А.Н. Кажаевым (рис. 12.23) [56]. Тензометрические схемы этой систе
мы состоят из четырех активных проволочных тензодатчиков, располо
женных по концам любых двух взаимно перпендикулярных диаметров
колеса динамометрической колесной пары. Максимальная суммарная
погрешность измерения вертикальных и поперечных горизонтальных сил
при такой схеме точечного измерения не превышает 5 %. В качестве усили
телей электрических сигналов от тензодатчиков применяются 12каналь
653

Рис. 12.23. Схема точечного измерения вертикальных и поперечных горизон
тальных сил с помощью тензометрической колесной пары:
а — расположение тензодатчиков R на диске колеса (сплошная линия — наруж
ная сторона диска, штриховая линия — внутренняя сторона диска); б и в — элек
трические схемы полумостов сопротивлений для измерения соответственно вер
тикальных и поперечных горизонтальных сил

ные электронные усилители типа KWS3072 фирмы «НВМ» (Германия),
а для обработки результатов измерения по заданной программе приме
няется компьютер. Такая измерительная схема дает возможность изме
рять значения вертикальных и поперечных горизонтальных сил через
25 см по протяженности железнодорожного пути и проводить спектраль
ный анализ сил взаимодействия колеса и рельса в диапазоне частот, оп
ределяющем изгибнокрутильные колебания рельса. Электронное уст
ройство производит вырезание из непрерывных сигналов измеритель
ных схем информационные значения вертикальных и поперечных
горизонтальных сил в те моменты, когда тензодатчики измерительных
схем находятся на диаметре колеса, перпендикулярном рельсу; комму
тирует последовательные значения каждой из них на один регистриру
ющий канал и автоматически определяет направление действия попе
речной горизонтальной силы, действующей на колесо. Измерительная
система универсальна и может быть применена для измерения верти
кальных и поперечных горизонтальных сил с использованием диско
вых и спицевых колес.
Для измерения направляющего усилия между гребнем колеса и го
ловкой рельса применяется составное или разделенное колесо в верти
кальной плоскости (рис. 12.24), схема разделения которого предложена
итальянскими специалистами в области испытаний вагонов и взаимо
действия их с железнодорожным путем [57]. Для получения составного
колеса оно разрезано на две части (I и II) в направлении, перпендику
лярном оси, в которых по окружности просверлены 12 отверстий для
соединительных болтов диаметром 20 мм с тензодатчиками, проходя
654

щих через части I и II. Соединитель
ные болты под воздействием на
правляющего усилия S работают на
растяжение.
Применение составного колеса
устраняет трудности, связанные с
очертанием контактирующих эле
ментов, так как усилие S измеряет
ся через напряжения в соединитель
ных болтах. В этом случае также уп
рощается проверка и тарировка
измерительной аппаратуры, так как
наклеенные на болтах тензодатчики
можно разместить так, чтобы реги
стрировать только напряжения рас
тяжения. В этом случае достаточно Рис. 12.24. Расчетная схема составно
приложить к колесу усилие S задан го колеса для измерения поперечных
ной величины и протарировать со
горизонтальных сил:
ответствующим образом измери V — реактивная сила, перпендикуляр
тельную схему. Часть II представля ная поверхности опирания колеса на
ет собой кольцо прямоугольного рельс; Т — горизонтальная реактивная
сечения толщиной 40—50 мм и ши сила, возникающая при скольжении
риной 120—130 мм, а часть I — колеса по рельсу; R — горизонтальная
сплошной диск с волнистой средней составляющая силы тяжести; S — дав
ление гребня колеса на рельс
частью в радиальном направлении и
переменной толщиной, изменяющейся от 25 до 50 мм.
При разработке составных колес для измерения направляющего уси
лия при больших осевых нагрузках (18—20 т) было установлено, что уси
ление части II можно достигнуть лишь за счет некоторого увеличения
его толщины в радиальном направлении, так как существенное увели
чение ширины по конструктивным соображениям невозможно. Эффек
тивным средством для измерения больших величин направляющего уси
лия является увеличение диаметра соединительных болтов. Проведен
ные поверочные расчеты колеса с диаметром 1000 мм по кругу катания
показали, что одновременно направляющее усилие могут воспринимать
дватри соединительных болта, в которых максимальное значение рас
тягивающей силы составляет 92 % величины направляющего усилия S.
Принимая максимально допустимое значение напряжения в соедини
тельных болтах от силы растяжения, можно установить область приме
нения таких колес.
655

12.4.4. Динамометры, применяемые при динамических
испытаниях вагонов
С целью повышения точности измерений различных динамических
показателей в качестве естественных динамометров используются раз
личные элементы вагона. Так, для измерения вертикальных динамичес
ких сил часто применяют надрессорную балку и боковую балку рамы
грузовой или пассажирской тележки, а для измерения рамных сил —
боковые балки рамы грузовой тележки. На эти элементы в определен
ных местах наклеивают тензодатчики, собираемые в различные элект
рические схемы. На рис. 12.25 показаны схемы установки и соединения
тензодатчиков на надрессорной балке тележки для измерения вертикаль
ных динамических сил, а на рис. 12.26 — на боковой раме тележки для
измерения рамных сил и вертикальных динамических сил, действую
щих на необрессоренную массу тележки. При таких схемах соединения
тензодатчиков между собой регистрируются деформации элементов те
лежки только от вертикальной или рамной силы, которая равна сумме
рамных сил, действующих от
каждого колеса колесной пары
на соответствующую боковую
балку рамы тележки. Можно
также определять рамную силу
как алгебраическую сумму пу
тем объединения электричес
ких схем соединения тензодат
чиков на каждой боковой бал
ке рамы тележки в единую
электрическую схему. Поэтому
в одно плечо внешнего полу
моста сопротивления соединя
ются последовательнопарал
лельно тензодатчики, накле
енные на поверхности двух
Рис. 12.25. Схемы установки и соединения боковых балок рамы тележки,
тензодатчиков для измерения вертикальных в которых возникают дефор
динамических сил по деформациям в сече
мации одного и того же знака
ниях надрессорной балки тележки моделей
18100, 18578, 18194, 18101; А—А — около (растяжение или сжатие воло
скользуна, Б—Б — под подпятником надрес кон) при действии рамной
сорной балки; К1 и К2 — компенсационные силы от колесной пары на обе
боковые балки рамы тележки.
тензодатчики
656

Рис. 12.26. Схемы размещения в сечении 11 (а, б) и соединения тензодатчиков 1—8
(в) на боковой раме тележки модели 18100 для измерения рамной силы по дефор
мациям боковой рамы тележки, а также на поверхности боковой рамы тележки (г)
для измерения вертикальных динамических сил по необрессоренной массе:
1′ — активный тензодатчик, 2′ — компенсационный тензодатчик

Для непосредственного измерения фактических сил трения в фрик
ционном клиновом гасителе колебаний тележки моделей 18578,
181004, 18194, 18101 при движении можно использовать фрикцион
ную планку и фрикционный клин как динамометр. Для этого проф.
П.С. Анисимовым было предложено специальное устройство [41], по
казанное на рис. 12.27. Оно состоит из фрикционной планки 4, осво
божденной от заклепок, а также из металлических соединительных стер
жней 3 с левой и правой резьбой для соединения их с фрикционной план
кой и с Побразным кронштейном 5 и стержней 2 для соединения их с
фрикционной планкой и с Гобразным
кронштейном 6. Для уменьшения влия
ния сил трения покоя между фрикцион
ной планкой и колонкой боковой балки
рамы тележки на точность измерения сил
трения на фрикционной планке сделано
круговое углубление величиной 8 мм для
установки упорного шарикоподшипни
ка 7 с 28 незакаленными шариками диа
метром 15 мм. Твердость их несколько
меньше твердости боковой балки рамы
тележки с целью предотвращения вдав
ливания этих шариков в колонку рамы
Рис. 12.27. Устройство для изме
тележки. Через отверстия 1 в Побраз
рения фактических сил трения в
ном кронштейне 5 пропущен запорный фрикционном клиновом гасите
стержень, приваренный к кронштейну и ле колебаний грузовой тележки
боковой балке рамы тележки.
модели 18100 при движении ва
Устройство для определения сил тре гона по железнодорожному пути
ния клинового гасителя колебаний в со случайными неровностями
657

динамики крепится жестко электросваркой на боковой балке рамы те
лежки (рис. 12.28). На тележку устанавливается четыре измеритель
ных устройства, каждое из которых измеряет силы трения между од
ним фрикционным клином и одной фрикционной планкой; перед по
становкой на тележку каждое устройство тарируется с помощью
гидравлического или пневматического устройства с динамометром или
манометром. Взаимное влияние измеряемых сил трения в вертикаль
ной и поперечной горизонтальной плоскостях при принятых схемах

