Общие сведения о конструкции ходовых частей

Ходовые части вагона служат опорой экипажа на путь и обес­печивают их взаимодействие в движении. От конструкции ходо­вых частей в значительной мере зависит безопасность движения экипажа и плавность его хода. Ходовые части всех ныне строя­щихся вагонов выполняют в виде двух- трех- и четырехосных тележек. Основными элементами тележек являются колесные пары с буксовыми узлами, узлы упругого подвешивания с гаси­телями колебаний, узел опоры кузова на тележку, тормозные устройства и рама тележки, связывающая все ее элементы в еди­ную конструкцию ходовой части.

Наиболее распространенными тележками грузовых вагонов являются двухосные и четырехосные, а пассажирских вагонов — двухосные. Тип оси определяет собой статическую нагрузку от колесной пары на рельсы и тип подшипников — качения или скольжения. В ближайшей перспективе в СССР все вагоны будут выпускаться только с подшипниками качения. Это позволит су­щественно сократить типаж осей, применяемых в вагоностроении. Конструкция упругого подвешивания тележки определяется в основном типом вагона. Тележки грузовых вагонов, за исклю­чением рефрижераторных, как правило, имеют одинарное под­вешивание центрального типа, выполненное из цилиндрических витых пружин. Известны варианты тележек грузовых вагонов с одинарным буксовым подвешиванием. Применение двойного упругого подвешивания в тележках грузовых вагонов не является оправданным из-за малой величины статического прогиба.

Тележки пассажирских, а также рефрижераторных вагонов, выпускаемых промышленностью СССР, имеют двойное подвеши­вание: буксовое(первичное) и центральное (вторичное). В мировой практике вагоностроения известны конструкции тележек пасса­жирских вагонов с одинарным (центральным) подвешиванием. Однако широкого распространения такие тележки не находят из-за трудностей реализации значительных величин статического прогиба в одной ступени подвешивания и из-за существенного увеличения массы неподрессоренных частей.

Важнейшим параметром ходовых частей вагона является гиб­кость подвешивания или статический прогиб под расчетной

нагрузкой. Эти параметры ходовых частей в значительной мере характеризуют динамические качества экипажа. Гибкость под­вешивания определяют в зависимости от требуемых ходовых ка­честв вагона, габаритных и весовых ограничений и допустимой разницы статических прогибов подвешивания под нагрузкой веса тары и брутто.

Вес тележки является одним из основных параметров ходовых частей вагона. Для тележек грузовых вагонов, производимых в СССР, этот параметр стандартизован и не должен превышать 4700 кгс. Масса тележек в таре вагона составляет около 40%, поэтому при проектировании новых тележек стремятся к сниже­нию их массы благодаря более рациональной конструкции те­лежки в целом и ее узлов, а также применению для их изготовле­ния сталей повышенной прочности.

База тележки также стандартизована и у тележек, производи­мых в СССР, принята равной для грузовых вагонов не менее 1800 мм (ГОСТ 9246—70), а для пассажирских — не менее 2400 мм (ГОСТ 10527—70). От величины базы зависят многие другие размеры тележки и ее узлов и, в частности, рамы. Размеры базы, принятые для производимых в СССР тележек, достаточно рациональны. Увеличение базы тележки обычно приводит к ее утяжелению и возрастанию моментов инерции, а уменьшение — к некоторому ухудшению ходовых качеств вагона и затруднению размещения деталей и узлов тормоза на тележке, а также доступа к ним при обслуживании в эксплуатации.

Конструкция тележек в значительной мере зависит от принятой технологии их производства. Основные узлы тележек грузовых ва­гонов, производимых в СССР, (боковые рамы, надрессорные балки) литые из низколегированной стали. Мировой практикой уста­новлено, что боковые рамы и надрессорные балки тележек гру­зовых вагонов традиционно являются изделиями сталелитейного производства, хотя известны их конструкции со штампосварными и сварнолитыми рамами. Рамы тележек пассажирских вагонов, производимых в СССР, сварные из листовых, штампованных и гну­тых элементов.

§ 12. КОЛЕСНЫЕ ПАРЫ И БУКСОВЫЕ УЗЛЫ

Колесные пары с буксовыми узлами являются наиболее ответ­ственными элементами ходовых частей вагона. В практике вагоно­строения применяют колесные пары с буксовыми узлами на под­шипниках качения и на подшипниках скольжения. Впредь все вагоны, как пассажирские, так и грузовые, будут выпускаться только на подшипниках качения, поэтому мы далее рассматриваем колесные пары только на подшипниках качения.

Типы и основные размеры колесных пар для вагонов, произ­водимых в СССР, технические требования к колесным парам, мар­кировка, транспортирование и хранение, а также гарантии изго-

Рис. 10. Основные размеры колесной пары (D — диаметр по кругу ката­ния)

товителя определены ГОСТ 4835—71. Для вагонов но­вого производства этим ГОСТом установлено два ти­па колесных пар (рис. 10): РУ-950 и РУ1-950 под под­шипники качения. Колесные пары обоих типов унифицированы и их используют как для грузовых, так и для пассажирских вагонов.

Колесную пару РУ-950 применяют с подшипниками качения, имеющими наружный диаметр 280 мм, а колесную пару РУ1-950— подшипниками, имеющими наружный диаметр 250 мм. Для вагонов нового производства шире применяют колесную пару РУ1-950.

Помимо колесных пар, предусмотренных ГОСТ 4835—71, в практике вагоностроения применяют нестандартные колесные пары для некоторых типов вагонов промышленного транспорта и для опытных вагонов, а также моторные колесные пары для вагонов электропоездов и дизель-поездов. Такие колесные пары изготовляют по чертежам и техническим условиям, утвержденным в установленном порядке.

Элементами колесной пары являются ось, колеса и буксовые узлы. Ось колесной пары — наиболее ответственная деталь ходовых частей вагона. Конструкция оси, ее материал и техноло­гия производства строго регламентированы. Размеры и конструк­цию оси определяют в зависимости от величины допускаемой нагрузки, типа подшипника, применяемого в буксовом узле, и назначения колесной пары (с тяговым приводом или без него, с типовым колодочным или с дисковым тормозом и т. д.).

