CC BY
154
Цена младшего разряда АЦП определяется количеством разрядов. Так, при 10 разрядах получаем:
6 -Ю-4
и =-= 5,86 -10 В = 0,586мкВ.
Ш1П ^10 ' '
Большинство современных микросхем-усилителей имеют уровень собственного шума, соизмеримый с указанной величиной, поэтому использовать АЦП с большим числом разрядов нерационально. Заметим, что такое напряжение на выходе моста соответствует относительной деформации рельса 8 = 2,44 -10-7, эта величина есть цена деления тензометрической станции.
При таких низких уровнях сигнала существенной проблемой могут стать помехи от сигнального и обратного тягового токов, которые текут по рельсам. Этот вопрос может быть разрешен только при испытаниях датчика на действующем пути.
Для увеличения чувствительности датчика можно приклеивать тензорезисторы не на одну, а на обе стойки. Тогда коэффициент усиления может быть в два раза меньше, а напряжение питания моста - вдвое больше. Это, вероятно, позволит снизить влияние помех.
Список литературы
1. Суровин, П. Г. Экспериментальный метод определения сил взаимодействия колеса и рельса [Текст] / П. Г. Суровин // Вестник СГУПСа/ Сибирский гос. ун-т путей сообщения. -Новосибирск, 2006. - Вып. 14. - 234 с.
2. Взаимодействие колес и рельсов в кривых участках [Текст]/ Н. И. Карпущенко, И. А. Котова и др. // Путь и путевое хозяйство. - 2008. - № 6. - С. 2 - 5.
3. Суровин, П. Г. Экспериментальный метод определения перемещений рельса [Текст]/ П. Г. Суровин // Вестник ВНИИЖТа. - М., 2011. - № 6. - С. 31 - 34.
4. Фадеев, Д. К. Вычислительные методы линейной алгебры [Текст] / Д. К. Фадеев, В. Н. Фадеева. - М.: Физматгиз, 1963. - 734 с.
5. Экспериментальная механика [Текст]: Пер. с англ. / Под ред. А. Кобаяси. - М.: Мир, 1990. - Кн. 1.- 616 с.
6. Пригоровский, Н. И. Методы и средства определения полей деформаций и напряжений: Справочник [Текст] / Н. И. Пригоровский. - М.: Машиностроение, 1983. - 248 с.
7. Бронштейн, И. Н. Справочник по математике для инженеров и учащихся втузов [Текст] / И. Н. Бронштейн, К. А. Семендяев. - М.: Наука, 1986. - 544 с.
УДК 629.4.027
И. И. Галиев, В. А. Николаев, Б. Б. Сергеев, Е. А. Самохвалов, Д. Ю. Лукс
ВЛИЯНИЕ ДИНАМИЧЕСКОЙ НАГРУЖЕННОСТИ И ДЕФЕКТОВ РОЛИКОВ БУКСОВОГО ПОДШИПНИКА НА БЕЗОПАСНОСТЬ ДВИЖЕНИЯ ГРУЗОВЫХ ВАГОНОВ В ЭКСПЛУАТАЦИИ
Выполнен анализ отказов буксовых узлов тележек грузовых вагонов на сети ОАО «Российские железные дороги» за период с 2010 по 2012 г. Выявлены недостатки данного узла известной конструкции тележки грузового вагона модели 18-100. Определены вертикальные, горизонтальные и продольные нагрузки, действующие на буксовый узел. Выполнено математическое моделирование динамической нагруженности ролика буксового подшипника под воздействием радиальной нагрузки. Оценено влияние динамических нагрузок и дефектов в роликах подшипников буксового узла на безопасность движения вагона.
Анализ отцепок грузовых вагонов на железных дорогах ОАО «РЖД» за период с 2010 по 2012 г. по причине грения буксового узла показывает динамику роста их количества. Так,
если в 2010 г. число отцепленных вагонов с подтверждением неисправностей буксовых узлов составило 4898, то в 2011 - 6094, а в 2012 - 6154.
Основными неисправностями, после ослабления (разрушения) торцевого крепления, являются дефекты и повреждения, возникающие на дорожках качения колец и телах качения подшипников: раковины и шелушения, трещины, сколы, задиры, риски и т. п. Данные дефекты относятся к контактно-усталостным повреждениям, вызванным процессом естественной усталости металла под действием высокого контактного давления и знакопеременных нагрузок после истечения определенного срока эксплуатации подшипника.