Рис. 12.28. Принципиальная схема устройства для определения сил трения меж
ду фрикционной планкой и фрикционным клином клинового гасителя колеба
ний тележки моделей 18100, 18578, 18194, 18101 (а) и схемы соединения тен
зодатчиков (б) для непосредственного одновременного измерения сил трения в
вертикальном направлении (схема I) и в поперечном горизонтальном направле
нии (схема II): 1 — фрикционный клин; 2 — металлический вертикальный стер
жень с тензодатчиками; 3 — надрессорная балка тележки; 4 — боковая рама те
лежки; 5 — кронштейн для крепления вертикальных стержней с тензодатчиками;
6 — фрикционная планка клинового гасителя колебаний; 7 —кронштейн для креп
ления горизонтальных металлических стржней с тензодатчиками; 8 — запорный
металлический стержень; 9 — металлический горизонтальный стержень с тензо
датчиками. Буквами обозначены активные тензодатчики, К — компенсационный
тензодатчик

658

соединения тензодатчиков со
ставляет 2—3 %. На деформации
стержней с тензодатчиками, выз
ванные их изгибом и кручением,
тензодатчики практически не ре
агируют.
В качестве примера на рис.
12.29 показаны гистограмма 1
распределения случайных вели
чин сил трения гасителя колеба
ний в вертикальном направлении
и теоретическая кривая 2 распре
деления сил трения, создаваемых
между двумя фрикционными
клиньями и двумя фрикционны
ми планками одного рессорного
комплекта тележки модели 18578
в вертикальной плоскости. Боль
шой диапазон определяемых сил
трения объясняется тем, что их
измерение производилось на уча
стке пути длиной 100 км различ
ного состояния, что отразилось на
значениях вертикальных динами
ческих сил, а следовательно, и на
значениях силы трения гасителя
колебаний в вертикальной плос
кости, которая пропорциональна
вертикальной динамической на
грузке на рессорный комплект.

Рис. 12.29. Гистограмма 1 и теоретичес
кая кривая нормального распределения
2 случайных величин силы трения, со
здаваемой двумя клиновыми гасителя
ми колебаний одного рессорного комп
лекта тележки в вертикальном направ
лении при скорости движения 80 км/ч
по прямым участкам железнодорожного
пути; n — количество опытных данных,
Fв — среднее значение (математическое
ожидание) силы трения, σ — среднеквад
ратическое отклонение, αn — мера косо
сти, εn — мера крутости, Р(λ) — критерий
согласия по А.Н. Колмогорову, Fmax —
максимальное вероятное значение силы
трения

12.5. Испытания вагонов на продольные удары
при их соударении
Для динамических ударных испытаний грузовых вагонов продольные
ударные силы прикладываются к раме вагона через автосцепку. Испыта
ния проводятся с целью определения динамических напряжений и их рас
пределения в раме и кузове вагона, предельно допустимой продольной силы,
при которой может произойти разрушение рамы или кузова вагона, а так
659

же для оценки соответствия характеристик поглощающих аппаратов авто
сцепки массе данного вагона и условиям его эксплуатации.
Ударные испытания могут проводиться с одиночным вагоном, кото
рый ударяется в группу заторможенных тормозными башмаками и ав
томатическим тормозом груженых вагонов, стоящих на прямом участке
железнодорожного пути, или в который ударяется груженый вагонбоек
при различных скоростях соударения. В последнем случае испытывае
мый вагон сцеплен с группой заторможенных вагонов. Кроме того, ис
пытания группы вагонов на действие продольных сил соударения про
водятся при трогании с места поезда, осаживании, при торможении и
при движении поезда по переломам профиля железнодорожного пути.
При испытаниях одиночного вагона груженый вагонбоек накатывает
ся на стоящий в группе вагонов испытываемый вагон локомотивом, кото
рый отцепляется от вагонабойка автоматически при достижении им при
мерной заданной скорости соударения (по скоростемеру локомотива).
Сигналы от измерительных приборов на испытываемом вагоне по
электрическим кабелям поступают в вагонлабораторию, стоящий на
параллельном железнодорожном пути. Для измерения продольной силы
удара в раму вагона через автосцепку применяется динамометрическая
автосцепка (рис. 12.30) с наклеенными на хвостовике автосцепки актив
ными проволочными тензодатчиками 14, расположенными вдоль оси
действия продольной силы удара, и компенсационными тензодатчиками
К1—К4, расположенными по
перек этой оси. Перед постанов
кой на вагон автосцепкадина
мометр тарируется с помощью
гидравлического пресса, рас
талкивающего два сцепленных
между собою вагона с опреде
ленными величинами продоль
ной силы, определяемыми по
манометру.
Испытания грузовых ваго
нов на продольные ударные
силы можно также проводить на
специальном стендегорке с ле
бедкой (см. рис. 12.8), который
Рис. 12.30. Схема электрического соеди
позволяет точно обеспечивать
нения тензодатчиков (а) и монтажная схе
заданный режим испытаний и
ма тензодатчиков на корпусе автосцепки
типа СА3 (б)
контроль за экспериментом.
660

При испытаниях вагонов на соударение измеряется сила удара в ав
тосцепку, напряжения в элементах конструкции вагона с помощью тен
зодатчиков, продольные ускорения вагона с помощью ускорениемеров,
относительные продольные и поперечные перемещения ударяющихся
вагонов и деформации сжатия поглощающих аппаратов автосцепки с
помощью прогибомеров, а также скорость соударения ударяемого и уда
ряющегося вагонов.
При подготовке вагонов к испытаниям на соударение особое внима
ние уделяется состоянию поглощающих аппаратов автосцепки, особен
но пружиннофрикционных, так как от степени приработки, износа и
состояния поверхностей трения фрикционных клиньев и внутренней
поверхности горловины корпуса автосцепки сила удара может суще
ственно изменяться, что будет сказываться на повышенном напряжен
ном состоянии элементов вагона.

12.6. Статические испытания вагонов на прочность
Статический режим нагружения вагона характеризуется однократ
ным и длительным приложением внешней нагрузки, монотонно дости
гающей максимальной величины. Основными задачами статических
испытаний являются всестороннее исследование прочности новой кон
струкции вагона или исследование прочности только его отдельных уз
лов и элементов в связи с частичным изменением конструкции; иссле
дование устойчивости несущей конструкции вагона в целом или ее от
дельных элементов; проверка правильности и рациональности
конструктивного решения; проверка правильности применяемых рас
четных схем вагона и результатов расчетов путем сопоставления между
собой результатов расчетов и испытаний.
Режим нагружения вагона выбирается с учетом максимальных сил,
возникающих при его эксплуатации. При статических прочностных ис
пытаниях основными силами являются вертикальные статические на
грузки от массы брутто вагона; продольные от скручивания кузова ва
гона моментами, приложенными в плоскости шкворневых балок рамы
вагона, и от распора кузова сыпучими грузами; гидростатическое дав
ление жидкости и внутреннее давление газов у цистерн; силы, возника
ющие при разгрузке вагона на вагоноопрокидывателях; силы, возника
ющие при подъеме кузова вагона домкратами во время ремонта.
При статических прочностных испытаниях важное значение имеет
правильный выбор мест установки тензодатчиков для измерения дефор
маций, по которым определяются напряжения в элементах вагона. Они
661

должны наклеиваться в местах ожидания наибольших напряжений; в
местах предположения излишней затраты материала конструкции ва
гона; в местах, позволяющих проверить расчетную схему и результаты
расчетов; в наиболее ответственных элементах, от которых непосред
ственно зависит безопасность движения вагона.
Направление установки тензодатчиков и их количество зависит от вида
напряженного состояния. При простом линейном напряженном состоя
нии достаточно установить в каждом исследуемом месте один активный
тензодатчик в направлении наибольших деформаций. В этом случае мо
гут быть использованы измерительные схемы, приведенные в табл. 12.1.
Таблица 12.1
Размещение танзодатчиков для измерения деформаций при различных
нагружениях при одноосном напряженном состоянии
№
схемы

Измеряемая деформация

1

Растяжение (сжатие)

2

Растяжение (сжатие)

3

Изгиб

Направление действия
нагрузки и располо- Связь между действижение тензодатчиков: тельной ε и измеренА — активного, К — ной ε0 деформциями
компенсационного
ε = ε0
ε=

ε0
1+ µ

ε = ε0
4

Растяжение (сжатие), изгиб

5

Растяжение (сжатие), изгиб

ε
εп = 0
2

ε = ε0
6

Растяжение (сжатие), изгиб
ε=

662

ε0
1+ µ

При плоском линейном напряженном состоя
нии может быть два варианта: направления глав
ных напряжений известны или неизвестны. В пер
вом случае каждый из двух тензодатчиков устанав
ливается по направлению действия главных
напряжений (рис. 12.31). Под действием напря
жения σ1 первый тензодатчик регистрирует дефор

σ
мацию ε11 = 2 а под действием напряжения σ2 —
E
σ2
=
деформацию ε11
. Аналогично второй тен
1
E
зодатчик регистрирует деформации

Рис. 12.31. Размеще
ние тензодатчиков 1
и 2 при известном на
правлении главных
напряжений

σ
σ1
ε12 = 2 ; ε11
=
.
2
E
E
Суммарную деформацию, зарегистрированную каждым тензодатчи
ком, можно определить из выражений
ε1 = ε 11 +ε11
=
2

1
1
= (σ2 − µσ1 ),
(σ1 − µσ2 ); ε2 = ε12 + ε11
2
E
E

откуда напряжения

ε +ε µ
ε +ε µ
σ1 = E 1 2 ; σ2 = E 2 1 .
1 − µ2
1 − µ2
При плоском напряженном состоя
нии с неизвестным направлением глав
ных напряжений необходимо использо
вать не менее трех тензодатчиков. При
расположении тензодатчиков под угла
ми 0°, 45° и 90° (рис. 12.32) направление
первого главного напряжения опреде
ляется углом a по формуле:
tg2α =

2ε45 − (ε0 + ε90 )
ε0 − ε90

,

где ε0, ε45, ε90 — деформации, измеренные
тензодатчиками, расположенными под уг
лами 0, 45 и 90° соответственно.