В колесных парах грузовых и пассажирских вагонов в основ­ном применяют ось РУ1 (унифицированная роликовая под под­шипники качения), размеры которой (рис. 11) следующие:

У осей РУ1 различают конструктивное выполнение концевых частей в зависимости от способа крепления подшипников. Ось с креплением подшипников гайкой имеет резьбовой конец (резьба Ml 10x4) и торцовый паз с двумя резьбовыми отверстиями (резьба Ml2) для стопорной планки и ее крепления. Ось с крепле-

нием подшипников шайбой имеет на торце три отверстия с резь­бой М20 для крепящих болтов. Ось под подшипники с креплением шайбой имеет меньшую длину по сравнению с осью под подшип­ники с креплением гайкой, и ее производство менее трудоемко. Все оси, кроме осей моторных вагонов, изготовляют из угле­родистой стали Ос. В (ГОСТ 4728—72). Оси моторных вагонов электропоездов изготовляют из углеродистой стали Ос. Л (ГОСТ 4728—72). Химический состав (в %) стали для осей ваго­нов следующий:

Сталь С Мп Si

Ос. В............................................. 0, 38—0, 47 0, 50—0, 80

Ос. Л............................................. 0, 42—0, 50 0, 60—0, 90 0, 15—0, 35

Оси изготовляют (ГОСТ 4008—72) коваными или штампо­ванными. По соглашению между изготовителем и заказчиком можно изготовлять оси поперечно-винтовой прокаткой. После ковки, штамповки или прокатки оси подвергают нормализации или нормализации с дополнительным отпуском. Правка оси до­пустима только в горячем состоянии. Температура в конце правки не должна быть ниже 600° С.

Механические свойства металла осей проверяют как в заготов­ках, так и в черных, термически обработанных осях. Механиче­ские свойства термически обработанных осей из стали Ос. В сле­дующие:

Предел прочности при растяжении, кгс/мм- (не менее)………….... 56

Относительно удлинение, % (не менее).............................................. …19

Ударная вязкость, кгс-м/см² (не менее):

средняя................................................................................

минимальная....................................................................

Оси подвергают механической обработке по всей длине и по торцам.

С целью повышения предела выносливости оси подвергают накатке роликами по всей длине, в том числе и по галтелям. Увеличение твердости поверхности в результате накатывания должно составлять не менее 24% при толщине накатанного слоя 0, 02—0, 05 диаметра упрочняемого сечения оси. Для оси РУ1 глубина накатанного слоя должна составлять в шейке 2, 6—6, 5 мм, в предподступичной части 3, 6—9, 0 мм, в средней части 3, 2—9, 0 мм. Накатывание осуществляют с определенным усилием на ролик, зависящим от диаметров ролика и упрочняемой части оси. При диаметре ролика 150 мм среднюю и подступичную части оси накатывают с усилием на ролик 2400—2600 кгс. Шейку оси нака­тывают с усилием на ролик 2500⁺²⁰° кгс. Цилиндрическую по­верхность шейки и галтель после накатывания можно шлифовать. Припуск на шлифовку не должен превышать 0, 3 мм на сторону. Подступичную часть оси после накатывания нельзя подвергать механической обработке (обточке или шлифованию).

Другие технические требования, определяющие качество изго­товления осей, регламентированы ГОСТ 4008—72 и конструктор­ски-технологической документацией.

Оси колесных пар моторных вагонов электропоездов и дизель-поездов, а также оси колесных пар, работающие в тележках с ди­сковыми тормозами или с приводом генератора, отличаются по своей конструкции от типовых наличием посадочных мест под ступицу редукторного зубчатого колеса или тормозного диска. Для достижения необходимой равнопрочности всех частей оси посадочные места под зубчатое колесо или тормозной диск под­вергают накатыванию. Ось является наиболее ответственным элементом вагона, поэтому ее качество строго контролируют на всех этапах изготовления. На заготовки осей существует само­стоятельный государственный стандарт (ГОСТ 4728—72). Наи­более важные сведения в виде условных знаков наносят непо­средственно на ось в процессе ее изготовления или заносят в соот­ветствующий документ, хранящийся на протяжении всего срока службы оси. После термической и черновой механической обра­ботки каждую ось осматривают, обмеряют, подвергают ультра­звуковому и магнитному контролю, проверяют механические свойства и химический состав.

Колеса колесной пары обеспечивают непосредственный кон­такт экипажа с рельсами и передают на них вертикальные и бо­ковые нагрузки. Взаимодействие колеса и рельса имеет сложный характер и сопровождается качением, поперечным и продольным проскальзываниями с различными скоростями, упругим объем­ным деформированием материала колеса в зоне контакта с рель­сом. Сложность условий нагружения колеса требует от него вы­сокой надежности, а от его материала — большой прочности, износостойкости, ударной вязкости и упругости.

Конструкция колеса, его размеры, материал, технические требования и методы испытаний регламентированы государствен-

12. Основные размеры цельно катаного колеса

ными стандартами. Для всех грузовых и пассажирских ма­гистральных вагонов (кроме моторных вагонов электро­поездов и дизель-поездов) применен один тип колеса — цельнокатаное облегченное с диаметром по кругу ката­ния 950 мм. Конструкция и размеры этого колеса (рис. 12) определены ГОСТ 10830—64, а технические требования — ГОСТ 10791—64. Согласно последнему стандарту колеса изготовляют из углеродистой стали с содержанием угле­рода 0, 52—0, 63%, кремния 0, 17—0, 37%, марганца 0, 50— 0, 90%. Содержание фосфора и серы не должно быть более 0, 040% для каждого эле­мента. К качеству колес в процессе их изготовления предъявляют очень жесткие требования. В колесах не должно быть остатков уса­дочной раковины и рыхлот, вредной ликвации, флокенов, расслое­ний, неметаллических включений и тому подобных дефектов. На поверхности катания, гребне и в местах перехода от сту­пицы к диску недопустима вырубка каких-либо дефектов. На остальных поверхностях колеса вырубки допустимы, но строго ограничены. Обод колеса после механической обработки подвер­гают термической обработке: прерывистой закалке после отдель­ного нагрева и последующему отпуску. После термической обра­ботки колеса должны иметь предел прочности 85—105 кгс/мм², относительное удлинение не менее 10%, относительное сужение не менее 16%, твердость не менее НВ 245. Механической обра­ботке подвергают следующие элементы колеса: поверхность ката­ния, гребень, боковую поверхность обода со стороны гребня, наружный торец и отверстие ступицы. При этом размеры колеса должны быть выдержаны в соответствии с ГОСТ 10830—64.

В практике вагоностроения используют и нестандартные колеса. Это колеса моторных вагонов электропоездов и дизель-поездов, усиленные колеса вагонов промышленного транс­порта для повышенной нагрузки от колесной пары на рельсы,

колеса специальной конструкции, в том числе подрезиненные, и т. п.

