Другой вариант схемы с индивидуальным приводом разрабатывался на базе автотормоза с горизонтальным тормозным валом, только вместо него установлен был вертикально расположенный тормозной вал 9 с закреплением его на хребтовой балке вагона (рис.3.2). В процессе разработки были установлены и рассмотрены две схемы:

1)                                         с расположением вала сбоку на хребтовой балке в сечении по месту размещения горизонтального вала;

2)                                         с расположением вала сбоку на хребтовой балке, но рядом с буферным брусом.

Такое размещение узла усовершенствованной тормозной рычажной передачи в консольной части вагона теоретически позволило увеличить зазор между осью крайней колесной пары и трехзвенной тягой до гарантированного, удлинить эту тягу, а следовательно уменьшить воздействие тормозных колодок на колеса при движении вагона в кривых малого радиуса.

Принципиальная схема тормозной рычажной передачи с вертикальным валом показана на рис 3.2. в отличии от конструкции с горизонтальным валом, индивидуальный привод тормоза четырехосной тележки имеет вертикальный вал, снабженный жестко установленными по торцам в горизонтальной плоскости разноплечными рычагами 10 и 11. Для вала, размещенного на хребтовой балке цистерны по местоположению бывшего горизонтального вала, длина верхнего (ведущего) рычага 10 выбрана равной 210мм, а нижнего (ведомого) рычага 11-370мм [3]. У вала, установленного вблизи буферного бруса, длина этих рычагов составляет 195мм и 350мм, соответственно. Общая длина тылового наклона рычага уменьшилась до 550мм, а длина его нижнего плеча стала 215мм при постановке на вагон композиционных колодок и 100мм при чугунных. Указанные величины длин плеч рычагов были определены с учетом их расположения в существующей конструкции консольной части цистерны и сохранения ранее принятого для индивидуального привода тормоза передаточных чисел: 5,84 – для композиционных и 10,05 - для чугунных колодок.    

В результате эксплуатации восьмиосных цистерн с тормозной рычажной передачей, переоборудованной по вновь предложенной принципиальной схеме, было установлено, что компоновка узла усовершенствованной рычажной передачи с использованием вертикального вала позволяет обеспечить гарантированный зазор в консольной части вагона между осью крайней колесной пары и четырехзвенной тягой. В первом варианте установки вала указанный зазор достигал 210мм, а во втором – 200мм.

Следует также отметить, что по сравнению со схемой рычажной передачи, имеющей горизонтально расположенный тормозной вал,  удалось достичь снижения уровня усилий, возникающих при повороте тележки относительно котла при прохождении вагоном кривых участков малого радиуса, а следовательно и уменьшения сопротивления движению вагона в кривых малого радиуса.

Однако, обнаруженные недостатки делают данную схему неприемлемой для тормозной системы на вагоне с повышенной осевой нагрузкой. К ним можно отнести следующие:

1)                                       в кривых малого радиуса происходит наклон вертикального рычага в вертикальной плоскости и поперечном направлении цистерны, что указывает на возможность выворачивания не только этого вертикального рычага, но и соединенного с ним триангеля;

2)                                        при движении вагона в кривой радиусом 60м появляется возможность касания колесом тележки установки вертикального вала в районе размещения его у горизонтального;

3)                                       появляются трудности по реализации такой передачи на восьмиосном полувагоне, особенно с разгрузочными люками в раме кузова, что не отвечает требованию унификации.

При всех указанных достоинствах индивидуального привода автотормоза не удалось найти конструктивного варианта, решающего в полной мере проблему узла рычажной передачи В консольной части вагона, где в стесненных условиях, обусловленных размещением на сравнительно ограниченном пространстве хребтовой балки опоры котла автосцепного устройства, рычажного привода автосцепки и магистрального воздухопровода, вынуждены были также искать место для расположения тормозного вала и трехзвенной тяги. Поэтому от размещения передаточного звена в консольной части вагона пришлось отказаться. Таким образом, для подключения тормозного цилиндра к рычажной передаче тележки стало необходимым использование конструкции соединительной балки.

Новая конструкция передаточного узла для тормозной рычажной передачи четырехосной тележки восьмиосного вагона представляла собой горизонтальный вал, закрепленный под соединительной балкой в непосредственной близости от центрального подпятника и жестко закрепленные на концах вала рычаги, шарнирно связанные соответственно с продольной тягой вагона и промежуточной осевой тягой тележки.

Вместе с тем, что такое решение позволяет выполнить намеченную функцию, оно имеет существенные недостатки, к которым можно отнести большую протяженность продольной тяги, необходимость ее крепления на торце соединительной балки и удаленность места расположения тормозного цилиндра от четырехосной тележки. Это позволяет считать такой вариант конструкции недоступным для внедрения.

Поэтому было решено пропустить осевую тягу наружной двухосной тележки со стороны консольной части вагона, на среднюю, для соединения ее с рычагом тормозного цилиндра через соединительную балку под центральным подпяником. Это стало возможным, поскольку выпускаемые соединительные балки имеют сквозные отверстия в подкрепляющих подпятник поперечных диафрагмах жесткости.

Принципиально новым решением стало закрепление тылового рычага тормозного цилиндра не на котле, а непосредственно на соединительной балке тележки с помощью вертикально установленной на наружной поверхности балки по продольной от ее симметрии, у подпятника, специального кронштейна.

На рис.3.3 показана схема усовершенствованной рычажной передачи автотормоза с рычагом тормозного цилиндра 1, размещенного на соединительной балке 11 тележки. Из сравнения с предыдущими схемами видно, что в новой усовершенствованной рычажной передаче сокращено число элементов – отсутствует тормозной вал с рычагами и тыловая тяга. Роль последней выполняется осевой тягой 6 наружной тележки, соединение которой с тыловым рычагом тормозного цилиндра предусмотрено внутри соединительной балки 11 четырехосной тележки примерно в той зоне, где в типовом тормозе восьмиосной цистерны находится шарнирное соединение малой обводной тяги с малым обводным рычагом 8.

Другой узел – «мертвая» точка 4 передачи, образованной шарнирным закреплением в верхней части кронштейна 10 балки тылового рычага тормозного цилиндра 1, находится внутри полости хребтовой балки 12 опоры котла цистерны 2.