Рис. 12.32. Размещение тензодат
чиков 1, 2, 3 при неизвестном на
правлении главных напряжений

663

Значения главных относительных деформаций по направлению глав
ных напряжений определяются по формулам

ε −ε
1
ε1 =  ε0 + ε90 + 0 90
2 
Cos 2α

ε −ε

1
; ε2 =  ε0 + ε90 − 0 90

2 
сos2α



.



Погрешности измерения деформаций зависят от отношения

ε1
.
ε2

Наибольшая погрешность, особенно при определении угла α, получа

ε
ется при отношении 1 , близком к единице.
ε2
Главные нормальные напряжения при их неизвестных направлени
ях определяются по формулам

ε +ε µ
ε +ε µ
σ1 = E 1 2 ; σ2 = E 2 1 ,
1 − µ2
1 − µ2
где µ — коэффициент Пуассона;
Е — модуль упругости.

Наибольшее касательное напряжение, действующее под углом 45° к
направлению главных напряжений, равно их полуразности.
При объемном напряженном состоянии следует располагать тензо
датчики в трех взаимно перпендикулярных направлениях, что трудно
сделать в испытываемых конструкциях вагона. Измерение деформаций
в этом случае можно выполнять лишь на специальных полимерных мо
делях деталей или узлов вагона, применяя тензодатчики без бумажной
основы.
В местах значительной концентрации напряжений, где велик гради
ент напряжений, тензодатчики показывают некоторую осредненную в
пределах их базы величину напряжений. Поэтому для более правиль
ной оценки величины напряжений необходимо использовать активные
тензодатчики с базой 3 или 5 мм.
Для измерения напряжений в оси колесной пары от статической вер
тикальной нагрузки на испытательном стенде тензодатчики наклеива
ются на подступичной и средней частях оси по двум схемам (рис. 12.33);
по первой схеме наклеиваются по одному активному тензодатчику в
каждом сечении оси, а по второй схеме — по два тензодатчика. Актив
664

ные тензодатчики ориентиру
ются вдоль продольной оси, а
компенсационные – поперек
продольной оси. В этом случае
для определения действитель
ной деформации волокон оси
измеренную деформацию не
обходимо уменьшить на коэф
фициент Пуассона, равный для
стали 0,25—0,3.
Для измерения напряжений
в надрессорной балке пасса
жирской тележки, нагруженной
вертикальной силой на испыта
тельном стенде через пятнико
вый узел, активные тензодатчи
ки наклеиваются на нижнюю
поверхность балки, а компенса
ционные тензодатчики – попе
рек продольной оси надрессор
ной балки (рис. 12.34). В каж

Рис. 12.33. Размещение тензодатчиков на
оси колесной пары в двух сечениях и схема
их соединения:
А — активный тензодатчик, К — компен
сационный тензодатчик

Рис. 12.34. Схема размещения тензодатчиков и электрическая схема их соедине
ния в трех сечениях надрессорной балки пассажирской тележки типа ТВЗЦНИИ:
Р — вертикальная нагрузка; А — активный тензодатчик; К — компенсацион
ный тензодатчик

665

дом сечении наклеивается по три тензодатчика, показания которых при
плоском изгибе надрессорной балки должны быть практически одина
ковыми. При такой схеме наклейки компенсационных тензодатчиков
действительные напряжения в надрессорной балке меньше измеренных
напряжений на коэффициент Пуассона, следовательно, измеренные на
пряжения необходимо уменьшить в 1,25—1,3 раза для получения дей
ствительных напряжений.
Для регистрации амплитуд статических напряжений применяют спе
циальные приборы для измерения статических деформаций, например
прибор модели SM60 AT японской фирмы «Киова» (рис. 12.35). Он пред
ставляет собой портативный индикатор для высокочастотного измерения
статических деформаций с помощью тензодатчиков в широком диапазоне
(от –29 500 до +30 500⋅10–6
единиц деформации). Приме
нение индикатора в комплек
се с коробкой балансировки и
переключения позволяет про
водить измерение деформа
ций по многим каналам за
короткое время. Одна такая
коробка обеспечивает пере
ключение по 24 каналам, а
для увеличения каналов не
сколько коробок можно со
единять между собою после
довательно. Индикатор стати
ческих деформаций работает
устойчиво в диапазоне рабо
чих температур –10….+50 °С,
в качестве источника элект
ропитания применяют сухие
аккумуляторные батареи (6
штук) типа UM1A с общим
напряжением 9 В, которые
Рис. 12.35. Прибор для измерения статичес
позволяют непрерывно изме
ких деформаций модели SM60 AT японс
рять статические деформации
кой фирмы «Киова» (а), индикатор с короб
в течение 20 ч. Измеритель
кой балансировки и переключения каналов
ный прибор имеет габариты
модели SS24R (б), последовательное соеди
200×380×125 мм и весит 5,5 кг.
нение коробок балансировки между собою (в)
666

Для автоматизации процесса регистрации статических деформаций
в большом количестве точек используют автоматические цифровые ус
тройства измерения деформаций. Например, фирма «Киова» изготав
ливает такое устройство, состоящее из цифрового самописца модели SD5
и автоматической развертывающей коробки модели ASB60N на 60 ка
налов, которые можно соединять между собой последовательно для уве
личения числа каналов измерения до 600. Время измерения статичес
ких деформаций – примерно 0,5 с на канал измерения, имеется также
переключатель на 2 и 5 с; диапазон рабочей температуры — от нуля до
+40 °С; источник питания — переменный ток напряжением 220 В с ча
стотой 50/60 Гц. Цифровой самописец имеет габаритные размеры
560×1120×584 мм и вес 128 кг, а автоматическая развертывающая короб
ка — 560×1120×584 мм и вес 125 кг соответственно.

12.7. Вибрационные испытания
Вибрационные испытания вагона проводятся с целью определения
их усталостной прочности (долговечности) на специальных стендах для
получения абсолютных или сравнительных данных. В первом случае
конструкция вагона или отдельных его узлов и элементов подвергается
воздействию вибрационных нагрузок, эквивалентных по повреждаю
щему действию всем эксплуатационным нагрузкам, обусловленным
колебаниями обрессоренных и необрессоренных масс вагона. Во вто
ром случае режим опытных (испытательных) нагрузок обычно является
форсированным, но при условии сохранения физической природы раз
рушения конструкции вагона или отдельных его узлов и элементов. При
сравнительных испытаниях в равных условиях проверяются два узла или
больше и сопоставляется их долговечность. При этом целесообразно
сравнивать новую конструкцию с серийной, хорошо зарекомендовав
шей себя в эксплуатации.
Вибрационные и ударные испытания на долговечность вагона в це
лом требуют особенно тщательного обоснования методики и режимов
испытания; обычно эти испытания являются сравнительными. Такие
испытания проводятся на специальных стендах, например, в ОАО «НИИ
железнодорожного транспорта» (ОАО ВНИИЖТ) или на вагонострои
тельных заводах (в городах Нижний Тагил, Мариуполь, Барнаул, Кре
менчуг, Тверь и др.).
Особенно распространены вибрационные испытания отдельных уз
лов и элементов вагона, например рам, кузова, надрессорной балки и
боковых рам грузовых тележек, рам пассажирских тележек, рессорных
667