Колесная пара вагона является тем элементом, который обес­печивает непосредственный контакт экипажа и пути и его на­правление в рельсовой колее. От точности геометрических раз­меров и других параметров колесной пары в значительной мере зависит устойчивость движения экипажа. В связи с этим строго регламентированы основные размеры и параметры колесной пары. Расстояние между внутренними гранями ободьев колес L (см. рис. 10) в колесных парах вагонов, предназначенных для движения со скоростями до 120 км/ч, составляет 1440^-2 мм. В колесных парах вагонов, предназначенных для движения со скоростями

₊₂

свыше 120 км/ч, этот размер принят равным 1440^-1 мм. Таким образом, для вагонов, рассчитанных на большую скорость дви­жения, допускаемый разбег колесной пары в колее на 1 мм меньше, чем в колесных парах нескоростных вагонов.

При напрессовке колес на ось возможна их неточная уста­новка по отношению к торцам оси при строго выдержанном раз­мере между внутренними гранями ободьев. Неравенство кон­солей / колесной пары не должно превышать 3 мм. Номинальный диаметр колес по кругу катания в колесных парах новых вагонов принят равным 950 мм. Разность диаметров колес по кругу ката­ния в одной колесной паре не должна превышать 1 мм. Это умень­шает перекос колесных пар и снижает интенсивность проскальзы­вания колес по рельсам при движении.

Профиль поверхности катания обработанных колес колесной
пары (рис. 13) выработан в результате многолетней эксплуата­
ционной проверки и регламентирован стандартом. Профиль по­
верхности катания колеса оказывает существенное влияние на
характер перемещения колесной пары в колее, особенно при
повышенных скоростях движения. В свою очередь, характер
перемещения колесной пары в колее оказывает влияние на интен­
сивность влияния тележки и вагона, на устойчивость движения
и поперечную динамичность экипажа. Для опытных вагонов,
предназначенных для движения со скоростями до 200 км/ч, был
рекомендован специальный профиль поверхности катания с укло­
ном 1: 100 в зоне круга катания и с увеличенным.До 65° углом наклона наруж­ной грани гребня. Предполагают, что колеса с таким профилем будут иметь мень­ший износ гребней и обес- 95

Рис. 13. Профиль поверхности катания колеса (D — диаметр по кругу катания)

печат повышенный коэффициент устойчивости от схода с рельсов.

Колесные пары формируют при помощи прессовой посадки колес на оси, технология формирования регламентирована ГОСТ 4835—71 и специальной инструкцией МПС. Согласно этим документам колеса на ось запрессовывают на специальных гидравлических прессах с записью диаграмм процесса запрес­совки самопишущим индикатором. Диаграмма запрессовки слу­жит документом для контроля качества соединения колеса с осью. Скорость движения плунжера гидравлического пресса при запрессовке не должна превышать 2 мм/с. Перед запрессов­кой элементы колесной пары проверяют и подбирают по размерам. Сопрягаемые поверхности ступицы колеса и подступичной части оси тщательно очищают, насухо протирают и покрывают ровным слоем натуральной олифы или вареного растительного масла (льняного, конопляного или подсолнечного). Для исключения влияния на прочность прессового соединения температурных деформаций элементов колесной пары температура колеса при запрессовке не должна отличаться от температуры оси более чем на 10° С. Конечные усилия запрессовки должны составлять 3, 7—5, 5 тс на каждые 10 мм диаметра подступичной части оси. Для колесных пар РУ-950 и РУ1-950, у которых диаметр подсту­пичной части оси равен 194 мм, это усилие должно составлять 72—107 тс. Размеры натягов для достижения требуемых усилий устанавливают равными 0, 10—0, 25 мм, в зависимости от кон­струкции колеса.

Для снижения инерционных сил, возникающих из-за неуравно­вешенности, колесные пары вагонов, эксплуатируемых со ско­ростью свыше 130 км/ч, обычно подвергают динамической балан­сировке на специальных балансировочных станках. Эти станки позволяют определять дисбаланс и снизить его до допускаемой нормы. Дисбаланс в плоскости каждого колеса для скоростей 130—160 км/ч может составлять 0, 6 кгс-м, а для скоростей 160— 200 км/ч — не более 0, 3 кгс-м. Исследования показали, что в процессе эксплуатации колесных пар их дисбаланс практически не меняется, несмотря на износ и неоднократные переточки колес по кругу катания.

В процессе работы колесной пары ее элементы (ось и колесо) подвергаются воздействию значительных динамических нагрузок, поэтому ось, колеса и в целом колесная пара должны обладать необходимой прочностью в течение всего периода их эксплуатации. Прочность оси гарантируют соответствующим расчетом. В прак­тике вагоностроения используют два метода расчета осей: условный метод, учитывающий статически действующие вертикальную и горизонтальную нагрузки, и уточненный метод, учитывающий накопление усталостных повреждений при нестационарном ре­жиме нагружения колесной пары. Первый метод обычно исполь­зуют для расчета осей колесных пар, не оборудованных редукто-

рами Привода генератора и дисковым Тормозом. Второй метод применяют при проектировании новой оси или проверке проч­ности существующей оси, когда предполагают изменение усло­вий ее нагружения в эксплуатации.

Расчет оси по условному методу дает возможность определить наименьшие допускаемые диаметры ее расчетных сечений

(36)

где М — изгибающий момент от действия расчетных нагрузок в расчетном сечении оси; [σ ] — допускаемое напряжение для расчетного сечения оси.

В качестве нагрузок, действующих на ось, при этом методе расчета принимают вертикальную нагрузку, равную 1, 25Q и приложенную к середине шеек оси, и горизонтальную нагрузку, равную 0, 5Q и приложенную на уровне центра тяжести вагона (Q — статическая нагрузка на ось от веса вагона брутто). В каче­стве основных расчетных сечений оси обычно принимают сечение шейки у предподступичной галтели, сечение подступичной части в плоскости круга катания колеса и сечение посередине оси. Изгибающие моменты от расчетных нагрузок в этих сечениях следующие:

(37)

где h_K — высота центра тяжести вагона от оси колесной пары; 2/ — расстояние между серединами шеек оси; 21., — длина шейки оси; 2s = 1580 мм — расстояние между кругами катания колес; г_к — радиус колеса.

Допускаемые напряжения для расчетных сечений оси из стали Ос.В следующие.

Пассажирский Грузовой
вагон вагон

Допускаемые напряжения, кгс/см²:

в шейке.................................................. 1200 1400

в подступичной части........................... 1400 1650

в средней части................................ 1300 1550

Диаметры основных сечений оси принимают несколько боль­шими, чем полученные расчетом: шейки оси под подшипники ка­чения — на 2 мм, а подступичной и средней части оси — на 6 мм. Действительный диаметр шейки округляют в сторону увеличения До размера, соответствующего ближайшему номеру подшипника, выпускаемого промышленностью по действующим техническим условиям.