Ограничительной особенностью унифицированной рычажной передачи является размещение по продольной оси симметрии вагона тяг 18 и 20, соответственно внутренней и наружной двухосных тележек, а также распорной тяги 5 рычагов тормозного цилиндра, с которой последовательно жестко соединена установка регулятора передачи 21. Причем тяга тележки 7 находится непосредственно по распорной тягой 5. Головной рычаг 3 тормозного цилиндра 1 и разноплечный балансир 8 располагаются в горизонтальной плоскости и на одном уровне, а тыловой рычаг помещен в вертикальной плоскости и закреплен своей верхней частью на кронштейне 10 соединительной балки 11. Тормозной цилиндр 1 практически установлен под котлом цистерны 2 вблизи крайней внутренней колесной пары.

Для возможности шарнирного соединения тяги тележки с балансиром 8, головки которых находятся во взаимно перпендикулярных плоскостях, применен специальный переходник, представляющий собой своеобразную угловую серьгу 9.

Кронштейн для подвески тылового рычага, состоящий из двух симметричных частей, был размещен и приварен сверху с каждой стороны продольного технологического окна на соединительной балке 11 с удалением от центра подпятника на 0,46м. При этом обнаружились существенные недостатки конструкции кронштейна. Габаритные размеры его по высоте и ширине (с учетом ширины технологического окна балки) составили соответственно 0,335 и 0,29м.  На основании же исследований, из условия прохождения вагоном сортировочной горки и кривой с радиусом до 60м, допускаемая высота кронштейна должна быть не менее 0,346мм, а ширина в сборе с рычагом и валиком шарнира кронштейна – менее 0,2м [3].  Практически неизменная ширина кронштейна по всей его высоте усложняет постановку валика в отверстии кронштейна при не выкаченной из-под вагона тележки и требует в этом случае обязательного выполнения окна в стенке хребтовой балки опоры котла.

Поэтом была изготовлена новая конструкции кронштейна с изменяемой по высоте шириной, максимальная величина которой значительно ниже 0,2м. Можно отметить, что кронштейн, с подвешенным тыловым рычагом, установлен с большим запасом по отношению к стенке и потолку хребтовой балки опоры котла. При прохождении вагоном сортировочной горки смещение в вертикальной плоскости кронштейна не превышает 0,037м, а образовавшийся после установки кронштейна зазор превышает возможное смещение.

Обеспечение вагона тормозными средствами характеризуется следующими подсчитываемыми величинами коэффициентов расчетного нажатия тормозных колодок [3];

Для чугунных тормозных колодок:

на груженом режиме  δ_р =0,33;

на порожнем режиме  δ_р =0,61.

Для композиционных тормозных колодок:

на среднем режиме  δ_р =0,16;

на порожнем режиме  δ_р =0,32.

Расчетная величина выхода штока тормозного цилиндра с учетом свободного зазора между колесами и колодками 5-8мм и упругими деформациями элементов рычажной передачи соответствовала установленным нормами величинам и составляла 91-120мм при чугунных и 47-64мм при композиционных колодках [4].

При проверке автотормоза на отсутствие юза колесной пары в процессе торможения, полученные расчетные коэффициенты сцепления не превышали допускаемые значения.

Полученные расчетные характеристики позволили обоснованно сделать заключение, что тормозная система с унифицированным раздельным приводом на четырехосные тележки отвечает требованиям МПС и обеспечивает необходимые нажатия тормозных колодок и достаточную эффективность на всех режимах торможения.
3.3.        Анализ схем пневматической части автотормоза
Принимая за основу тормозную систему с индивидуальным приводом на каждую четырехосную тележку, была рассмотрена только механическая часть. Однако использование на вагоне этой схемы автотормоза приводит к увеличению числа тормозных цилиндров и, в принципе, к видоизменению пневматической части по сравнению с типовой системой. При этом имеется ряд предложений, связанных с выбором принципиальной схемы пневматической части при проектировании автотормоза.

Потребность в разработке новых схем возникла в результате следующего. Установленный в системе автотормоза с индивидуальным  приводом объем запасного резервуара, равный 0,16 м³ позволяет обеспечить нормативные давления в тормозном цилиндре во всем диапазоне зарядных давлений и эксплуатации выхода штока только для среднего режима воздухораспределителя. Использование же груженого режима приводит к сужению некоторых величин, то есть области допустимого варьирования в эксплуатации. Так, при максимальном выходе штока 0,175м, конечные нормативные давления обеспечиваются при данном объеме запасного резервуара лишь для зарядного давления не ниже 0,53Мпа. Уменьшение зарядного давления до 0,45Мпа, минимально допустимое в хвосте длинно составного поезда, при управлении с головы состава, по условию обеспечения конечных давлений требует повышение объема запасного резервуара свыше 0,3 м³. Это в свою очередь приведет к увеличению времени его зарядки и расходу сжатого воздуха, что замедлит зарядные процессы в поезде и приведет к повышению затрат при эксплуатации системы. В месте с этим, увеличение количества тормозных цилиндров, а по существу, питаемого из запасного резервуара выходного объема, привело к увеличению времени их заполнения, которое для среднего режима воздухораспределителя и выхода штока 0,1м составляет 20сек, а для грузового режима и того же выхода штока – 40сек.

На основе рекомендаций по времени торможения можно дать заключение, что груженый режим в пневматической части с одним воздухораспределителем не приемлем по условию динамических характеристик схемы при торможении [5]. Кроме того, значительное влияние выхода штока на время наполнения тормозных цилиндров обуславливаем уменьшение эффективности автотормоза при увеличении последнего. Поэтому в существующей пневматической схеме было введено дополнительное устройство – реле давления (Р.Д).

В качестве основных вариантов пневматических схем с Р.Д. были рассмотрены следующие:

1)                                       схема, использующая принципы раздельного наполнения двух тормозных цилиндров по двум ветвям. Первая ветвь включает в себя воздухораспределитель, а вторая – реле давления. При этом, управляющий сигнал в камеру реле давления поступает от воздухораспределителя через тормозной цилиндр первой ветви (рис.3.4.);

2)                                       схема, использующая принцип наполнения тормозного цилиндра, минуя воздухораспределитель, через реле давления. Здесь воздухораспределитель используется для управления (рис.3.5.)

Результаты экспериментальных исследований [5] эффективности автотормоза с индивидуальным приводом показали, что для чугунных колодок и груженого режима воздухораспределителя при скорости 90км/ч полученные тормозные пути выше нормируемых значений. Вместе с этим, превышение нормативных величин тормозного пути для схемы без реле давления наблюдалось практически во всем диапазоне скоростей. А для схемы с Р.Д. и управляющим объемом незначительные превышения наблюдались только в диапазоне скоростей от 90 до 100 км/ч.