комплектов. При этих испытаниях обычно используют типовые ма
шины и стенды для испытания на усталость, например прессы с гид
ропульсаторами или специальные электромагнитные возбудители виб
раций, работающие, как правило, в резонансном режиме. Исходными
данными для разработки методики таких испытаний являются стати
стические закономерности изменения нагрузок и напряжений, дей
ствующих в рассматриваемом узле или элементе вагона во время его
эксплуатации.
Вследствие того, что в настоящее время нормируются показатели на
дежности для многих элементов вагона, особое значение имеет внедре
ние соответствующих вибрационных испытаний на вагоностроитель
ных заводах. Эти испытания, как правило, проводятся по достаточно
малой выборке, объем которой зависит от заданной точности определе
ния показателей надежности.
В качестве примера на рис. 12.36 представлена принципиальная схе
ма стенда для вибрационных испытаний вагона. Вибрационный стенд
состоит из пневматического пульсатора 2
и электромагнитного возбудителя 1, смон
тированных в фундаментных нишах. В ниж
ней части тележек установлены плиты 4
для возбуждения колебаний вагона. В на
чале вибрационных испытаний включают
ся в работу электромагнитные возбудите
ли с регулируемой частотой возбуждения,
Рис. 12.36. Стенд для вибра
которые, взаимодействуя с плитой 4, воз
ционных испытаний натур
буждают
колебания кузова вагона 3. Пос
ного вагона
ле этого включаются в работу пневмати
ческие пульсаторы 2 и проводятся длитель
ные вибрационные испытания отдельных
узлов вагона (автосцепное и тормозное
оборудование, рессорное подвешивание),
а также элементов кузова, тележки, элект
родвигателей, компрессоров, устройств
кондиционирования воздуха в пассажирс
Рис. 12.37. Стенд для вибра ких вагонах и других агрегатов с неполно
ционных испытаний рессор стью уравновешенными силами инерции
ного подвешивания грузовой вращающихся масс.
тележки моделей 18100,
Стенд имеет для испытания рессорно
18578, 18194, 18101
го комплекта (рис. 12.37) станину 1, на
668

которой закреплены стойки 2 и шарнирная балка 3 с грузом 4 на сво
бодном конце, имитирующем массу кузова вагона. Привод стенда с
помощью катка и толкателя 5 имитирует воздействие железнодорож
ного пути по оси буксового проема боковой рамы тележки на боко
вую раму 6 тележки. В другом буксовом проеме боковой рамы и над
рессорной балки тележки установлены измерительные устройства 7.
Привод стенда возбуждает вынужденные колебания груза 4, а регис
трирующие устройства 7 автоматически регистрируют амплитудно
частотные характеристики, по которым определяются динамическая
нагруженность рессорного комплекта и техническое состояние уп
ругих и демпфирующих элементов рессорного подвешивания.
Процесс затухания свободных колебаний внешне проявляется в
уменьшении амплитуды отклонения груза 4 от его равновесного поло
жения вследствие рассеивания механической энергии гасителями ко
лебаний тележки. Анализ полученной виброграммы (рис. 12.38) позво
ляет определить частоту колебаний ωс по формуле
ωc =

Cп
mo.ч

;

Cп
mo.ч

Т к = 2π,

где Cп — жесткость упругих элементов рессорного подвешивания тележки;
mo.ч — масса обрессоренных частей;
Тк — период колебаний.

Исходя из этой формулы при известной или определенной расчетом
обрессоренной массе определяется действительная жесткость Сп рес
сорного комплекта.
По измерению уменьшения
амплитуды колебаний ∆z за
один период колебаний опре
деляется коэффициент погло
щения механической энергии.
Закон убывания амплитуды
колебания зависит от характе
ра сил сопротивления (трения)
Рис. 12.38. Схема одномассовой колеба
в гасителе колебаний.
тельной системы (а) и виброграмма сво
бодных затухающих колебаний (б):
z — амплитуда колебаний; Т — период
колебаний; t —время

669

12.8. Автоматизация обработки результатов испытаний
вагонов
Обработка результатов испытаний вагонов очень кропотливая и тру
доемкая, причем ее качество и скорость обработки во многом зависят
от квалификации специалистов, выполняющих эту операцию. Продол
жительность этой обработки составляет 30—40 % общего времени ис
пытания вагона. Кроме того, увеличение с каждым годом количества
экспериментальных научноисследовательских работ и рост объема ин
формации по ним требует значительного сокращения сроков обработ
ки и повышения ее качества. Следовательно, возникает противоречие
между практически неограниченными в настоящее время возможнос
тями современной усилительнорегистрирующей аппаратуры и ограни
ченными возможностями обработки результатов испытаний вагонов.
Выход из этого противоречия — автоматизация процессов обработки
результатов испытаний.
Существуют два принципиально различных способа автоматизации
обработки результатов испытаний: 1 — непосредственная автоматичес
кая обработка в вагонелаборатории во время проведения испытаний
без предварительной регистрации исследуемых динамических процес
сов вагона на записывающей аппаратуре, 2 — обработка в стационар
ных условиях с использованием предварительной регистрации иссле
дуемых динамических процессов на магнитографе или в персональном
компьютере.
В настоящее время при динамических испытаниях вагонов и испы
таниях по воздействию их на железнодорожный путь применяются сле
дующие современные оригинальные программные обеспечения систе
мы пакета автоматической обработки электрических сигналов от тен
зодатчиков: «Мера», разработанное в России; Catman 3.0, разработанное
фирмой «НВМ» (Германия), и компьютерная автоматизация на базе Lab
VIEM — платформы фирмы «National Instruments» [48].
Программное обеспечение «Мера» включает в себя аналогоцифро
вые преобразователи (АЦП) типов L264 и LC301 фирмы «LCARD»,
крейтовую систему типа LTC фирмы «CCARD», принтерный порт типа
LPT1, контроллер крейтовой системы типа LC014, два модуля вибро
каналов типа LC201, персональные компьютеры Пентиум ММХ и Кин
тек 1, устройство многоканальной выборки и хранения аналоговых сиг
налов от тензодатчиков и программный пакет обработки измеряемых
сигналов, обеспечивающий регистрацию, автоматическую обработку и
хранение результатов обработки сигналов от тензодатчиков и измери
670

тельных приборов. Крейтовая система передает измеряемые сигналы от
тензодатчиков на жесткий диск компьютера через принтерный порт.
Регистрация величин, например ускорений, с помощью крейтовой
системы типа LTC и компьютера типа Кинтек 1 производится по схеме,
показанной на рис. 12.39, где У1…У4 — порядковые номера ускорение
меров. В пакете обработки сигналов от тензодатчиков предусмотрена
возможность получения копий с экрана монитора на диске или на бу
маге. В любой момент можно сканировать с экрана монитора любое
необходимое изображение. С помощью пакета обработки сигналов от
тензодатчиков можно по экспериментальным данным графически стро
ить также спектральные плотности измеряемых процессов на вагоне.
Пакет обработки сигналов может быть с командным режимом и без него
(последний применяется в настоящее время наиболее часто).
Программное обеспечение Catman 3.0 с электронным усилителем
типа Spider 8 или Spider 830 позволяет организовать автоматическую
обработку результатов испытаний и визуализацию сбора информации
по испытаниям вагона с помощью трех инструментов: Catмодули,
Onlineдокументы и программы, написанные на языке сценариев
CatScript. Полная схема такого программного обеспечения показана на
рис. 12.40, где модуль математики служит для обработки и анализа со

Рис. 12.39. Схема измерения ускорений отдельных узлов вагона с помощью
крейтовой системы типа LTC компьютера типа Кинтек 1

671

Рис. 12.40. Полная схема измерительного программного обеспечения типа
Catman 3.0

держимого базы данных. Имеется возможность экспортировать и им
портировать результаты испытаний в любое время и в любую другую
программу, поддерживающую стандартные форматы файлов. Важной
особенностью программы является возможность записей сценариев,
небольших управляющих программ, служащих для управления процес
сами измерения опытных данных, полученных при испытаниях.
Для работы с измерительнорасчетной программой необходим пер
сональный компьютер со следующими данными: операционная система
Windows 95/98, Windows NT версии 4 Servce Pak 3, Windows 2000; Inter
Pentium; оперативная память 32 Mbute; свободное пространство на жест
672

ком диске не менее 60 МВ; Microsoft — совместимая мышь; постоянно
установленный принтер; последовательный интерфейс RS 232 или парал
лельный порт принтера для подсоединения измерительных приборов.
С помощью языка программирования CatScript можно создавать соб
ственные последовательности сбора информации по проводимым ис
пытаниям, обрабатывать результаты испытаний, строить графики по
результатам измерений, работать с базой данных испытаний, проводить
математические операции (дифференцирование, интегрирование, ана
лиз результатов испытаний, аппроксимирование, сглаживание кривой
распределения величин случайных процессов, определение средних и
максимальных значений испытываемых параметров вагона).
При компьютерной автоматизации на базе Lab VIEW основной прин
цип сбора информации по испытаниям, автоматизации обработки ре
зультатов испытаний состоит в модификации персонального компью
тера до уровня современного измерительного прибора с требуемыми мет
рологическими характеристиками. Существуют два основных подхода
к конфигурированию измерительновычислительных комплексов: 1 —
от тензодатчиков или исполнительных механизмов до измерительной час
ти, 2 — от обработки до вычислительной части результатов измерения при
испытаниях. Первый подход применяется, например, для измерения с по
мощью тензодатчиков и обработки какихто определенных показателей
(силы, напряжения, ускорения, перемещения). В этом случае измеритель
новычислительный комплекс (рис. 12.41) состоит из модульной сис
темы согласования измеренных сигналов типа SCX1; 32канального
модуля типа SCX1 1102; 8канального модуля типа SCX1 1520 для под