Расчет оси По уточненному методу Позволяет определить ее запас прочности по пределу усталости. Условие оценки прочности оси здесь определяется выражением n^ In], где п — коэффи­циент запаса прочности оси по пределу усталости от расчетной совокупности нагрузок; [п ] — допускаемый коэффициент запаса прочности. Прочность оси обычно оценивают в следующих основ­ных расчетных сечениях: I—I — шейки оси по торцу лабиринта; II—II — по галтели шейки на расстоянии одной трети ее длины от начала; III—III — подступичной части оси в плоскости круга катания колеса; IV—IV — посередине оси.

Рекомендуемые значения коэффициента запаса прочности [п] составляют для грузовых вагонов 1, 9—2, 0; для пассажирских 2, 3; для почтовых, багажных и вагонов-электростанций 2, 1.

В мировой практике вагоностроения существуют и другие методы расчета осей, однако опыт отечественного вагоностроения показывает, что названными двумя методами расчета можно на­дежно пользоваться как для проектирования новых осей, так и для проверки прочности существующих. При этом уточненный метод расчета нуждается в дальнейшем развитии и дополнитель­ном подкреплении опытными данными.

Расчет на прочность колеса является сложной и специфиче­ской задачей, которая до настоящего времени не имеет ни уни­версального решения, ни единой методики. В практике вагоно­строения иногда возникает необходимость проверки прочности ступицы колеса и надежности прессового соединения колеса с осью при проектировании специального подвижного состава для промышленного железнодорожного транспорта с повышенными нагрузками от колесной пары на рельсы. При этом определяют давление р на сопрягаемые поверхности ступицы и оси при на­тягах в пределах упругих деформаций. Тогда

где δ — натяг, мм; d — номинальный диаметр подступичной части оси, мм; d_CT — диаметр ступицы, мм; Е — модуль упруго­сти материала ступицы; Е =2, 1-10⁶ кгс/см²; μ — коэффициент Пуассона материала ступицы; μ = 0, 3.

Наибольшее напряжение растяжения на поверхности отвер­стия ступицы

(38)

Найденное таким способом напряжение в ступице колеса стандартной колесной пары РУ-950 (или РУ1-950), у которой диаметр подступичной части оси равен 194 мм, а внешний диаметр ступицы 260 мм, при натяге 0, 25 мм составляет около 21 кгс/мм². Как показывает опыт многолетней эксплуатации, это обеспечивает необходимые прочность ступицы и оси по подступичной части и надежность прессового соединения колеса с осью. При других

Рис. 14. Буксовый узел грузового вагона

размерах подступичной части оси и ступицы и натягах 0, 1—0, 25 мм напряжения в ступице не должны превышать 21 кгс/мм².

Буксовый узел колесной пары служит для передачи на ось статических и динамических нагрузок и обеспечения вращения колесной пары при движении вагона. Буксовые узлы серийных грузовых и пассажирских вагонов, в том числе вагонов электро­поездов и дизель-поездов отличаются только конструкцией кор­пуса буксы. Различают буксы типа I — без опор под рессорные комплекты (рис. 14) и типа II — с опорами под рессорные ком­плекты (рис. 15). Букса состоит из корпуса /, лабиринтного кольца 2, надеваемого на предподступичную часть шейки в горя­чем состоянии, крепительной 3 и смотровой 4 крышек. Лабиринт корпуса в буксах типа I выполнен отъемным, а в буксах типа II — зацело с корпусом. Типы букс, их основные размеры и технические требования к ним регламентированы ГОСТ 10794—74. Согласно стандарту корпуса и крепительные крышки необходимо изго­товлять из мартеновской стали или из электростали 15Л, 20Л, 25Л. Содержание углерода в материале корпуса буксы не должно превышать 0, 27%. Смотровые крышки можно изготовлять штам­повкой из листовой стали, из легких сплавов или из пластмасс.

Все стальные детали букс подвергают термической обработке — нормализации или отжигу. Номинальный размер отверстия под подшипники в корпусах букс обоих типов должен составлять 250^0^26 мм и обеспечивать посадку С_п или Д_п (ГОСТ 3325—55). На железных дорогах МПС используется единый для пасса­жирских и грузовых вагонов тип подшипника — роликовый цилиндрический подшипник с габаритными размерами 130 X 250X Х80 мм (по два на буксу). Изготовляют эти подшипники в соот­ветствии с ГОСТ 18572—73 и специальными техническими усло­виями ТУ 3402-Ж—73.

В одной буксе устанавливают подшипники двух видов: задний 30-42726ЛМ и передний 30-232726Л1М с приставным упорным кольцом. Внутренние кольца подшипников ставят на шейку оси на горячей посадке. Буксовые цилиндрические подшипники по­ставляют со взаимозаменяемыми съемными кольцами. Радиаль­ный зазор в подшипниках может составлять 115—170 мкм. При этом разность крайних значений измеренных радиальных зазоров в одном подшипнике не должна превышать 15 мкм. Осе­вой зазор подшипников может составлять 70—150 мкм. В под­шипниках применяют массивные сепараторы беззаклепочной кон­струкции с прошивными калиброванными окнами.

Натяг при посадке лабиринтного кольца на предподступичную часть оси должен составлять 0, 08—0, 15 мм. Кольцо перед посадкой на ось нагревают в электропечи или масляной ванне до темпе­ратуры 125—150° С. Натяг на посадку внутренних колец под­шипника выбирают равным 0, 04—0, 065 мм, а при радиальном зазоре более 120 мкм — равным 0, 04—0, 07 мм. Радиальный зазор для букс пассажирских вагонов, предназначенных для эксплуатации со скоростями выше 140 км/ч, должен быть не менее 130 мкм. Внутренние кольца подшипников перед посадкой на шейку оси нагревают в масляной ванне с электроподогревом до температуры 100—120° С с обязательным ее контролем. Блоки (наружное кольцо с роликами) подшипников устанавливают непосредственно в корпус буксы свободно, без значительного усилия. Корпус буксы с блоками подшипников надевают на вну­тренние кольца подшипников также свободно без особых усилий. Перед затяжкой подшипников на ось ставят приставное упорное кольцо переднего подшипника. Подшипники на оси затягивают или торцовой гайкой или упругой шайбой с болтами.