Для композиционных колодок и среднего режима воздухораспределителя схемы имеют запас по эффективности. При этом для схемы без Р.Д. запас составляет 156-176м, а для скорости 20 км/ч наблюдалось превышение нормативного пути на 38м. Лучшие показатели оказались у схемы с Р.Д. и управляющим объемом. Запас при скорости движения 98 км/ч составляет 43м. Это свидетельствует о более высокой эффективности автотормоза, оборудованного пневматической частью Р.Д. и управляющим объемом (У.О.). Выход штока для схемы с одним воздухораспределителем на композиционных колодках устанавливается 0,1м. Увеличение выхода штока у данной схемы приводит к снижению эффективности автотормоза в целом [5]. Наоборот, для схемы с Р.Д. и У.О., наблюдаемые тормозные пути стабильны во всем установленном диапазоне выхода штока (до 0,15м). В целом экспериментальные исследования свидетельствуют о более высокой и стабильной эффективности схемы с Р.Д. и У.О. для всего диапазона эксплуатационного выхода штока.

Существующие недостатки схемы без Р.Д. проявляются в случае использования груженого режима воздухораспределителя, что подтверждает вывод о запрещении использования этого режима на данной схеме. Использование этого режима приводит к наиболее равномерным, в сравнении с другими схемами, процесса торможения. Вместе с этим, определенным недостатком является реализация увеличенного в сравнении с другими схемами времени торможения в составе на этом режиме воздухораспределителя. Это влияет на снижение эффективности автотормоза и ее сохранение требует обеспечение повышенных нажатий тормозной колодки на колесо, за счет увеличенного передаточного числа тормозной рычажной передачи.

На основании всесторонних исследований характеристик пневматической части даны рекомендации, заключающиеся в том, что схема с одним воздухораспределителем может быть использована на восьмиосных цистернах с нагрузкой на ось не выше 220 кН. Ограничением является  использование груженого режима. В качестве более перспективной, при повышении давления на ось, предлагается схема с реле давления.

Однако, выбор пневматической части автотормоза неразрывно связан с характеристиками механической части, поэтому лучшим вариантом является подвод тормозной рычажной передачи наружной двухосной тележки к тормозному цилиндру с внутренней стороны этой тележки.
4.    Расчет котла цистерны
В приближенном методе расчета котла цистерны безрамной конструкции от действия внешних сил, согласно [4], рассматривается расчетная схема, приведенная на рисунке 4.1.

                                                                               (4.1)

где q – равномерно распределенная нагрузка, кГ/м;

Р_ст – сила тяжести груза, Р_ст =120·10³ кГ;

Т_к – собственная сила тяжести кузова, кГ;

2L_к – длина кузова вагона,  2L_к =19,632 м.

                                                       (4.2)

где Т – тара вагона, Т=50·10³ кГ;

n_т – масса тележки модели 18-100, n_т = 4,5·10³ кГ;

n_а – масса автосцепного оборудования, n_а =1,5т кГ;

n_торм  – масса тормозного оборудования,  n_торм =0,5 ·10³ кГ.

                                                       



  
где  R– реакция в опоре, действующая на пятник кузова со стороны подпятника тележки, кГ.



где М₁– изгибающий момент от равномерно распределенной нагрузки, кГ·м;

n_к – длина консоли кузова, n_к =3,1 м.



где М₂– изгибающий момент от равномерно распределенной нагрузки в середине кузова, кГ·м;

L – половина базы вагона, L =9,816 м.

         (4.6)

где М_N– изгибающий момент от действия продольной нагрузки N, кГ·м;

Z – расстояние от центра тяжести поперечного сечения кузова до линии действия продольных сил N, Z =1,871 м.

Давление паров жидкости внутри котла Р_п принимают 0,15 Мпа или 1,5 кГ/см².

                                                                                       (4.7)

где N
_и– сила, создающая гидравлический удар в зоне днища, кГ;

N – продольная сила, приложенная по оси автосцепки в соответствии с расчетным режимом, для 3-го расчетного режима N = 250·10³ кГ;

т
_ж – масса жидкости, т_ж = 120·10³ кГ;

т
_бр – масса брутто цистерны, кГ.

                 (4.8)
где Р – грузоподъемность цистерны, Р =126·10³ кГ;

Т – тара вагона, кГ;


          (4.9)

где Р_ид – давление от гидравлического удара вблизи днища, Мпа;

R_в – внутренний радиус котла, R_в = 1,6 м.

                  (4.10)

где Р_д – суммарное расчетное давление вблизи днища, Мпа.

 (4.11)           

где Р₁ – суммарное расчетное давление над опорами, МПа.

                              Р₃ = Р_П + 0,5Р_ид =0,15+0,5·0,212=0,256 МПа                  (4.12)

где Р₃ – суммарное расчетное давление в середине котла (сечение      Ⅲ-Ⅲ),  МПа.

                            (4.13)

где N_1.1 – горизонтальная сила, направленная перпендикулярно к сечению Ⅰ-Ⅰ от действия внутреннего давления на площадь вертикальной проекции днища, кГ.

                                              (4.14)

где σ_1.1 – нормальные напряжения в сечении Ⅰ-Ⅰ материала котла, кГ/см²;

h₁ – средняя толщина котла (оболочки) в сечении Ⅰ-Ⅰ, см.

                                                      (4.15)

где N_1.2 – нормальная сила, действующая на верхнюю и нижнюю половины котла  от действия внутреннего давления в сечении Ⅰ-Ⅰ,  кГ.

                                  (4.16)

где σ_1.1 – нормальные напряжения, вызванное внутренним давлением над опорами котла в сечении Ⅰ-Ⅰ, МПа;

                          (4.17)       

     где σ_3.1 – напряжение на поперечных площадках  в сечении Ⅲ-Ⅲ, МПа;

                         (4.18)    

     где σ_3.2 – напряжение на продольных площадках  в сечении Ⅲ-Ⅲ, МПа;

h₃ – средняя толщина оболочки котла в сечении Ⅲ-Ⅲ, см.

                                         (4.19)

     где W₁ – момент сопротивления изгибу, см³;

F₁ – площадь поперечного сечения кузова, определяется с учетом рабочей части обшивки, см³.