Рис. 12.41. Измерительновычислительный комплекс компьютерной автомати
зации экспериментальных исследований типа Lab VIEW фирмы National
Instruments

673

ключения тензодатчиков с возможностью компенсации длинных сиг
нальных проводных линий и автокалибровки. После преобразования
сигналов от тензодатчиков они оцифровываются и передаются в персо
нальный компьютер для обработки по заранее разработанным програм
мам. Для этого в персональный компьютер встраивается одна из уни
версальных карт сбора информации (многоканальная карта, сочетаю
щая аналоговые входы и выходы — АЦП/ЦАП, цифровые входы и
выходы, счетчики и таймеры). При проведении испытаний в условиях
высоких вибраций, электромагнитных наводок следует выбирать про
мышленный компьютер стандарта PXJ.
Следующим шагом является выбор программного обеспечения для
автоматической обработки результатов испытаний и запись результа
тов обработки в файлы или базы данных для составления научнотех
нического отчета по результатам испытаний. Стандартом дефакто для
инженеров и ученых всего мира является в настоящее время среда гра
фического программирования, т.е. графический язык программирова
ния, созданный специально для них. Идея состоит в том, чтобы форма
лизовать этап создания блоксхемы алгоритма и убрать текстовые инст
рукции по выполнению графического программирования.
В компьютере традиционного или промышленного изготовления
(SCX1/PX1) с помощью инженерной среды графического программи
рования может быть осуществлена любая обработка сигналов от тензо
датчиков, а результаты обработки могут быть сохранены на диске и под
готовлены научнотехнические отчеты по испытаниям вагонов.
Научнотехнические отчеты по результатам испытаний вагонов, как
правило, публикуются на Webсервере, рассылаются по email, печата
ются на принтере так, чтобы для их чтения не требовалось специально
го программного обеспечения. Например, программа, написанная на
Lab VIEW 6 i, загружается с использованием сети на контроллер жест
кого реального времени типа FR200, который осуществляет монито
ринг и управление объектом испытания. При возникновении внештат
ной ситуации контроллер FR200 генерирует тревогу и публикует де
тальное описание на Webсервер.

674

Алфавитный указатель
Автоматизация обработки резуль
татов испытаний 669—673
Автосцепка СА3 310—313, 315
взаимодействие деталей меха
низма 316
механизм 313, 317
опорные части 312
расцепной привод 312
ударноцентрирующий прибор
312
упряжное устройство 312
Автосцепка СА3М 320
перспективная 391
САД 390
унифицированная 311
Автосцепки иностранные 352—355
Автосцепное устройство 390
повышение прочности 391
применяемые материалы 170—
171
расчет корпуса 356
процесс сцепления 317
расчет тягового устройства 364
Балансировка колесных пар 136
Безотказность объекта 126
Буксы с подшипниками скольжения
171—172
Буксы с подшипниками качения
173—174
конструкция 177—178
посадка подшипников 173
типы подшипников 173—176
уплотнение корпуса 177

Бункерные вагоныхопперы для
перевозки:
зерна 408—410
минеральных удобрений 414—
415
муки 418
цемента 412—413
Вагонный парк 6
выбор оптимальной структуры 64
грузовой 7, 393
история развития 10, 12—16
классификация 7—8
пассажирский 14, 22
Вагоны, общие сведения 393
грузовые (см. грузовые вагоны)
испытания на прочность 661
общие элементы 7
основы проектирования 100
пассажирские (см. пассажир
ские вагоны)
Вероятность безотказной работы
126—127
отказа 130, 131
Водоснабжение пассажирских ва
гонов 600—602
Возвращающие устройства в те
лежках 213, 249
Вписывание вагона в габарит 50—
52
Выносливость при неустановив
шемся режиме нагружения 103—106
Габарит подвижного состава 46—49
приближения строений 44
675

Габаритные расчеты 53—63
Гасители колебаний:
клиновые 240—248
гидравлические 212—214
фрикционные 210—212
Грузовые вагоны, конструкции:
думпкары 464—473
крытые 393—420
платформы 432—456
полувагоны 420—439
совершенствование конструкций
нового поколения 473—477
хопперы 408—416, 437, 438
цистерны 490—542
Грузовые вагоны, параметры:
грузоподъемность 64, 68
тара 68—69
линейные размеры 64—66
нагрузка осевая 64
погонная 65
статическая 68—70
удельная площадь 66
удельный объем 68
Двухэтажный пассажирский вагон
17
Динамометрическая колесная пара
650—654
Динамометры 655—658
Дисбаланс (см. неуравновешен
ность)
Долговечность объекта 131—132,
200
Закон надежности:
логарифмически нормальный
127, 202—203, 659
Запас усталостной прочности:
общие положения 126—127
осей 162—163
элементов вагона 128—129
676

Использование МКЭ при расчетах:
боковой рамы грузвой тележки
297—303
корпуса автосцепки 361—364
кузова вагона грузового 484—489
кузова вагона пассажирского
614—617, 624—626
надрессорной балки грузовой
тележки 293—296
рамы тележки вагона грузового
291—293
Испытания вагонов:
вибрационные 667—669
динамические ходовые 637—642
на продольные ударные силы
659—661
лабораторные 629—636
статические на прочность 661—
667
стендовые 630—636
Колеса:
бандажные 142
литые 142
материалы и механические свой
ства 143—144
профиль поверхности катания
типы 144—145
цельнокатаные 142—143
Колесные пары:
взаимодействие с рельсами 136
действующие силы 154—160
вагоны нового поколения 151—
154
натяг при запрессовке 147
неуравновешенность 136
прессовое соединение элемен
тов 146
раздвижные 137—138
расчетные схемы 161
тепловая посадка 151
усилие запрессовки 148

Контур зацепления автосцепки 313
Коэффициент:
вертикальной динамики 85, 92,
93, 639
относительного трения гасите
ля колебаний 225—226, 243—244
тары 68—69
Крытые вагоны:
для перевозки скота 403
с металлической обшивкой ку
зова 396—402
с раскрывающейся крышей 417
Кузова вагонов:
действующие нагрузки 477—478
основные несущие конструк
ции 488—489
применяемые материалы 111—114
расчет методом конечных эле
ментов 484—489
расчетные схемы 478, 479—482
Материалы для вагоностроения:
алюминиевые сплавы — табл.
113, 119, 121
механические свойства 119, 124
полимерные — табл. 115
стали — табл. 111—112, 114,
116—118
Нагрузка вагона:
боковая 95
вертикальная 85—86
динамическая 92—93
от давления ветра 96
при маневровых операциях 97
полезная 86
продольная 97
статическая 86
центробежная 95
Нагрузки на колесную пару:
вертикальная реакция рельсов
166—167
статическая 154

динамическая 154—155
от давления ветра 157
сил инерции 158—159
горизонтальные 157—158
Нагрузки на тележку 288—291
Надежность:
время безотказной работы 126—
130
законы распределения отказов
127
количественные характеристи
ки — табл. 131
при усталостных отказах 85
расчеты при проектировании
125—133
Неуравновешенность колесной
пары 136
Оси колесных пар:
конструкция 138—141
материал 141
расчет на выносливость 162—163
условным методом 165—168
расчетные нагрузки 154—160
схема загружения колесной
пары 155
типы 140
Отказы:
внезапные 125
классификация 125
постепенные 125
Очертание вагона строительное и
проектное 45
Параметр потока отказов 130—131
Пассажирские вагоны, конструкции:
багажные 572—573
купейные 567, 571—572
некупейные 567, 570
общие элементы кузова 573—593
перспективы развития 608—611
энергоснабжение 595—598
677

Пассажирские вагоны, общие све
дения:
водоснабжение 599—601
защита от коррозии 573—576
переходные площадки 560
планировки 567—573
совершенствование конструкций
требования безопасности и
комфорта к конструкции и комп
лектующим изделиям 562—567
к параметрам 568—569
технические 559—561
Платформа двухъярусная 440, 451—
452
для перевозки контейнеров 447—
451
универсальная 441—450
Поглощающие аппараты:
гидравлические 327—330
зарубежных дорог 376—386
коэффициент передачи 371—372
параметры — табл. 330, 335
пружиннофрикционные 321—
326
силовые характеристики 327,
331—337
с резиновыми элементами 332—
335
энергоемкость 320, 335
эластомерные 335—341
Подшипники роликовые:
крепление на шейке оси 173
повышение надежности 190, 191
распределение нагрузки 192
расчет динамической грузо
подъемности 200
долговечности 198—199
контактной прочности 200—202
надежности 202—203
эквивалентных нагрузок 195—198
678