Существенное влияние на надежность буксового узла в экс­плуатации оказывает усилие затяжки подшипников гайкой или болтами. Как при недостаточной, так и при чрезмерной затяжке, под действием осевых усилий возможно повреждение узла креп­ления подшипников в эксплуатации в результате смятия и среза­ния резьбы на оси и гайке при гаечном креплении и в результате обрыва болтов при шайбовом креплении. До настоящего времени еще нет строго обоснованных норм, регламентирующих усилие

Рнс. 16. Буксовый узел с открытым цент­ром оси;

/ — упорная шайба; 2 — передняя крыш­ка; 3 — корпус буксы; 4 — подшипники; 5 — кольчо лабиринтное

затяжки подшипников. Подшип­ники при креплении их гайкой затягивают на угол поворота, равный (0, 5—1, 0)а, где а- — угол (в градусах) между сосед­ними шлицами в коронеторцовой гайки. При креплении подшип­ников шайбой каждый болт ре­комендовано затягивать с уси­лием, момент которого равен 200 кгс-м. После затяжки тре­тьего болта два первых болта подтягивают, так как затяжка каждого предыдущего болта ослабляется в результате затяжки последующего.

Наиболее слабым элементом узла крепления подшипников шайбой являются пружинные шайбы, служащие для стопорения болтов. В эксплуатации наблюдались случаи излома пружинных шайб, что приводило к ослаблению затяжки болтов, а в послед­ствии и к их обрыву. Пружинные шайбы (ГОСТ 6402—70) под­вергают термообработке до твердости HRC 40—50. Болты, при­меняемые в узле крепления (ГОСТ 7798—70), не всегда контро­лируют по точности и по прочности. Поэтому в эксплуатацию иногда попадали буксовые узлы с болтами, имеющими острый переход от головки к их телу. Между тем в таком ответственном узле следует применять болты специальной конструкции, пред­назначенные для работы в условиях динамического нагружения. Особого внимания заслуживает способ стопорения болтов, кото­рый исключал бы возможность ослабления их затяжки.

Наружные кольца подшипников в буксе затягивают крышкой с четырьмя или восемью болтами. Болты стопорят пружинными шайбами. Между фланцевой поверхностью крепительной крышки и торцом корпуса буксы устанавливают уплотнительное резиновое кольцо толщиной 3—4 мм. При затянутых болтах между фланцем крепительной крышки и торцом корпуса буксы должен оста­ваться зазор 0, 5—2, 0 мм. Смотровую крышку ставят на резиновой уплотнительной прокладке и крепят к крепительной крышке болтами с пружинными шайбами.

Помимо типовых буксовых узлов, в практике вагоностроения находят применение и нетиповые, преимущественно опытные. Это буксовые узлы скоростных вагонов с третьим упорным подшипни­ком, бескорпусные буксовые узлы, в которых нагрузка от боко­вины тележки передается на подшипники через специальное седло с массивной резиновой подкладкой. Определенный интерес представляют буксовые узлы с открытым центром оси (рис. 16),

которые допускают возможность обточки колес в эксплуата­ции без снятия смотровой крышки или без демонтажа узла. Буксовые узлы с открытым центром существенно снижают трудо­емкость переточки колес в эксплуатации и исключают возмож­ность случайного попадания в буксу металлической стружки. Существенное влияние на работоспособность буксового узла оказывает качество применяемой смазки. В настоящее время для заправки букс используют консистентную смазку (ЛЗ-ЦНИИ) со специальной присадкой. В отличие от ранее применявшейся смазка ЛЗ-ЦНИИ позволяет существенно увеличить допускаемую осевую нагрузку на буксовый узел с цилиндрическими ролико­выми подшипниками и улучшить восприятие этими подшипни­ками значительной осевой нагрузки.

§ 13. РЕССОРНОЕ ПОДВЕШИВАНИЕ

Для уменьшения динамических воздействий пути на вагоны и вагонов на путь в конструкцию ходовых частей введено упругое рессорное подвешивание. Его конструкция определяется типом вагона, параметрами упругости и демпфирования.

Известные конструкции рессорного подвешивания различают по числу ступеней, месту размещения в тележке, типу возвра­щающего устройства, конструкции упругих элементов, типу и конструкции демпфирующих устройств. По кратности различают конструкции одинарного и двойного подвешивания ^г. По месту размещения в тележке различают подвешивание буксовое и цен­тральное. По типу возвращающих устройств (поперечному под-рессориванию) различают подвешивание люлечной и безлюлечной конструкции. По конструкции упругих элементов различают под­вешивание с металлическими, резинометаллическими и пневма­тическими упругими элементами.

Подвешивание с металлическими и резинометаллическими упругими элементами обычно имеет нерегулируемые параметры гибкости. При этом упругие элементы могут иметь линейную или нелинейную зависимость прогиба от нагрузки. Подвешивание с пневматическими упругими элементами обычно характеризуется регулируемыми параметрами гибкости: жесткость упругих пнев­матических элементов зависит от нагрузки, приходящейся на них. По типу и конструкции демпфирующих устройств разли­чают подвешивание с гасителями колебаний сухого и вязкого трения.

Основными параметрами упругого рессорного подвешивания, задаваемыми при его проектировании, являются статический про­гиб или жесткость подвешивания в вертикальном направлении, длина приведенного маятника или жесткость подвешивания в по­перечном направлении и коэффициент демпфирования или вели-

¹ Известны и системы тройного подвешивания, однако они устарели и в на­стоящее время не применяются.

чина относительного трения (при использовании гасителей коле­баний сухого трения). Помимо перечисленных основных пара­метров, при проектировании упругого подвешивания могут быть дополнительно заданы распределения гибкостей по ступеням под­вешивания (при двойном подвешивании), момент трения в опорах кузова, жесткость связи колесных пар с рамой тележки в попе­речном и продольном направлениях. При проектировании не­линейного подвешивания задают зависимость прогиба от нагрузки или уравнение жесткости. Важнейший параметр упругого рес­сорного подвешивания — статический прогиб /_ст определяет ча­стоту собственных колебаний v подрессоренной массы, Гц:

где f _ст — прогиб, см.

Как правило, при проектировании рессорного подвешивания следует стремиться к снижению частот собственных колебаний. Приемлемые собственные частоты колебаний вагонов на упругих элементах рессорного подвешивания составляют 1—2, 5 Гц, что соответствует значениям статического прогиба 250—40 мм. Наи­большие значения статического прогиба имеют место у вагонов с лучшими ходовыми качествами. Увеличение статического про­гиба подвешивания свыше 250 мм приводит к снижению частот собственных колебаний ниже 1 Гц, что недопустимо в современ­ных вагонах. При этом вагон может приобрести повышенную валкость, что потребует усложнения конструкции рессорного подвешивания — введения стабилизаторов поперечной устойчи­вости.