       (4.20)

     где R – наружный радиус обшивки котла, см;

r – внутренний радиус, см.

               (4.21)

  
  



     где– суммарные напряжения на продольных площадках  для I расчетного режима, МПа.

Прочность материала котла соблюдается, если выполняется условие (4.22).

                                                                                                     (4.22)

где [σ] – допускаемое напряжение материала кузова, Мпа.

                        (4.23)

     где σ_Т – предел текучести материала, МПа.

Устойчивость оболочки котла от внешнего давления при разряжении в котле соблюдается, если выполняется условие (4.24)

                                                                                             (4.24)

     где   Р_к – критическое давление, Мпа;

 Р_р  - расчетное давление,  Р_р = 0,05 Мпа.

                                                                                  (4.25)

     где   Е – модуль упругости, Е=2,1·10⁶ кГ/см²;

2L_ц  - длина цилиндрической части котла, 2L_ц =1963см;

h₁ – средняя толщина оболочки котла, h₁ =1,2 см.

                                                 

                                

 

  Так как 1,5 > 1,05 условие устойчивости оболочки котла от внешнего давления при разряжении в котле соблюдается.
5. Расчет оси колесной пары
Ось колесной пары вагона работает в режиме знакопеременных деформаций. Число циклов нагружения за срок службы весьма велико, а нагруженность носит вероятностный характер. В последние годы условия работы вагонов становятся все более тяжелыми, повышается скорость движения поездов, повышаются осевые нагрузки, появляются новые конструкции тележек. Таким образом, расчет оси на усталостную прочность производится по критериям теории вероятности и математической статистики. Для этого необходимы кривые распределений амплитуд и напряжений, а также функции статического распределения пределов выносливости оси в ее расчетных сечениях.

Расчет производится с учетом нестационарности режима нагружения оси колесной пары. Критерием оценки прочности принимается величина коэффициента запаса прочности оси, но отношению к ее пределу усталости. Схема приложения сил и опорных моментов к оси колесной пары приведена на рис 5.1.
Схема приложения сил и опорных моментов к оси колесной  пары.



Рис. 5.1.
5.1. Определение коэффициента запаса прочности оси
Коэффициент запаса прочности оси показывает во сколько раз предел усталостной прочности оси по износу больше приведенных напряжений в расчетном сечении. Оценка прочности производится по следующим расчетным сечениям (см рис. 5.2):

Схема приложения сил и опорных моментов к оси колесной пары.



Рис. 5.2

I - по шейке оси в плоскости внутренней кромки заднего подшипника;

II - по шейке оси в плоскости начала задней галтели;

Ш - по подступичной части оси в плоскости круга катания колеса;

IV - в средней части оси.

Условие прочности оси:

n ³ [n],

,

где n - коэффициент запаса прочности оси по отношению к пределу ее усталости;

[n] - допустимый коэффициент запаса прочности оси.

Рекомендуемый запас прочности оси для нового грузового вагона [n] = 1,9 - 2,1.
Исходные данные для расчета оси сведены в табл. 5.1.

Таблица 5.1.

Исходные данные для расчета оси колесной пары

Масса вагона брутто mбр, кг	176000
Число осей в вагоне m0, шт	8
Высота центра тяжести вагона над уровнем осей колесных пар hц, м	1,85
Расчетная скорость v, м/с	33,3
Масса половины боковой рамы тележки mр, кг	195
Масса колесной пары mкп, кг	1200
Масса колеса mк, кг	400
Масса буксы и связанных с ней необрессоренных масс mб, кг	113
Масса консольной части оси до круга катания mш, кг	53
Масса средней части оси между кругами катания mс, кг	319
Масса необрессоренных частей жестко связанных с шейкой оси, включая саму шейку mS = mр + mш + mб , кг	361
Удельное давление ветра на боковую поверхность кузова W, Н/м2	500
Непогашенное ускорение в кривой jц, м/с2	0,7
Коэффициент трения колеса о рельс при скольжении в поперечном направлении m.	0,25
Коэффициент, учитывающий восприятие сил инерции диском колеса за счет ее упругости b.	0,7
Коэффициент использования грузоподъемности вагона l.	1
Статический прогиб рессорного подвешивания вагона fст, м	0,05
Радиус колеса r, м	0,475
Диаметр шейки оси d1, м	0,135
Диаметр подступичной части оси d2 м	0,194
Диаметр средней части оси d3, м	0,165
Расстояние между серединами шеек оси 2b2, м	2,036
Расстояние между кругами катания колес 2s, м	1,58
Расстояние от середины шейки оси до круга катания колес 12, м	0,228
Расстояние от середины шейки оси до задней галтели шейки 13,м	0,1
Расстояние от середины шейки оси до внутренней кромки заднего роликового подшипника 16, м	0,073
Расстояние от середины оси до равнодействующей сил инерции средней части оси 17, м	0,263

5.2. Расчет оси колесной пары на выносливость
Определение расчетных нагрузок.

Статическая нагрузка на шейку оси с учетом коэффициента использования грузоподъемности вагона



Коэффициент вертикальной динамики



Динамическая нагрузка:

От вертикальных колебаний кузова на рессорах



от центробежных сил в кривых



от силы ветра



Расчетная вертикальная нагрузка:

На левую шейку оси



на правую шейку оси



Ускорение буксового узла:

Левого

Правого

Ускорение левого колеса

Вертикальная сила инерции, действующая:

На левую шейку оси



на правую шейку оси



От левого колеса на рельс (на правом колесе Р_нк=0)



Вертикальная сила инерции массы средней части оси



Коэффициент горизонтальной динамики



горизонтальная сила, действующая от колесной пары на рельс, (рамная сила)



Вертикальная реакция рельса, действующая на левое колесо

на правое колесо



Вертикальная реакция действующая

На левую опору оси



на правую опору оси



Поперечная составляющая силы трения правого колеса о рельс



боковая сила



Изгибающий момент от инерционных сил, действующий в сечении

Под левой опорой оси

под правой опорой оси



Изгибающие моменты и напряжения в расчетных сечениях.

От расчетных нагрузок.









где W_I,W_II,W_III,W_IV – моменты сопротивления изгибу расчетных сечений оси.

Для круглого сечения

От статической нагрузки

Коэффициенты перегрузки оси

Максимальные





Минимальные





Для накатанных осей в сечении I-I 150 мН/м², в сечении II-II 150 мН/м², в сечении III-III 135 мН/м², в сечении IV-IV 180 мН/м².