Полимерные материалы 115
Полувагоны:
восьмиосный 422—424
четырехосный цельнометалли
ческий 424—434
Поток отказов 130, 131
Предел выносливости 128
Прогибомеры 645—647
Работоспособность объекта 125
Распор кузова сыпучим грузом 481
Распределение отказов 126—127
нормальное 127
Ремонтопригодность объекта 131,
132
Рессорный комплект тележки мо
дели 18—100
Рессорное подвешивание:
гасители колебаний 210—214
гибкость 219
допускаемые напряжения
жесткость 219—223
прогиб при деформации 224
пружины 209
расчет 231—235
типы 209
расчетная нагрузка 155, 161
рессоры кольцевые 208
листовые 205
типы 205
относительное трение 225—226
пневматические 206—207
резиновые 20, 236—240
тарельчатые 208
торсионные 207—208, 235—236
Смещение вагона при движении
57—61
Тележки вагонов, общие сведения:
действующие силы 288—291
классификация 249—251
люлечное подвешивание 268
передача нагрузки от кузова 251

Тележки вагонов грузовых:
двухосные 251—258
нового поколения 261—267
расчет боковой рамы 297—303
надрессорной балки 293—296
трехосные 258—259
четырехосные 259—261
Тележки вагонов пассажирских:
новые 273—286
нормативные требования 286—
287
расчет люлечного подвешива
ния 305—305
рамы 303—305
расчетные схемы 303—304, 306
типа КВЗ5, КВЗЦНИИМ
ТСК1 267—273
Тензодатчики (тензометры):
применяемые при испытаниях
вагонов 641—644
размещение для измерения де
формаций 653, 655—657, 664
Транспортеры 457—464
Ударнотяговые приборы:
классификация 309—311
расчет корпуса автосцепки 356—
364
фрикционного поглощающего
аппарата 367—376
тягового устройства 364—367
типы автосцепок 310—311
Упругие площадки 341—346
Ускорениемеры 647—650
Устойчивость колесной пары про
тив схода с рельсов 168—170
Устойчивость несущей обшивки:
плоской 611
сжатых стержней 613—614
трехслойной 616—625

Центрирующий прибор автосцеп
ки СА3 312
Цистерны, конструкции:
восьмиосная 499—507
зарубежных дорог 508
специальные 514—538
четырехосная общего назна
чения 493—498
Цистерны, общие сведения:
действующие нагрузки 543
классификация 490—491
предохранительный клапан 501
расчет котла 542—557
сливной прибор 510—557
сливоналивная арматура 528
ходовые части, требования 491—
492
Энергоемкость поглощающего ап
парата 325, 330, 335, 340

679

Рекомендуемая литература
1. Шадур Л.А. Развитие отечественного вагонного парка. — М.: Транс
порт, 1988. — 279 с.
2. Шадур Л.А. Развитие отечественного вагонного парка и вклад ка
федры «Вагоны и вагонное хозяйство» МИИТа и его совершенствова
ние. — М.: МИИТ, 1994. — 152 с.
3. Большегрузные восьмиосные вагоны / Л.А. Шадур, В.Н. Котура
нов, В.В.Лукин и др. — М.: Транспорт, 1968. — 288 с.
4. Вагоны: Конструкция, теория и расчет / Л.А. Шадур, И.И. Челно
ков, Л.Н. Никольский, Е.Н. Никольский, П.Г. Проскурнев, В.Н. Коту
ранов и др.; под ред. Л.А. Шадура. — 3е изд., перераб. и доп. — М.:
Транспорт, 1980. – 440 c.
5. Вершинский С.В., Данилов В.Н., Хусидов В.Д. Динамика вагона. —
М.: Транспорт, 1991. — 360 с.
6. Котуранов В.Н., Хусидов В.Д., Устич П.А., Быков А.И. Нагружен
ность элементов вагонов. — М.: Транспорт, 1991. — 238 с.
7. Подшипниковые узлы современных машин и приборов: Энцик
лопедический справочник / В.Б. Носов, И.М. Карпухин, Н.Н. Федотов
и др.; под общ. ред. В.Б. Носова. — М.: Машиностроение, 1997. — 640 с.
8. Подшипники качения: Справочник — каталог / Под ред. В.Н. На
рышкина, Р.В. Косташевского. — М.: Машиностроение, 1984. — 280 с.
9. Подшипники качения и свободные детали: Каталогсправочник
«АО ВНИИ ТЕМП». — М.: ИФК Каталог. Ч. 1, 1997. — 122 с.; ч. 2, 1997. —
104 с.; ч.3, 1998. — 104 с.
10. Бейзельман Р.Д., Цыпкин Б.В., Перель Л.Я. Подшипники качения.
Справочник. — М.: Машиностроение, 1975. — 572 с.
11. Конструирование и расчет вагонов: Учебник для вузов ж.д. трансп /
В.В. Лукин, Л.А. Шадур, В.Н. Котуранов, А.А. Хохлов, П.С. Анисимов;
под ред. В.В. Лукина. — М.: УМК МПС России, 2000. — 731 с.
12. Подшипники качения / Под ред. Н.А. Спицына и А.И. Спришев
ского. — М.: Машгиз, 1961. — 828 с.
13. Лукин В.В., Анисимов П.С., Федосеев Ю.П. Вагоны. Общий курс/
Под ред. В.В. Лукина. — М.: Маршрут, 2004. — 424 с.

680

14. Расчет вагонов на прочность / С.В. Вершинский, Е.Н. Никольс
кий, Л.Н. Никольский, А.А. Попов, Л.А. Шадур; под ред. Л.А. Шадура. —
2е изд. – М.: Машиностроение, 1971. — 432 с.
15. Решетов Д.Н. и др. Надежность машин. — М.: Высшая школа,
1988. — 238 с.
16. Большая энциклопедия транспорта в 8 т. / Под общей ред. В.П. Ка
лявина. Т. 4. Железнодорожный транспорт / Под ред. А.А. Зайцева, В.Е. Пав
лова. – СПб.: «Элмор», 1994. — 328 с.
17. Большая энциклопедия транспорта в 8 т. Т. 4. Железнодорожный
транспорт / Главный редактор Н.С. Конарев. — М.: Большая Россий
ская энциклопедия, 2003. — 1039 с.
18. Перель Л.Я., Филатов А.А. Подшипники качения: Расчет, проек
тирование и обслуживание опор: Справочник. — М.: Машиностроение,
1992. — 608 с.
19. Лукин В.В., Медведев В.П. Алгоритм отыскания оптимальных пара
метров основных типов грузовых вагонов / Тр. ОмИИТа, 1974. № 169. —
С. 29—39.
20. Вагоны / Под ред. В.В. Лукина. — М.: Транспорт, 1988. — 280 с.
21. Конюхов А.Д., Журавлева Л.В. Алюминиевые сплавы для кузо
вов пассажирских вагонов // Железнодорожный транспорт. — 1998. —
№ 9. — С. 25—29.
22. Вагоны. Основы конструирования и экспертизы технических ре
шений: Учебное пособие для вузов ж.д. транспорта / А.П. Азовский,
Е.В. Александров, В.В. Кобищанов, В.Н. Котуранов, и др.; под ред.
В.Н.Котуранова. — М.: Маршрут, 2005. — 490 с.
23. Габариты приближения строений и подвижного состава желез
ных дорог колеи 1520 (1524) мм. ГОСТ 923883. — М.: Издательство стан
дартов, 1983. — 27 с.
24. Инструкция МПС ЦВ/4422 по применению габаритов подвиж
ного состава. — М.: Транспорт, 1988. — 134 с.
25. Нормы для расчета и проектирования вагонов железных дорог МПС
колеи 1520 мм (несамоходных) — ГосНИИВ — ВНИИЖТ. — М., 1996. — 319.
26. Амелина А.А. Устройство и ремонт вагонных букс с роликовыми
подшипниками. — М.: Транспорт, 1975. — 286 с.
27. Перель Л.Я. Подшипники качения: Расчет, проектирование и об
служивание опор: Справочник. — М.: Машиностроение, 1983. — 543 с.
28. Автосцепное устройство железнодорожного подвижного состава /
В.В. Коломийченко, Н.А. Костина, В.Д. Прохоренков, В.И. Беляев. —
М.: Транспорт, 1991. — 232 с.
681