При этом необходимо отметить, что в последние годы при среднем ремонте колесных пар (полное освидетельствование) практически не производится замена на новые подшипники, поскольку они закупаются в недостаточном количестве и в основном только для капитального ремонта - ремонта колесных пар со сменой элементов. Поэтому приходится подвергать ремонту подшипники, неоднократно перебиравшиеся с заменой колец и роликов разных годов выпуска и различных заводов-изготовителей. Снижение количества закупаемых подшипников ведет к их общему старению и к накоплению в их элементах чрезмерного уровня усталостных напряжений, вызывающих возникновение дефектов, угрожающих безопасности движения.
За период с 2010 по 2012 г. наибольшее количество железнодорожных подшипников по объемам производства и реализации пришлось на 2011 г. (1 138 876 шт.), что по информации производителей соответствует уровню поставок 2008 г. Расчеты использования новых вагонных подшипников при плановых видах ремонта показали, что в 2012 г. в среднем на один отремонтированный вагон приходилось 1,8 новых подшипников, что меньше, чем в 2011 г., на 14,3 %, при средней норме 4,02 с учетом произведенных объемов ремонта вагонов.
Из анализа отказов грузовых вагонов из-за неисправностей буксовых узлов по материалам данных автоматизированной системы «КАСАНТ» за сторонними организациями и вагоноремонтными компаниями в 2012 г. после плановых видов ремонта и постройки было выявлено следующее количество отказов:
- частные вагоноремонтные предприятия - 1459 (44 %);
- вагоноремонтные компании - 1106 (25 %);
- предприятия стран СНГ и Балтии - 955 (29 %);
- вагоностроительные заводы - 457 (14 %);
- вагоноремонтные заводы - 445 (13 %).
Распределение буксовых подшипников по причинам неисправностей, приведших к отцепкам вагонам, и предприятиям, производившим последний плановый ремонт, показывает, что наибольшее их количество относится к усталостным дефектам и повреждениям на дорожках качения колец и роликов после истечения определенного срока эксплуатации подшипника.
В тележке модели 18-100 боковые рамы жестко, через опорное соединение устанавливаются на буксовые узлы. Это соединение не только передает вертикальные, горизонтальные и продольные нагрузки, но и в пределах зазоров обеспечивает ограниченную возможность самоустановки колесных пар с жестким ограничением их перемещений, участвует в гашении горизонтальных колебаний необрессоренных масс тележки за счет сил трения в опоре. На рисунке 1, а показано взаимодействие боковой рамы с буксой в вертикальной плоскости.
Боковая рама 1 через прямоугольную опорную поверхность 2 опирается на приливы буксы 3, которая снабжена жесткими ограничителями 4. Через такое опорное соединение передаются вертикальная радиальная нагрузка ¥г и горизонтальные нагрузки ¥т или ¥т,г.
Силовое воздействие от тормозной системы ¥т тележки (при одностороннем нажатии колодок на колеса в грузовых вагонах) вызывает сдвиг буксы влево (см. рисунок 1, а), прижимая ее к упору боковой рамы.
№ 4(16) ЛЛИ О ИЗВЕСТИЯ Транссиба 103
=2013 ■
Другое воздействие ^тг реализуется при торможении вагонов на горке, при входе в кривые участки пути и стрелочные переводы. Под воздействием силы ^тг букса также прижимается к боковой раме вправо (рисунок 1, а).
Рисунок 1 - Схема взаимодействия боковой рамы с буксой
Разные диаметры колес в тележке, непараллельность опорных поверхностей боковой рамы (угол а на рисунке 1, а) и другие причины часто приводят к тому, что буксовый узел занимает одно из крайних положений. При этом резко усложняются условия самоустановки колесных пар, неравномерно изнашиваются отдельные поверхности букс и боковых рам.
На рисунке 1, б показано взаимодействие частей опорного соединения в поперечной вертикальной плоскости. Из-за непараллельности опорных поверхностей боковой рамы 1 или ее маятниковых колебаний (угол ф на рисунке 1, б) возможно краевое опирание на приливы буксы 3. При этом один из подшипников буксы перегружается и начинается интенсивный неравномерный износ опорных поверхностей, который ухудшает самоустановку колесных пар, что приводит к росту силовых взаимодействий.