Результаты расчета оси колесной пары на усталостную прочность приведены в табл. 5.3.

Значение коэффициента запаса усталостной прочности n находим по номограмме в зависимости от максимальных и минимальных значений коэффициента перегрузки оси [1, стр. 115].

Получили следующие значения запаса усталостной прочности:

n₁ = 2.5 > [n];

n₂ = 1.9 = [n];

n₃ = 2.5 > [n];

n₄ = 2.2 > [n];

Таким образом, во всех рассматриваемых сечениях оси получено n > [n], следовательно, образование трещин в осях будет наблюдаться не чаще, чем у надежно эксплуатируемых колесных пар, ось имеет повышенную долговечность, то есть срок службы больше или равен принятому сроку службы в расчетах.

Таблица 5.2.

Нагрузки, действующие на ось колесной пары.

Статическая нагрузка	Рст, кН	104,53
Коэффициент вертикальной динамики	Кд	0,32
Динамическая нагрузка: от вертикальных колебаний кузова от центробежных сил в кривых от давления ветра	Рд,  кН Рц, кН Рв, кН	0,0327 0,0664 0,0558
Суммарная вертикальная нагрузка: для левой шейки оси для правой шейки оси	Р1, кН  Р2, кН	104,6 104,4
Ускорения буксовых узлов: левого правого	j1, доли j2, доли	3,31 0,209
Масса необрессоренных частей	mн, кг	361
Ускорение левого колеса	Jн, доли	2,89
Вертикальные инерционные нагрузки: для левой шейки оси для правой шейки оси для средней части оси со стороны левого колеса	Рн1, кН Рн2, кН Рнс, кН Рнк, кН	1,194 0,754 0,460 1,159
Коэффициент горизонтальной динамики	kг	0,13
Рамная сила	Н, кН	2,288
Вертикальная реакция: на левое колесо на правое колесо на левую опору оси на правую опору оси	Ра, кН  РЬ, кН  Рс, кН  Rd, кH	107,05 103,094 105,891 103,159
Сила трения правого колеса о рельс	Н2, кН	25,77
Боковая сила	Н1, кН	28,05
Изгибающий момент от инерционных сил: под левой опорой оси под правой опорой оси	Мл, кНм  Мп, кНм	13,242 12,24

Таблица 5.3.

Результаты расчета оси.

Изгибающие моменты, кНм:	МI  МII  МIII  МIV	10,0109 12,8674 39,65103 38,779
от расчетных нагрузок
от статической нагрузки	МI  МII  МIII-МIV	7,63069 10,453 23,8328
Моменты сопротивления, м3	WI-WII WIII WIV	0,000241 0,000582 0,000402
Напряжения, МПа:	sI sII sIII sIV	41,539 53,3917 68,1288 96,467
От расчетной нагрузки
от статической нагрузки	sI sII sIII sIV	31,662 43,37371 40,949 59,2855
Коэффициенты перегрузки оси:	aI aII aIII aIV	3,111968 3,111968 4,754204 4,77466
Максимальные
Минимальные	aI aII aIII aIV	2,602168 1,899583 2,142789 1,825388

6.                Охрана труда при изготовлении цистерны
6.1.    Технология изготовление котла цистерны
Процесс изготовления котла разделяется на следующие стадии: заготовка листов для цилиндрической части котла и днищ; сборка и сварка листов; вальцовка, сборка и сварка цилиндрической части; изготовление днищ; общая сборка и сварка котла; контрольные испытания.

Сборка и сварка листов цилиндрической части котла производится на стенде (рис.6.1). Заготовленные листы раскладывают на плите стенда, совмещают их стыки, устанавливают и прихватывают к стыкам листов технологические планки для вывода сварного шва и прижимают листы к плите. Одновременно снизу прижимается к сварным листам флюсовая подушка. Продольные швы выполняются автоматическими сварочными головками АБС, смонтированными на устройствах продольного типа.

Сварное полотно при помощи кантователя поворачивают на 180⁰, после чего его транспортируют на второй стенд для наложения швов с обратной стороны. Этот стенд в отличие от первого не имеет флюсовых подушек. Одновременно со сваркой полотна собирают и сваривают контрольную пластину на тех же режимах и теми же сварочными материалами.

По окончании сварки готовое полотно по рольгангу передают на вальцовку в трех- или четырехваликовых  гибочных машинах (вальцах) для придания ему формы цилиндра (обечайки). Затем обечайку мостовым краном транспортируют на специальный стенд для сварки замыкающего стыка цилиндра, который укладывают на опорные ролики 4 (рис. 6.2, а), а замыкающий стык – на балку 5 с магнитными прижимами и флюсовой подушкой, сварка осуществляется сварочным трактором 3 ТС-17М, который перемещается по направляющим внутри обечайки 2. По окончании наложения швов обечайку на опорных роликах поворачивают замыкающим стыком вверх и выполняют сварку с наружной стороны автоматической головкой 1, смонтированной на портальном устройстве. Режимы сварки при наложении наружных и внутренних швов такие же, как при сварке полотна.

Металлургическая промышленность поставляет листовой прокат ограниченной длины, поэтому цилиндрическую часть котла цистерны грузоподъемностью 120т сваривают встык из двух обечаек. С обеих сторон кольцевого шва располагаются шпангоуты для увеличения жесткости котла. Затем в цилиндрической части котла вырезают отверстия под горловину колпака или крышку люка и сливные приборы, срезают технологические планки и зачищают торцы.

Днища котла штампуют на прессе в холодном и горячем состоянии с помощью вытяжных штампов. Применяются вертикальные прессы усилием 30000 – 50000 кН. Этот способ высокопроизводителен, но связан с использованием дорогостоящих прессов и штампов, поэтому может быть рекомендован для крупносерийного или массового производства.

Взрывная штамповка в холодном состоянии в специальных установках с использованием бризантных взрывчатых веществ, с применением штамповочных матриц. Способом взрывной штамповки целесообразно изготовлять днища из материала с высоким пределом прочности и малой пластичностью (нержавеющие хромистые стали, титановые сплавы).  Этот способ обеспечивает высокую точность и хорошее качество поверхности изготовленного днища. Затраты на оснастку не большие, так как матрицы можно изготовлять из легких сплавов, железобетона с эпоксидной облицовкой, текстолита и дерева. Изготовление днищ давлением вхолодную выполняется на горизонтальных и вертикальных давильных станках, а обкаткой – на обкатных машинах с применением подвижной матрицы и бортовочных валиков.