Для пассажирских вагонов, предназначенных для движения со скоростями до 160 км/ч, обычно рекомендуют статический про­гиб подвешивания, равный 150—200 мм. Для грузовых вагонов общесетевого назначения статический прогиб под нагрузкой брутто должен составлять 40—50 мм. Увеличение статического прогиба может привести к недопустимой разности высот распо­ложения автосцепки вагонов в порожнем и груженом состояниях.

Статический прогиб f _ст рессорного комплекта в подвешивании и отдельного упругого элемента, жесткость ж комплекта или элемента и статическая нагрузка Р_ст при линейной характери­стике жесткости связаны выражением

Ж = Р _ст/ f _ст

Наибольший полный расчетный прогиб f _р упругих элементов или комплектов подвешивания должен быть не меньше расчетного статического прогиба f _ст, умноженного на коэффициент конструк­тивного запаса прогиба, т. е. f_рм ≥ kf _ст. Значения коэффициента конструктивного запаса прогиба для упругих элементов подве­шивания с постоянной жесткостью необходимо принимать со­гласно данным § 5. При использовании в подвешивании пневмати-

ческих упругих элементов вместо конструктивного запаса про­гиба следует предусматривать динамический запас хода. Коэф­фициент динамического запаса хода можно принимать равным 1, 5—1, 7, т. е. полный ход упругого пневматического элемента должен быть в 1, 5—1, 7 раза больше его максимального динамиче­ского прогиба.

Жесткость витой цилиндрической пружины с постоянным шагом витков

где G — модуль упругости при сдвиге; d — диаметр прутка; п — число рабочих витков пружины; D — средний диаметр витка пружины.

Число рабочих витков для пружины с опорными витками (ГОСТ 1452—69) определяют в зависимости от полного числа витков п_п по выражению п = п_а — 1, 5. Боковую жесткость витой пружины определяют по отношению боковой нагрузки к боко­вому прогибу С достаточной точностью боковой прогиб

(39)

N-горизонтальная нагрузка, действующая на пружину; Р_р — вер­тикальная расчетная нагрузка на пружину; H — рабочая вы­сота пружины под вертикальной нагрузкой Р_р; Н = H _с + d + + f_р; H _с — высота пружины в свободном состоянии; а — угол подъема винтовой линии пружины (tg а = ); Е — модуль

упругости материала пружины; J — полярный момент инерции площади прутка пружины; μ — коэффициент Пуассона.

Необходимую вертикальную жесткость пружины определяют в зависимости от приходящейся на нее статической нагрузки и заданной величины статического прогиба под этой нагрузкой. Боковую жесткость упругих элементов подвешивания одной тележки грузового вагона ж_г можно определять из условия от­сутствия резонансных боковых колебаний. Тогда

где v — наибольшая расчетная скорость; т — масса брутто кузова вагона; г — радиус круга катания колеса; 2s — расстоя­ние между кругами катания колес; п — конусность круга катания колеса (1/20); 2l_т — база тележки.

Рис. 17. Схема работы пружины при действии горизон­тального усилия

Необходимая жесткость витой пружины N_ может быть получена соответствующим выбором среднего диаметра витка, диа­метра прутка и числа рабочих витков. При этом пружина должна иметь необходимую прочность, которую оценивают по вели­чине касательных напряжений, возникаю­щих при действии расчетной вертикаль­ной нагрузки. Касательные напряжения в пружине

(40)

где Р_р = жf _р — наибольшая вертикальная расчетная нагрузка;

; с = D/d — индекс пружины (для рес­
сорного подвешивания вагонов рекомендуются с = 3, 5÷ 6).

При действии на пружину горизонтального усилия, вызыва­ющего относительный сдвиг ее оснований (рис. 17), касательные напряжения в пружине

(41)

Суммарные касательные напряжения в пружине от действия вертикальной и боковой нагрузок определяют как сумму напря­жений от действия каждой нагрузки в отдельности, т. е.

Если заданная вертикальная жесткость при необходимой проч­ности пружины требует ее значительных размеров, затрудня­ющих размещение пружины в узле упругого подвешивания, то рекомендуется использовать двух- и трехрядные пружины, ко­торые при той же жесткости и прочности значительно компактнее однорядной пружины.

Для исключения касания витков наружной и внутренней пружин и заскакивания витков одной пружины между витками Другой внутреннюю пружину размещают в наружной с зазором в 3—5 мм на сторону, пружины должны быть навиты в разные стороны.

Пружины с малым индексом с не рекомендовано заменять на многорядные, так как это не дает большого выигрыша в габаритных размерах, а внутренняя пружина в этом случае может оказаться неустойчивой из-за малого ее диаметра при большой высоте. Для необходимой устойчивости пружины отношение ее свободной высоты к диаметру Н_с/D ≤ 3, 5.

Для изготовления пружин и рессор в вагоностроении при­меняют горячекатаную пружинную и рессорную стали 55С2 и 60С2 (ГОСТ 14959—69). Допустимо применение сталей 60С2А и 60С2ХФА. Твердость пружины в термообработанном состоянии должна быть равна НВ 370—440 или HRC 40—47. Допускаемые напряжения для пружинных сталей 55С2 и 60С2 при расчете на растяжение, сжатие и изгиб можно принимать равными 100 кгс/мм², а при расчете на кручение 75 кгс/мм². Для сталей 60С2А и 60С2ХФА допускаемые напряжения можно несколько повысить.

После термической обработки пружины необходимо упроч­нять наклепом дробью, заневоливанием или другими способами. Режимы термообработки и упрочнения выбирают такими, чтобы они обеспечивали долговечность пружины в пределах установлен­ного контрольного числа циклов нагружения. Технические тре­бования на пружины для рессорного подвешивания вагонов и методы их испытаний регламентированы ГОСТ 1452—69.

Номинальная приведенная жесткость пневматического упру­гого элемента

где — эффективная (несущая) площадь пневмо-элемента; п — показатель политропы; п = 1, 3-М, 35; р_а — номи­нальное давление в пневмоэлементе; V₀ — общий объем пневмо-элемента с дополнительным резервуаром; f — ход пневмоэлемента. Второе слагаемое в формуле жесткости упругого пневмоэле­мента зависит от характера изменения его эффективной площади в процессе деформации (динамического прогиба). В пневмоэле-ментах с постоянной эффективной площадью, например в диафраг-менных пневмоэлементах с цилиндрическими направляющими (рис. 18), отношение dFэф/df = 0. Необходимую жесткость упру-

106
того пневмоэлемента можно получить выбором наиболее рацио­нальных значений его эффективного диаметра и полного объема. Давление в упругом пневмоэлементе выбирают таким, чтобы оно всегда было ниже минимального давления источника питания. Поперечная (боковая) жесткость упругого пневмоэлемента

ж_б = ж_бт + ж_бк, где ж_6г — составляющая, зависящая от гео­метрических параметров направляющих элементов; ж_бк — со­ставляющая, зависящая от конструкции резинокордной оболочки пневмоэлемента. Составляющая ж_бг в основном зависит от углов (конусности) направляющих элементов (арматуры). Для упру­гого пневмоэлемента с цилиндрическими направляющими, когда резинокордная оболочка «не выдувается» за край наружной на­правляющей (рис. 18), составляющая

где р₀ — номинальное избыточное давление в пневмоэлементе. Составляющая ж_бк в основном зависит от конструкции кар­каса резинокордной оболочки, характеристик материалов эле­ментов, образующих оболочку, и глубины перекрытия оболочки направляющими элементами. Во ВНИИВ найдена эмпирическая зависимость составляющей ж_бк от угла расположения кордных нитей в каркасе и давления в пневмоэлементе, т. е.