На рисунке 1, в представлена схема взаимодействия элементов опорного соединения в горизонтальной плоскости. Боковая рама 1 устанавливается на буксу 3 с зазорами в поперечном направлении йг, в продольном направлении - йп. Наличие значительных зазоров обусловливает воздействие ударных нагрузок на элементы буксы.
Суммарный зазор между направляющими боковой рамы тележки и корпусом одной буксы должен быть таким: при деповском ремонте в продольном направлении тележки (ёп) - от 6 до 15 мм, в поперечном направлении (ёг) - от 5 до 13 мм; при капитальном ремонте в продольном направлении тележки (^п) - от 6 до 13 мм, в поперечном направлении (^г) - от 5 до 11 мм [1].
При повороте буксы 3 на угол у будет действовать момент трения Мг. Чрезмерное уменьшение зазоров йг и йп может привести к ухудшению самоустановки колесной пары и к заклиниванию буксы в проеме боковой рамы, что вызовет перегрузку подшипников [2].
Статическая вертикальная нагрузка, действующая на опорные поверхности корпуса буксы со стороны взаимодействующей поверхности буксового проема боковой рамы тележки и передающаяся подшипникам, для вагона в груженом состоянии Р6гр определяется по формуле:
Р =
1 б гр
Рс - Р.
т
(1)
б
в
г
где Рбр - сила тяжести вагона брутто, кН, равная произведению нагрузки на ось Р0 на число колесных пар под вагоном т0 (для грузового вагона т0 = 4, тогда Рбр = 4Р0; Рч - масса частей и укрепленного на них оборудования, через которые передается нагрузка от рассчитываемых деталей вагона на рельсы, в данном случае Рч = 4Рп, где Ркп - сила тяжести одной колесной пары, кН, например, сила тяжести колесной пары с осью РУ1Ш без букс составляет 12,2 кН); т - число одноименных параллельно загруженных деталей, в данном случае т = 8.
Формула (1) после математических преобразований примет вид:
Р = иР -Р \
Р бгр 2 V 0 1кп/.
(2)
Например, при нагрузке на ось 235 кН (23,5 тс) статическая вертикальная нагрузка на буксу в груженом вагоне, рассчитанная по формуле (2), составляет 111,4 кН.
Статическая вертикальная нагрузка Рбп, приходящаяся на буксу вагона в порожнем состоянии, определяется по формуле:
р = 1
Рп 2
/
Т-Р
Л
\то
(3)
где Т - сила тяжести тары вагона, кН (например, при силе тяжести тары вагона 250 кН (25 тс) статическая вертикальная нагрузка на буксу порожнего вагона составляет 25,15 кН).
С учетом колебаний вагона вертикальные нагрузки на буксу в грузовых вагонах изменяются в пределах 0,16 - 1,7 статической нагрузки. Нагрузки в пределах 0,63 - 1,16 статической нагрузки в грузовых вагонах являются наиболее характерными; их повторяемость составляет 80 - 95 % спектра нагрузок. Вертикальные ускорения букс вагонов обычно составляют 5 - 8g, но иногда достигают 45 - 50§.
Горизонтальные продольные нагрузки, направленные на подшипник радиально, возникают во время торможения вагонов, при вилянии и вписывании в кривые и действуют кратковременно. Нагрузка на каждую буксу может достигать в грузовых вагонах с односторонним торможением 0,3 от нагрузки, действующей от колесной пары на рельсы [3].
Горизонтальная поперечная нагрузка Нб от центробежной силы и давления ветра, приходящаяся со стороны кузова на одну буксу вагона в груженом состоянии, определяется по формуле:
Р
Нб = Р »
(4)
где ] - коэффициент, учитывающий действие центробежной силы и давления ветра, для грузового вагона согласно Нормам [4] принимается равным 0,1.
Горизонтальная нагрузка на буксу, действующая между ограничителями корпуса буксы 4 и буксовым проемом боковой рамы (рисунок 1, г), представляет собой результат совместного действия центробежной силы, давления ветра, сил взаимодействия колес с рельсами и приводится к боковой реакции рельса У'. В типовой буксе эта нагрузка передается боковой раме тележки от колесной пары через подшипники качения и без учета трения в опорных поверхностях равна по величине рамной силе У и противоположна ей по направлению. Средняя рамная сила в тележках грузовых вагонов определяется по формуле:
Ур = (Рбр/ т0 )-кг,
( 5)
где к - коэффициент горизонтальной динамики, полученный в результате анализа экспериментальных данных, для четырехосного грузового вагона при скоростях до 120 км/ч:
№ 4(16) 2013
к = 0,038 + 0,0038у, (6)
где V - скорость движения м/с.