Обкатка и обработка давлением значительно проще, чем штамповка на прессе и взрывом. Оборудование легко наладить на различные размеры, но процессы эти малопроизводительны и для осуществления их требуются высококвалифицированные рабочие. Поэтому такие способы можно рекомендовать только для мелкосерийного и серийного производств.

Общую сборку обечайки с днищами выполняют на механизированном стенде (рис.6.3), где обеспечиваются быстрое совмещение и прижатие стыкуемых  поверхностей. Оба днища прихватывают к обечайке и затем сваривают внутренние стыковые швы двумя сварочными тракторами 3 (см. рис.6.2, б) одновременно. Флюсовая подушка 6 размещается на непрерывной ленте 7. Наружные швы сваривают автоматическими головками АБС. При сварке котел вращается на опорах стенда. По окончании сварки стыки проверяют, контролируют соответствие размеров сварных швов установленным требованиям.

Качество швов проверяют рентгеновскими или гамма - лучами. Более распространен радиографический контроль.

6.2. Охрана труда при изготовлении
6.2.1. Анализ условий труда

Изготовление производится в вагоносборочном цехе вагоностроительного завода. Процесс сборки разделяется на следующие операции:

-       правка листового, широкополосного и профильного проката;

-       разметка листового и профильного проката;

-       обработка кромок;

-       гибка заготовок из профильного и листового проката;

-       проверка качества сборки и сварки внешним осмотром и замером;

-       нанесение ударного клейма техприемщика на стойку рядом с клеймом мастера и сварщика.

К сварному оборудованию, применяемого в данном технологическом процессе относятся:

-       сварной полуавтомат А-1230м;

-       сварочный выпрямитель ВДГ-301;

-       правильно-гибочный пресс;

-       гильотинные ножницы и пресс-ножницы;

-       фрезерно-отрезные станки;

-       листоправильные вальцы;

-       гибочно-растяжные прессы;

-       профильный инструмент;

-       мостовые краны, подвесные цепные конвейеры.

В процессе изготовления цистерны могут возникать следующие опасности и вредности:

-       травмирование рабочих при выполнении подъемно-транспортных и других операций;

-       поражение электрическим током при работе с электрооборудованием,

-       шум и вибрация выше допустимых норм;

-       ненормальные метеорологические условия;

-       высокий уровень запыленности и загазованности помещения;

-       нерациональная организация рабочего места и др.
6.2.2. Меры по устранению потенциальных опасностей и вредностей.
Наиболее опасным и вредным фактором при изготовлении цистерны является травматизм при выполнении подъемно-транспортных работ, так как он может повлечь за собой частичную или полную потерю работоспособности обслуживающего персонала, а также увечие и смерть.

Для устранения травматизма при выполнении подъемно-транспортных работ грузоподъемные машины проходят периодическое освидетельствование. Особое внимание при этом уделяют состоянию подъемного механизма (барабана), канатов, тросов и цепей.

Стальной канат осматривают не реже одного раза в неделю. Для продления срока службы канатов их регулярно смазывают.

Предусмотрительно ограждение всех вращающихся частей кожухами, а также заземление. Кран оборудован тормозными и предохранительными устройствами, к числу которых относятся автоматические ограничители высоты подъема, веса и перемещения груза. Для обеспечения безопасности при проведении работ по изготовлению цистерны применяется электрический крюковой мостовой кран грузоподъемность 8т, работающий в среднем режиме. Общий вид мостового крана показан на рис. 6.4.

1 – демпфер; 2 – грузовая тележка; 3 – мост крана; 4 – ходовые колеса моста; 5 – кабина; 6 – привод механизма передвижения крана; 7 – концевая балка; 8 – трансмиссионный вал; 9 – барабан; 10 – крюковая подвеска.

Ниже приведены расчеты отдельного узла мостового крана и в частности расчет барабана.

6.2.3. Расчет барабана.

В качестве материала барабана принят чугун СЧ-15-32 ГОСТ 1412-70 с пределом прочности на сжатие sв = 750 МПа. Схема барабана приведена на рис 6.5.

В качестве тягового органа выбираем стальной канат с линейным касанием проволок типа ЛР-Р по ГОСТ 2688-69 с пределом прочности материала этих проволок s_в=16 МПа.

Наиболее рабочее натяжение каната определяем по формуле:



где Q – номинальная грузоподъемность, Q=8 т;

i_n – передаточное число одного полиспаста, i_n=2;

h_n – количество полиспастов.

S = .

В соответствии с правилами Госгертехнадзора выбор каната осуществляет по разрывному усилию:

S_р = S×n;

где n – запас прочности для среднего режима, n = 5.5.

S_р=2020×5,5=11110 кгс.
Общий вид мостового крана.



Рис 6.4.
Схема барабана.



Рис 6.5.

Выбираем канат d_к = 15 мм с разрывным усилием S_p = 11700 кгс.

Площадь сечения всех проволок каната f₁ = 86,27 мм² (ГОСТ 2688-69). Минимально допустимый диаметр барабана, измеренный по дну канавки барабана определяет по формуле:

D = (l-1)×d_к;

где l – коэффициент, регламентируемый правилами Гсогортехнадзора в зависимости от размера работы, l = 25.

D = (25-1)×15=360 мм.

Примем диаметр барабана, Dб = 400 мм; число витков нарезки на одной половине барабана определяется по формуле:



где Н - высота подъема крюка,

Н = 8 м;

m – кратность полиспаста, m = 3;

r – минимальное количество витков для крепления конца каната накладками.



Длина нарезки на одной половине барабана l=425 мм.

Шаг нарезки t_б = 18 мм. Длина гладкой части барабана S_к = 90 мм. Расстояние между правым и левым нарезными полями принимаем равной l₁ = 170 мм. Общую длину барабана определяем по формуле:



Z_б=2×425+2×90+170=1200 мм.

Длину каната, наматываемого на барабан определяют по формуле:

Z_к = Н×i_n;

Z_к = 8×2=16 м.

Необходимая толщина стенки барабана определяется из расчета на сжатие исходя из S = 2020 кгс.

Допускаемые напряжения при сжатии выбираем из условий статической прочности. [s_сж] =s_в/[n];

[s_сж] = 750/5,5=136,4 МПа.