где β _к — угол между кордными нитями и образующей; р_а — абсо­лютное давление воздуха в пневмоэлементе при рабочей нагрузке; р_в — атмосферное давление.

При этом предполагают, что резинокордные оболочки пневмо-рессор вагонов различаются только величиной эффективного диаметра и углом расположения кордных нитей в каркасе. В дан­ной формуле эффективный диаметр учтен с помощью давления воздуха р_а в пневмоэлементе, а расположение кордных нитей — непосредственно углом |3_К. Другие параметры оболочки (толщина и слойность корда, толщина и жесткость покровного и гермети­зирующего слоев резины) в пневморессорах отечественного про­изводства, как правило, одинаковы для разных моделей. Влияние этих параметров на поперечную жесткость упругого пневмоэле­мента учитывают эмпирическими коэффициентами, вводимыми в формулу для определения ж_бк.

При выборе эффективного диаметра следует иметь в виду, что его увеличение связано с возрастанием габаритных размеров пневмоэлемента и необходимостью применения больших объемов дополнительного резервуара для снижения вертикальной жест­кости подвешивания, что, в свою очередь, может вызвать затруд­нения в компоновке узлов пневмоподвешивания в тележке. Не­которое возрастание поперечной жесткости пневмоэлементов с мень-107

шими эффективными диаметрами может быть предупреждено неполным перекрытием резинокордной оболочки наружной на­правляющей.

Упругие пневмоэлементы в отличие от пружин, стальных и резинометаллических рессор обладают широким диапазоном пара­метров. Один и тот же упругий элемент может иметь грузоподъем­ность и жесткость, которые изменяются в широком диапазоне. Упругие пневмоэлементы Н-6 (580X170) с резинокордной обо­лочкой и эффективным диаметром 500 мм применяют в подвешива­нии вагонов РТ-200 и ЭР-200, вагонов метрополитена Ер, И, трам­вая РВЗ-7. Грузоподъемность упругого нневмоэлеыента с этой оболочкой при давлении 5 кгс/см² составляет 10 тс.

Резиновые и резинометаллические упругие элементы в подве­шивании магистральных вагонов отечественного производства находят пока ограниченное применение. Резиновые элементы используют в качестве подкладок под пружины в буксовом под­вешивании пассажирских вагонов, упоров для ограничения бо­ковых колебаний кузова на люлечных подвесках, буферов в упру­гих пневмоэлементах, втулок и сайлент-блоков, прокладок и т. п. Во всех случаях резина работает преимущественно на сжатие и лишь в отдельных случаях на сжатие со сдвигом.

Основным физико-механическим показателем резины, от ко­торого зависят параметры резинометаллического элемента, яв­ляется твердость, измеряемая по ГОСТ 263—75. Для конструк­ционных резин в зависимости от состава резиновой смеси твер­дость может равняться 30—80 единицам. Модуль сдвига G в зави­симости от твердости Н с погрешностью до ±10% можно опреде­лять по кривым на рис. 19. Модуль упругости Е зависит не только от твердости резины, но, в отличие от модуля сдвига G, и от формы резинового элемента, влияние которой определяется величиной

коэффициента формы /С_ф. Этот коэффициент находят как отно­шение площади поверхности, на которую передается сжима­ющая нагрузка, к площади сво­бодной (боковой) поверхности, по которой резина может выпу­чиваться. Значения модуля упругости Е в зависимости от Кф Для резин с различными значениями твердости с доста­точной для технических расче­тов точностью можно опреде­лить по зависимостям рис. 20.

108

0 0, 25 0, 50 0, 75 1, 00 1, 25 1, 50 К_ф

Рис. 20. Зависимость модуля упругости резины Е от коэффициента формы К^

Рекомендуемые значения относительных деформаций рези­нового амортизатора при сжатии должны составлять 0, 15—0, 25. При этом напряжения сжатия в резине не должны превышать 30—50 кгс/см², а напряжения сдвига 15—20 кгс/см². При дей­ствии на резинометаллический амортизатор динамических на­грузок модули упругости и сдвига резины увеличиваются, соот­ветственно чему жесткость амортизаторов повышается. Увеличе­ние значений модулей может быть принято пропорциональным коэффициенту ужесточения К_Д._Р Тогда

Коэффициент ужесточения резины зависит от ее твердости, и ориентировочно его можно определить по зависимостям рис. 19. Допускаемые напряжения для резины при действии динамиче­ских нагрузок принимают меньшими, чем при действии статиче­ских.

Рессорное подвешивание вагонов помимо элементов упругого сопротивления (пружин и рессор) должно содержать элементы неупругого сопротивления — демпфирующие устройства. Пара­метры демпфирования в зависимости от типа демпфирующих устройств оценивают или коэффициентом относительного трения или коэффициентом демпфирования (см. § 5).

Конструкции фрикционных гасителей, применяемых в под­вешивании вагонов, достаточно разнообразны. Гасители бывают как самостоятельным узлом, обеспечивающим только демпфиро­вание колебаний, так и узлом, создающим одновременно упру­гое и неупругое сопротивления при колебаниях. Сила неупругого сопротивления в гасителях может быть постоянной, переменной в зависимости от перемещения и переменной в зависимости от нагрузки. В общем случае реализуемый коэффициент относи­тельного трения ф_тр = F/Р, где F — сила неупругого сопротив-

Ления (трения), развиваемая гасителем; Р — нагрузка, приходя­щаяся на демпфируемый узел.