29. Дзятко Э.А., Кривоногов Н.И., Ольшевский А.А. Автосцепка СА Д. —
М.: Транспорт, 1967. — 17 с.
30. Никольский Л.Н., Кеглин Б.Г. Амортизаторы удара подвижного
состава. — М.: Машиностроение, 1986. — 144 с.
31. Повышение эффективности поглощающих аппаратов // Желез
ные дороги мира. — 1999. — № 4. — С. 47—50.
32. Автосцепка для грузовых вагонов // Железные дороги мира. —
1999. — № 4. — С. 50—52.
33. Грузовые вагоны колеи 1520 мм железных дорог СССР. Альбом
справочник. — М.: Транспорт, 1989. — 176 с.
34. Мокршицкий Е.И. История вагонного парка железных дорог СССР. —
М.: Трансжелдориздат, 1946. — 204 с.
35. Галлагер Р. Метод конечных элементов. — М.: Мир, 1984. — 428 с.
36. Синицын С.Б., Ванюшенков М.Г. Матричные методы и МКЭ ре
шения задач строительной механики: Учебное пособие. — М.: МИСИ,
1984. — 124 с.
37. Бояршинов С.В. Основы строительной механики машин. — М.:
Машиностроение, 1973. — 456 с.
38. Власов В.З. Общая теория оболочек. . — М.: Гостехтеориздат, 1949. —
784 с.
39. Анисимов П.С. К вопросу улучшения динамических качеств те
лежки ЦНИИ Х 3 0. — Тр. МИИТа, вып. 679, 1981. — С. 26—41.
40. Анисимов П.С., Кишинец В.Ю. Упрочнение полов грузовых ваго
нов // Железнодорожный транспорт. — 1990. — № 10.
41. Анисимов П.С. Клиновой фрикционный гаситель колебаний те
лежки ЦНИИ Х 3. — М.: МИИТ, 1990. — 67 с.
42. Исследование прочности, устойчивости, воздействия на путь и
техническое обслуживание вагонов в поездах повышенной массы и длины /
/ Сб. тр. ВНИИТ / под ред. Ю.М. Черкашина. — М.: Транспорт, 1992. —125 с.
43. Грачева Л.О., Анисимов П.С. Требования к тележкам грузовых ваг
нов. — Железнодорожный транспорт. — 1969. — № 9. — С. 42—47.
44. Александров А.В., Потапов В.Д., Державин Б.П. Сопротивление
материалов: Учебник для вузов. — М.: Высшая школа, 1995. — 560 с.
45. Устич П.А., Карпычев В.А., Овечников М.Н. Надежность рельсового
нетягового подвижного состава. — М.: ИГ «Вариант», 1999. — 416 с.
46. Анисимов П.С. Развитие отечественного вагоностроения. — Же
лезнодорожный транспорт. — 2003. — № 11. — С. 43—52.
47. Анисимов П.С., Иванов А.А. Высокоскоростные магистрали и вы
сокоскоростные пассажирские поезда. – М.: МИИТ, 2007. — 184 с.
48. Анисимов П.С. Испытания вагонов. – М.: Маршрут, 2004. — 197 с.
682

49. Энциклопедия «Машиностроение», том IV 23. Подвижной со
став железных дорог / Под ред. Б.А. Левина и П.С. Анисимова. — М.:
Машиностроение, 2008. – 652 с.
50. Соколов М.М., Третьяков А.В., Морчиладзе И.Г. Архитектоника
грузовых вагонов. — М.: ИБС Холдинг, 2006. — 394 с.
51. Морчиладзе И.Г., Никодимов А.П., Соколов М.М., Третьяков А.В.
Железнодорожные цистерны. — М.: ИБС Холдинг, 2006. — 516 с.
52. Челноков И.И., Вишняков Б.И., Гарбузов В.М., Эстлинг А.А. Гаси
тели колебаний вагонов. — М.: Трансжелдориздат, 1963. — 176 с.
53. Соколов М.М., Варавва В.И., Левит Г.М. Гасители колебаний под
вижного состава. — М.: Транспорт, 1985. — 216 с.
54. Специализированные цистерны для перевозки опасных грузов.
Справочное пособие. — М.: Стандартгиз, 1993. — 215 с.
55. Скалов А.Д., Коваль В.А. Методика исследования вертикаль
ных и боковых сил при износных испытаниях рельсов. — Вестник
ВНИИЖТ. — 1980. — № 6.
56. Коваль В.А., Кожаев А.Н. Метод исследования динамических сил
с большой дискретизацией по длине пути с помощью тензометричес
кой колесной пары. — М.: Транспорт, 1985. — 81 с.
57. Корраза М.Г. Измерение динамических сил между колесом и рель
сом // Железные дороги мира. — 1986. — № 8. — С. 31—35.
58. Создан новый поглощающий аппарат // Вагоны и вагонное хо
зяйство. — 2005. — № 3. — С. 40—41.
59. Скрипкин В.В. Новый поглощающий фрикционный аппарат РТ
120 повышает надежность и эффективность // Вагоны и вагонное хо
зяйство. — 2005. — № 4. — С. 45—46.
60. Терешина Н.П. Экономическое регулирование и конкурентоспо
собность перевозок. — М.: ЦНТБ МПС РФ «Железнодорожный транс
порт», 1994. — 132 с.
61. Федеральная программа «Развитие и производство в России гру
зового подвижного состава нового поколения». — МПС РФ, 2000.
62. Комплексная программ «Реорганизация и развитие отечествен
ного локомотиво вагоностроения, организация ремонта и эксплуатации
пассажирского и грузового подвижного состава». — МПС РФ, 2000.
63. Федеральная программа «Разработка и производство в России пас
сажирского подвижного состава нового поколения». — МПС РФ, 1997.
64. Черных К.Ф. Линейная теория оболочек (часть 1). — Л.: Издатель
ство ЛГУ, 1962. — 274 с.

683

Оглавление
От авторов ................................................................................................................. 3
Введение .................................................................................................................... 6
Глава 1. Зарождение и развитие вагонного парка России ...................................... 10
1.1. Первые товарные вагоны отечественной постройки ................................... 10
1.2. Первые отечественные пассажирские вагоны .............................................. 14
1.3. Дальнейшее развитие вагоностроения .......................................................... 17
1.4. Вагоны повышенной грузоподъемности ...................................................... 19
1.5. Дальнейшее развитие пассажирских вагонов ............................................... 21
1.6. Наука о вагоне. Вклад отечественных ученых и специалистов ................... 24
1.6.1. Исследования в области продольной динамики ................................ 25
1.6.2. Исследования в области взаимодействия вагона
и железнодорожного пути .............................................................................. 28
1.6.3. Исследования в области колебаний вагонов ...................................... 30
1.6.4. Исследования в области прочности вагонов ...................................... 35
1.6.5. Исследования по выбору типов и параметров
грузовых вагонов ............................................................................................. 40
1.6.6. Исследования в области сварных конструкций вагонов ................... 42
Глава 2. Основные предпосылки для формирования экспертных
или проектных решений по конструкциям вагонов .......................................... 44
2.1. Схема построения габаритов подвижного состава ....................................... 44
2.2. Вписывание вагонов в габарит ....................................................................... 50
2.2.1. Вертикальные размеры проектного и строительного
очертаний вагона ............................................................................................ 50
2.2.2. Горизонтальные размеры проектного и строительного
очертаний вагона ............................................................................................ 53
2.3. Технико'экономические параметры грузовых вагонов ............................... 64
2.4. Порядок проверки автоматической сцепляемости,
прохода кривых в сцепе, горок и аппарелей паромных
переправ для вагонов с учетом выбранных линейных размеров ................ 71
2.4.1. Проверка обеспечения автоматической сцепляемости
вагона на участке сопряжения кривой и прямой ......................................... 71
2.4.2. Проверка обеспечения прохода сцепленных вагонов
по криволинейным участкам пути ................................................................ 73

684

2.4.3. Проверка обеспечения прохода вагонов без саморасцепа
по сортировочной горке и аппарельному съезду парома ............................. 79
2.4.4. Определение понижений кузова и укрепленных
на нем частей при проходе вагоном горбов сортировочных горок ................ 80
Глава 3. Нагруженность и оценка надежности конструкций вагонов .................... 83
3.1. Силы, действующие на вагон ......................................................................... 83
3.2. Определение статических сил, действующих на вагон ................................ 85
3.3. Приведение нагрузок, действующих на вагон,
к нормативным значениям ............................................................................ 86
3.3.1. Нормирование расчетных сил при проектировании
вагонов и расчетные режимы нагружения .................................................... 89
3.3.2. Определение в соответствии с «Нормами» нагрузок,
действующих на вагон .................................................................................... 91
3.3.3. Расчет и проектирование оборудования вагонов
в соответствии с «Нормами» ........................................................................ 100
3.4. Расчет напряжений и запасов прочности.
Оценка качества хода вагона ......................................................................... 102
3.5. Применяемые в вагоностроении материалы
и допускаемые напряжения .......................................................................... 109
3.6. Оценка надежности вагонов ........................................................................ 124
3.6.1. Показатели безотказности работы вагона ........................................ 126
3.6.2. Определение параметров потока отказов вагонов ........................... 130
3.6.3. Показатели долговечности и ремонтопригодности вагонов ............... 131
Глава 4. Анализ конструкций, прочности и надежности
колесных пар ................................................................................................... 134
4.1. Классификация и устройство колесных пар ............................................... 134
4.2. Вагонные оси ................................................................................................. 138
4.3. Колеса ............................................................................................................ 142
4.4. Соединение колеса с осью ............................................................................ 146
4.5. Колесные пары для вагонов нового поколения ......................................... 151
4.6. Силы, действующие на колесную пару вагона ........................................... 154
4.7. Нагруженность расчетных сечений оси ...................................................... 160
4.8. Оценка прочности вагонной оси ................................................................. 162
4.9. Оценка надежности вагонной оси ............................................................... 164
4.10. Условный метод расчета на прочность оси колесной пары ..................... 165
4.11. Устойчивость колесной пары против схода с рельсов .............................. 168
4.12. Использование конечно'элементной модели
при расчете системы колесо—рельс ............................................................. 170
Глава 5. Анализ конструкций и надежности букс ................................................. 171
5.1. Классификация вагонных букс .................................................................... 171
5.2. Подшипники качения буксового узла ......................................................... 172