Необходимую толщину стенки барабана определяем по формуле:

d = S/t_б[s_сж]

d = 2020/1.8×136.4=0.82 мм.

Таким образом, для обеспечения прочности барабана принимаем толщину стенок барабана по 16 мм. Напряжения сжатия s_сж < [s_сж] = 136,4 МПа в стенке барабана от изгиба и кручения по длине барабана менее трех его диаметров составляет 15% от напряжения сжатия, поэтому им пренебрегаем.

Из приведенных выше расчетов видно, что барабан обладает необходимой прочностью, что повышает надежность работы подъемного механизма мостового крана и снижает степень опасности травматизма при выполнении подъемно-транспортных работ при изготовлении цистерны.

6.2.3. Другие мероприятия.

Для устранения возможности поражения электрическим током при работе с электрооборудованием предусмотрены следующие мероприятия: допуск к работе, производство отключений, вывешивание плакатов и установка ограждений, присоединение к «земле» переносных заземлений, наложение заземлений и др.

Наиболее эффективной мерой борьбы с шумом является звукоизоляция звукопоглощение, замена подшипников скольжения на подшипники качения, максимальная автоматизация технологического процесса изготовления котла цистерны и др. Если же уровень шума выше допустимых норм, то применяют индивидуальные средства защиты: наушники – противошумы, заглушки – антифоны.

Организация труда рабочего места сварщика обеспечивает свободное перемещение вдоль всей зоны работ, позволяет производить подготовительные операции с заготовками и заключительные с деталями при номинальных перемещениях.

Стены и сварочное оборудование запроектировано окрашивать в светло-зеленый цвет с некоторыми оттенками. Например, стены – в более темные тона, чем оборудование.
6.2.          Меры пожарной безопасности, предусмотренные в сборочном цехе
Причинами возникновения пожара могут быть:

-        неосторожное обращение с открытым огнем;

-        неисправности или неправильное содержание электрической проводки, светильников, электрооборудования;

-        неудовлетворительные условия хранения пожароопасных и взрывчатых материалов;

-        нарушение противопожарного режима при обращении с различными пожароопасными отходами;

-        отступление от противопожарных требований, установленных в технологическом процессе и др.
Для предупреждения возникновения пожара горючие и воспламеняющиеся вещества хранятся в металлических ящиках и ограниченном количестве. Бывшие в употреблении обтирочные и другие материалы, пропитанные маслом, керосином, мазутом собирают в металлические ящики и плотно закрывают крышкой.

После окончания работ помещение убирая удаляя при этом все горючие отходы, выключают все действующие приборы и освещение, кроме дежурного. Для предупреждения возникновения пожара из=за неисправности электрической сети и приборов производят их периодический осмотр и ремонт. Регулярно производится инструктаж по обеспечению пожарной безопасности.

Для обнаружения пожара в цехе используется система электрической пожарной сигнализации, состоящая из пожарных извещателей кнопочного типа, приемной станции, сети пожарной сигнализации.

В цехе предусмотрены первичные средство тушения пожара:

-        промышленные ручные огнетушители пенные и углекислотные;

-        внутренние пожарные краны;

-        пожарные щиты.

По нормам противопожарной безопасности для вагоносборочного цеха предусмотрено на каждые 200 м² один пенный, один углекислый огнетушитель и один ящик с песком емкостью – 0,5 м³ с лопатой, не менее двух выходов для эвакуации людей.

Предусмотрены также эвакуационные выходы – не менее 2-х.
7.     Экономический эффект от использования разработанной конструкции
Новая тормозная рычажная передача представляет собой унифицированную кинематическую систему индивидуального привода на каждую четырехосную тележку от отдельного тормозного цилиндра, установленного на котле вблизи этой тележки.

Она предназначена для перспективных условий эксплуатации восьмиосных вагонов и позволяет:

-                существенно уменьшить массу продольных элементов механизма передачи и тем самым практически упразднить усилие, действующее на триангель от воздействия массы элементов, достигающей 700Н при отпущенном состоянии тормоза;

-                упростить конструкцию рычажного механизма и увеличить коэффициент полезного действия до 0,92;

-                повысить эффективность торможения и эксплуатировать восьмиосные вагоны с тормозными колодками из различных материалов;

-                исключить касание колодок о колеса во время тяги и тем самым уменьшить энергетические затраты на движение поезда, а также расход тормозных колодок;

-                снизить трудозатраты на содержание и регулировку тормозной рычажной передачи восьмиосных вагонов в эксплуатации.
7.1. Определение калькуляционных измерителей.

Для анализа изменения себестоимости перевозок СУГ в связи с изменением объёма котла применим метод расходных ставок. При подсчётах калькуляционных измерителей целесообразно расходы определять на 1000 ткм.
7.1.1. Гружёные поезда.

1. Затраты вагоно-километров.

      (7. 1
)
где  - динамическая нагрузка гружёного вагона, т/ваг;
    (7. 2)
где a_I – доля каждого вида груза в общем, объеме перевозок в исследуемых цистернах:

L_i =L_пер– дальность перевозки или груженный рейс (км) I-того типа груза, можно принять в расчетах 1700 км для всех наименований перевозимых грузов;

Статическая нагрузка вагона зависит от удельного объема котла цистерны и удельного объема груза перевозимого в цистернах и составляет:
  (7. 3
)

где   V_уд.кот – удельный объем котла цистерны, т/м³ ;

         V_грi – удельный объем i-того груза, т/м³.
2. Затраты вагона-часов.
  (7. 4)
1) при прохождении вагонов по участкам:
   (7. 5
)
где  - участковая скорость поездов; = 40 км/ч;
2) во время простоев под начальными и конечными грузовыми операциями:
     (7. 6
)
где  - средний простой вагона под одной грузовой операцией; = 40 ч;

       - дальность перевозок по сети;= 1300 км;
3) во время простоя вагона на технических станциях с переработкой и без переработки:
   (7. 7
)
где  - средний простой вагона на одной технической станции с переработкой, = 8 ч;

         - средний простой вагонт на одной технической станции без переработки, =2 ч;

         - среднее маршрутное плечо, = 150 км;

         - среднее вагонное плечо, = 370 км;
3. Затраты локомотиво-километры.
     (7. 8)
где    - масса брутто грузового поезда;

        (7. 9
)
        здесь  - погонная нагрузка брутто, т/км;

          - длина вагона по осям сцепления;

         - длина приёмо-отправочных путей; =850 м;

        50 м – длина станционных путей для установки локомотива;