Силу трения F гасителя определяют по обычным формулам механики в зависимости от схемы гасителя. Необходимую силу можно получить соответствующим выбором геометрических пара­метров гасителя, а также трущихся пар с наиболее желательным коэффициентом трения. Наибольшее распространение нашли кли­новые гасители колебаний, которые используют в подвешивании как грузовых, так и пассажирских вагонов. Известны фрикцион­ные гасители колебаний и других типов, в том числе телескопиче­ские, дисковые, рычажные; все они имеют свои преимущества и недостатки.

Наилучшим средством гашения колебаний является вязкое трение, поэтому во всех случаях, где это экономически оправдано, стремятся к использованию гидравлических гасителей вместо фрикционных. Обычно гидравлические гасители колебаний наи­более широко используют в подвешивании вагонов, от которых требуются наилучшие ходовые качества, т. е. в первую очередь в подвешивании пассажирских вагонов. Интенсивность гашения колебаний оценивают коэффициентом демпфирования D = 0-ь1. Наиболее приемлемый процесс гашения колебаний достигается при D = 0, 2÷ 0, 3. При меньшем коэффициенте демпфирования существенно возрастают амплитуды колебаний и ускорений при частотах, близких к резонансным. При большем коэффициенте демпфирования амплитуды колебаний и ускорений возрастают при частотах, превышающих собственные, т. е. в зарезонансной зоне.

Сопротивление гасителей с вязким трением обычно принимают пропорциональным скорости перемещения подрессоренной массы при колебаниях. Гасители такого типа называют гасителями с линейной характеристикой сопротивления. Для оценки эффек­тивности гасителя колебаний пользуются коэффициентом сопро­тивления. Соответствующий критическому коэффициенту дем­пфирования (D = 1) критический коэффициент сопротивления для гасителей с линейной характеристикой сопротивления

где ж — жесткость рессорного комплекта при вертикальных де­формациях; f _ст — расчетный статический прогиб демпфируемой ступени подвешивания; g — ускорение свободного падения; М — масса, приходящаяся на демпфируемый комплект подвешивания. Для обеспечения заданной интенсивности гашения колебаний коэффициент сопротивления

Для гашения колебаний используют гасители как с симметрич­ной, так и с несимметричной характеристикой сопротивления.

Рис. 21. Рабочая диаграмма гид­равлического гасителя колебаний

Для симметричного гаси­теля с линейной характе­ристикой сопротивления рассеиваемая за цикл энер­гия∆ W=π cω f², где с — коэффициент сопротивле­ния гасителя; ω — круговая частота колебаний; f — ход гасителя.

Действительный коэффициент (параметр) сопротивления га­сителя с достаточной точностью можно определить по его рабочей диаграмме (рис. 21), записываемой на специальном стенде, по формуле с — mL/(2π nh), где т — масштаб силы сопротивления;

L и h — соответственно длина и высота рабочей диаграммы;

п — число циклов в секунду.

Для гашения горизонтальных колебаний гасителями с линей­ной характеристикой сопротивления коэффициент демпфирования в поперечном подвешивании рекомендовано принимать равным 0, 3—0, 4. Коэффициент (параметр) сопротивления гасителей го­ризонтальных колебаний с_г = (0, 3÷ 0, 4) с_кр.г, где с_кР.Г = —коэффициент критического демпфирования; l _п — приведенная длина люлечной подвески; f_CT — прогиб рессор от статической нагрузки; ж_г — поперечная жесткость подвеши­вания одной тележки; g — ускорение свободного падения.

Вертикальные и боковые колебания вагона рекомендовано гасить раздельными гидравлическими гасителями. Вместе с тем допустимо использовать гасители для гашения как вертикальных, так и боковых колебаний, что достигается наклонной установкой гасителей в узле подвешивания. В вертикальном положении (при испытаниях на стенде) гаситель, предназначенный для работы в наклонном положении, должен иметь коэффициент сопротивле­ния с= . Следует иметь в виду, что наклонная уста­новка гасителя ухудшает условия его работы, приводит к вспени­ванию масла в гасителе, особенно при малом угле наклона гаси­теля к горизонту. В связи с этим не следует прибегать к исполь­зованию одного гасителя для гашения вертикальных и боковых колебаний при с_г > с_в, т. е. тогда, когда угол наклона гасителя к горизонту будет меньше 45°. В качестве рабочей жидкости в гасителях обычно используют приборное масло МВП (ГОСТ 1805—51).

При проектировании рессорного подвешивания пассажирских вагонов следует опасаться повышенной валкости кузова, которая может иметь место при высоких значениях статического прогиба. Для уменьшения валкости кузова (повышения боковой устойчи­вости) следует стремиться к соблюдению неравенства h _м > h_c + +(1, 5÷ 2, 0), где h _с — высота центра тяжести кузова, м; h _м —

высота положения метацентра, м. Метацентром называют точку пересечения равнодействующей вертикальных реакций рессор­ного подвешивания вагона с его продольной плоскостью симме­трии. Высота положения метацентра над плоскостью опоры ку­зова на упругие элементы подвешивания прямо пропорциональна квадрату расстояния между центрами рессорных комплектов под­вешивания и обратно пропорциональна суммарной гибкости рес­сор.

Снижения валкости можно достичь повышением уровня опор кузова на упругие элементы и увеличением поперечной базы под­вешивания. Рационально использовать рессорное подвешивание, при котором кузов опирается непосредственно на упругие эле­менты, разнесенные поперек вагона на наибольшее расстояние, допускаемое шириной кузова. В исключительных случаях для повышения боковой устойчивости кузова приходится вводить в подвешивание стабилизаторы поперечной устойчивости, что существенно усложняет конструкцию ходовых частей вагона.

Если вертикальное подвешивание можно рассматривать как пружину, несущую на себе груз, то горизонтальное подвешивание можно схематически представить в виде маятника с грузом на конце. Поэтому характеристикой жесткости горизонтального подвешивания вагона служит приведенная длина эквивалентного математического маятника, связанная с поперечной (боковой) жесткостью ж_г выражением

где Р — нагрузка от кузова на одну тележку; ж_г — поперечная (боковая) жесткость подвешивания одной тележки.

Частота v собственных колебаний маятника при малых ампли­тудах связана с длиной маятника l выражением v = При рекомендуемой многими специалистами длине эквивалент­ного математического маятника центрального подвешивания пас­сажирских вагонов 1_П = 0, 5÷ 0, 7 м собственная частота боковых колебаний вагона составит 0, 75—0, 6 Гц. Если принять частоту собственных боковых колебаний (бокового относа) равной 1 Гц, что вполне допустимо, то длина эквивалентного математического маятника центрального подвешивания составит ~ 0, 25 м. При оптимальных характеристиках подвешивания в вертикальной плоскости поперечная жесткость, соответствующая l= 0, 25, обеспечит достаточно хорошие ходовые качества вагона.