685

5.3. Кассетный подшипник с коническими роликами типа
СОМРАСТ TBU130×250×160 для вагонов нового поколения .................... 175
5.4. Особенности устройства букс грузовых вагонов ........................................ 177
5.5. Кассетные подшипники качения с коническими роликами .................... 181
Букса с коническим роликовым подшипником
кассетного типа фирмы SKF ......................................................................... 182
5.6. Особенности устройства букс пассажирских вагонов ............................... 184
5.7. Буксы пассажирских вагонов нового поколения ....................................... 185
5.8. Буксы вагонов скоростных пассажирских поездов .................................... 188
5.9. Методы расчета букс вагонов ....................................................................... 191
5.9.1. Силы, действующие на буксу вагона .................................................. 193
5.9.2. Выбор типов и количества подшипников в буксе ............................. 194
5.9.3. Определение эквивалентных нагрузок, действующих
на подшипник ................................................................................................ 195
5.9.4. Установление долговечности подшипников ...................................... 198
5.9.5. Определение необходимой динамической грузоподъемности ........ 200
5.9.6. Проверка материала деталей подшипника
на контактную прочность ............................................................................. 200
5.9.7. Надежность роликовых подшипников ............................................... 202
Глава 6. Анализ конструкций, прочности и надежности
рессорного подвешивания ............................................................................... 204
6.1. Упругие элементы ......................................................................................... 204
6.2. Гасители колебаний, возвращающие и стабилизирующие устройства .... 210
6.3. Рессорное подвешивание тележек вагонов нового поколения ................. 214
6.3.1. Рессорное подвешивание тележки модели 18'578
грузового вагона ............................................................................................. 214
6.3.2. Рессорное подвешивание тележки модели 68'4096
пассажирского вагона .................................................................................... 217
6.4. Основные положения проектирования и расчета рессорного
подвешивания вагонов .................................................................................. 219
6.4.1. Параметры элементов рессорного подвешивания вагонов ................ 219
6.4.2. Расчет на прочность пружин рессорного подвешивания вагонов ... 231
6.4.3. Расчет торсионных рессор ................................................................... 235
6.4.4. Расчет резиновых элементов рессорного подвешивания ................. 236
6.4.5. Расчет фрикционного клинового гасителя колебаний ..................... 240
Глава 7. Анализ конструкций, прочности и надежности тележек ....................... 249
7.1. Классификация тележек ............................................................................... 249
7.2. Анализ конструктивных особенностей тележек грузовых вагонов .......... 251
7.3. Тележки грузовых вагонов нового поколения ............................................ 261
7.4. Анализ конструктивных особенностей тележек
пассажирских вагонов ................................................................................... 267
7.5. Новые конструкции тележек пассажирских вагонов ................................. 273
7.6. Проектирование и расчет несущих элементов тележек вагонов ................. 286

686

7.6.1. Рекомендации по проектированию тележек вагонов ....................... 286
7.6.2. Расчетные нагрузки, действующие на тележку вагона ..................... 288
7.7. Расчет прочности основных узлов тележек ................................................ 291
7.7.1. Расчет надрессорной балки двухосной тележки
грузового вагона ............................................................................................. 293
7.7.2. Расчет боковой рамы двухосной тележки грузового вагона .................. 297
7.7.3. Приближенный метод расчета рамы тележки
пассажирского вагона .................................................................................... 303
7.7.4. Расчет деталей люльки тележки пассажирского вагона .................... 305
Глава 8. Анализ конструкций, прочности и надежности
ударно(тяговых приборов ................................................................................ 309
8.1. Классификация и эволюция ........................................................................ 309
8.2. Расположение частей автосцепного устройства на вагоне ........................ 312
8.3. Размещение деталей механизма в корпусе автосцепки ............................. 313
8.4. Последовательность сборки и разборки деталей
механизма автосцепки ................................................................................... 315
8.5. Взаимодействие деталей механизма автосцепки СА'3 .............................. 316
8.6. Особенности автосцепного устройства восьмиосных вагонов ................. 319
8.7. Поглощающие аппараты автосцепки .......................................................... 320
8.8. Упругие площадки и межвагонные амортизаторы
пассажирских вагонов ................................................................................... 341
8.9. Автосцепное устройство вагонов скоростного электропоезда ЭР200 ...... 347
8.10. Перспективные конструкции автосцепки полужесткого типа ............... 350
8.11. Конструкции иностранных автосцепок .................................................... 353
8.12. Проектирование и расчет ударно'тяговых приборов .............................. 356
8.13. Расчет поглощающих аппаратов автосцепки ............................................ 367
8.14. Поглощающие аппараты зарубежных железных дорог ........................... 376
8.15. Пути совершенствования автосцепного устройства ................................ 390
Глава 9. Особенности устройства и расчетов кузовов
грузовых вагонов ............................................................................................. 393
9.1. Крытые вагоны .............................................................................................. 393
9.2. Полувагоны ................................................................................................... 420
9.3. Вагоны'платформы ....................................................................................... 439
9.4. Транспортеры ................................................................................................ 457
9.5. Думпкары ....................................................................................................... 464
9.6. Крытые вагоны, полувагоны и платформы нового поколения ................... 473
9.7. Расчет несущих конструкций кузовов грузовых вагонов .......................... 477
Глава 10. Особенности устройства и расчета котлов цистерн ............................. 490
10.1. Классификация цистерн ............................................................................ 490
10.2. Требования, предъявляемые к ходовым частям цистерн ......................... 491
10.3. Цистерны общего назначения ................................................................... 492
10.4. Специальные цистерны .............................................................................. 514
10.5. Цистерны нового поколения ..................................................................... 539

687

10.6. Определение напряжений в оболочках цилиндрических
частей и днищ котлов цистерн ...................................................................... 542
Глава 11. Особенности устройства и расчетов кузовов
пассажирских вагонов ..................................................................................... 558
11.1. Технические требования к пассажирским вагонам .................................. 558
11.2. Требования пожарной безопасности ......................................................... 562
11.3. Планировка пассажирских вагонов ........................................................... 567
11.4. Кузова пассажирских вагонов .................................................................... 573
11.5. Системы жизнеобеспечения пассажирских вагонов ............................... 594
11.6. Пассажирские вагоны нового поколения ................................................. 608
11.7. Пластинчато'стержневые расчетные схемы кузовов ............................... 611
11.8. Расчет напряженного состояния кузова пассажирского
вагона с использованием модели трехслойной балки ................................ 617
Глава 12. Испытания вагонов ............................................................................... 627
12.1. Лабораторные и стендовые испытания ..................................................... 629
12.2. Динамические (ходовые) испытания вагонов .......................................... 637
12.3. Тензодатчики, применяемые при испытаниях вагонов ........................... 642
12.4. Измерительные приборы и устройства ..................................................... 645
12.4.1. Прогибомеры ...................................................................................... 646
12.4.2. Ускорениемеры ................................................................................... 648
12.4.3. Динамометрическая колесная пара .................................................. 651
12.4.4. Динамометры, применяемые при динамических
испытаниях вагонов ....................................................................................... 656
12.5. Испытания вагонов на продольные удары при их соударении ............... 659
12.6. Статические испытания вагонов на прочность ........................................ 661
12.7. Вибрационные испытания ......................................................................... 667
12.8. Автоматизация обработки результатов испытаний вагонов .................... 670
Алфавитный указатель .......................................................................................... 675
Рекомендуемая литература ................................................................................... 680

688

Учебное издание

Лукин Виктор Васильевич
Анисимов Петр Степанович
Котуранов Владимир Николаевич
Хохлов Александр Алексеевич
Кобищанов Владимир Владимирович

КОНСТРУИРОВАНИЕ И РАСЧЕТ ВАГОНОВ
Под редакцией П.С. Анисимова
Учебник

Подписано в печать 31.03.2011 г.
Формат 60×84 1/16. Печ. л. 43,0. Тираж 2500 экз. Заказ
ФГОУ «Учебно:методический центр по образованию
на железнодорожном транспорте»
105082, Москва, ул. Бакунинская, д. 71
Тел.: +7 (495) 739:00:30, e:mail: marketing@umczdt.ru;
http://www.umczdt.ru
ООО «Пиар:Пресс»
117525, Москва, ул. Днепропетровская, д. 7, корп. 1

689