        T
– тара вагона, т;

         - отношение вспомогательного пробега локомотивов к пробегу их во главе поездов, = 0,12;
4. Затраты локомотиво-часов.
                   (7. 10
)
где    - пробег локомотива, = 500 км/сут;

         - отношение вспомогательного линейного пробега локомотивов к пробегу их во главе поездов, =0,1;
5. Затраты бригадо-часов локомотивных бригад.
          (7. 11
)
где    - коэффициент, учитывающий дополнительное время работы локомотивных бригад; = 1,6;
6. Затраты тонно-километров брутто вагонов и локомотивов.
        (7. 12
)
где    - вес электровоза; = 184 т;
7. Затраты электроэнергии  на 1000 ткм нетто перевозок.
      (7. 13
)
где     - расход электроэнергии для тяги гружёных поездов на 10000 ткм брутто расчитывается по удельному расходу электроэнергии K_эл на 1 ткм механической работы локомотива, которые принимаем с учетом фактического КПД локомотивов на уровне 4 кВт.ч , т.е:
           (7. 14)
         здесь  - затрата ткм механической работы локомотива на 1 ткм брутто;
                 (7. 15
)

 

   где - основное удельное сопротивление движению состава, локомотива, кг/т;
           (7. 16)
   (7. 17
)

 

здесь   осевая нагрузка вагона брутто, т/ось;

m- количество осей в вагоне;

I_эк – эквивалентный уклон для груженого направления , %0;

 - ходовая скорость движения грузовых поездов на однопутных участках с электрической тягой на переменном токе, характаризующихся заданным типом профиля;
     (7. 18
)

 

где:             (7. 19
)

здесь: N – мощность локомотива, равная 6240 кВт, для электровоза ВЛ80.
8. Затраты маневровых  локомотиво-часов.
  (7. 20
)
где     - затраты маневровых  локомотиво-часов на 1000 ткм,; = 0,7;
9. Количество грузовых отправок.
           (7. 21)
где     - масса грузовой отправки, принимаем равной массе поезда нетто;
         (7. 22
)
    (7. 23
)
где     - погонная нагрузка нетто, т/м.
7.1.2. Порожние составы.

1. Затраты вагоно-километров:

 

          (7. 24
)
где     - коэффициент порожнего пробега вагона к гружёному пробег, = 1;

  

2. Затраты вагона-часов
    (7. 25
)
1) при прохождении вагонов по участкам:
    (7. 26
)
2) во время простоя вагона на технических станциях с переработкой и без переработки:
    (7. 27)
3. Затраты локомотиво-километров:
                    (7. 28)
где    Sn_пор- число цистерн в порожнем составе;
    (7. 29
)

4. Затраты локомотиво-часов:

          

(7. 30
)
5.                 Затраты бригадо-часов локомотивных бригад:
  (7. 31
)
6.     Затраты тонно-километров брутто вагонов и локомотивов:
   (7. 32
)

 

7.  Затраты электроэнергии   на 1000 ткм нетто рассчитываются по заданным нормам на 1000 ткм брутто порожних состав:
  (7. 33
)
где              = 170 кВтч на 10000 ткм брутто;
8. Затраты маневровых локомотиво-часов :
   (7. 34)
Расходы на 1000 ткм нетто по каждому калькуляционному измерителю получают перемножением соответствующей расходной ставки на затрату измерителя для выполнения  1000 ткм перевозок .

Просуммировав по каждому варианту эксплуатационные расходы на груженные и порожние поезда, получаем величину зависящих расходов  на 1000 ткм нетто. Условно-постоянные расходы можно принять в размере 88% к зависящим  расходам базового варианта. Полная себестоимость S_пол определяется как сумма зависящих расходов и условно-постоянных расходов, включаемых в себестоимость 1000 ткм нетто отдельно по каждому варианту.

Результаты расчётов для базовой и проектируемой цистерн сведены в таблице 2.

Таблица 2. 1 Определение себестоимости перевозки на 1000 ткм нетто

Наименование измерителя	Расходная ставка, р		Затрата измерителя				Расходы на 1000 ткм нетто, р
	Базовый вариант	Проект. Вариант	базовый		проектируемый		базовый		проектируемый
			Порож.	Гружен.	Порож.	Гружен.	Порож.	Гружен.	Порож.	Гружен.
1	2	3	4	5	6	7	8	9	10	11
Вагоно-километры,	0,05	0,05	6,348	15,87	6,096	15,24	0,3174	0,793	0,3048	0,762
Вагоно-часы,	5122	5122	0,358	0,89	0,344	0,86	1833,676	4558,58	1761,96	4404,92
Локомотиво-километры,	7,2	7,2	0,218	0,29	0,208	0,28	1,5696	2,088	1,4976	2,016
Локомотиво-часы,	218,61	218,61	0,00599	0,008	0,0571	0,0075	1,3094	1,7488	1,2482	1,639
Бригадо-часы локомотивных бригад,	144,9	144,9	0,007	0,0094	0,007	0,0094	1,0143	1,362	1,0143	1,362
Тонно-километры брутто вагонов и локомотивов,	0,00426	0,00426	1356,77	1845,02	1342,33	1811,68	5,7798	7,8597	5,7183	7,717
Расход электроэнергии,	0,537	0,537	8,958	12,19	8,872	11,988	4,8104	6,546	4,7642	6,433
Маневровые локомотиво-часы,	301,21	301,21	0,0025	0,00012	0,0024	0,00011	0,7530	0,005	0,7229	0,0046
Количество грузовых отправок,	41,87	41,87	0	0,011	0	0,006	0	3,313	0	1,807
							1849,2299	4582,2955	1777,2303	4426,6606
Итого зависящих расходов на 1000 ткм нетто Sз							6431,5254		6203,8909
Условно-постоянные расходы на 1000 ткм нетто Sуп							5659,7423		5459,4239
Всего расходов на 1000 ткм нетто S							12091,2677		11663,3148

     
Основным эксплуатационным параметром, наиболее полно характеризующем использование вагона рабочего парка, является среднесуточная производительность вагона рабочего парка F_w  

F ,

где - динамическая нагрузка груженого вагона, т/ваг

- среднесуточный пробег вагона, км..


P- грузоподъемность
Базовый

Проектируемый

Годовая производительность грузового вагона рабочего парка В
В=365* F_w
Полный рейс вагона
R=(1+(1+1)*1700=3400 км.