По условиям безопасности движения и устойчивости пути от сдвига максимальная горизонтальная сила взаимодействия подвижного состава и пути не должна превышать 40 % от вертикальной статической нагрузки на ось [5].
Известно [6], что радиальные подшипники с цилиндрическими роликами обычно применяются только для восприятия радиальной нагрузки. Допустимая величина горизонтальной нагрузки на такие подшипники определяется не усталостными характеристиками материала, а зависит от условий скольжения торцовых поверхностей бортов или приставных колец относительно роликов. При этом важную роль играют характер нагрузки, скорость вращения и смазка подшипника. Допустимая для цилиндрического роликового подшипника горизонтальная нагрузка К, кгс, при консистентной смазке определяется по формуле:
ра = ЛЛА2 [2 -100000 ], (7)
где А - диаметр дорожки качения наружного кольца, мм; п - частота вращения, об/мин;
/а - коэффициент, зависящий от условий нагружения; /ь - коэффициент, зависящий от типа и серии подшипника.
Формулу (7) рекомендуется применять при постоянно действующей радиальной нагрузке и при ^/К < 0.4. В случае ^/К — 0.4 вследствие трения скольжения между роликами и бортами колец происходит нагрев контактирующих поверхностей и температура в подшипниковом узле может превысить допустимую.
Согласно Нормам [4] для расчета ресурса буксовых подшипников грузовых вагонов Т10 , млн об, применяется формула:
А0 =
'О
V Рэ У
10 3
(8)
где С - базовая динамическая грузоподъемность, рассчитываемая по формулам или принимаемая по каталогам [7, 8] в зависимости от выбранного типа подшипника; Р - эквивалентная нагрузка.
В пробеге вагона расчетный ресурс подшипника , млн км, можно пересчитать, используя формулу:
¿10, = ко А , (9)
где А = 0,9 м - диаметр по кругу катания среднеизношенного колеса вагона при номинальном диаметре 0,95 м.
Согласно Нормам [4] ресурс подшипников, рассчитанный в километрах пробега по формуле (9), должен составлять для грузовых вагонов не менее 1,5 млн км. Ресурс подшипников качения в часах работы ¿10А рассчитывается по формуле:
10б Т
1 Ю* = 10Т1, (10)
б0п
где п - частота вращения внутреннего кольца подшипника, об/мин.
Рассмотрим цилиндрический роликовый подшипник в буксе грузового вагона, движущегося в составе поезда с ускорением ап [9]. Для составления расчетной схемы динамической нагруженности короткого цилиндрического ролика буксового подшипника вводятся две правые системы декартовых координат (рисунок 2). Система координат Охуг (условно неподвижная) расположена таким образом, что ось х направлена вдоль оси пути по направлению движения поезда, ось у - вдоль оси
колесной пары по направлению к торцу шейки, а ось 2 - вертикально вниз. Начало координат системы Охуг находится на пересечении горизонтальной оси симметрии вагонной оси и вертикальной оси симметрии нагруженного ролика. Начало координат второй системы координат 01х1у1г1 располагается в точке, лежащей на мгновенной оси вращения ролика (посередине его образующей). При перекатывании ролика по дорожкам качения колец система координат 01х1у1г1 вращается в плоскости Охуг так что оси у и у\ остаются параллельными при любом положении ролика. Для случая максимально нагруженного центрального ролика оси г и совпадают.
Согласно работе [10] к нагруженному ролику буксового подшипника приложены следующие активные силы, реакции связей и силы инерции:
Nя. - равнодействующая равномерно распределенной нагрузки со стороны дорожки качения наружного кольца, которая зависит от эквивалентной радиальной нагрузки на подшипник Е и от числа роликов в нем 2 следующим образом:
Рисунок 2 - Расчетная схема динамической нагруженности ролика подшипника под воздействием радиальной нагрузки
кнг = 0С08/21у;
4,6 • Е
N.н о =~-=
2
(11) (12)
для подшипника с полиамидным сепаратором в буксе грузового вагона 2 = 15;
N- равнодействующая равномерно распределенной нагрузки со стороны дорожки качения внутреннего кольца;
^фш и - соответственно силы трения ролика о наружное и внутреннее кольца;
^еп i - нормальное давление сепаратора на ролик;
3
№ 4(16) ЛЛ л ИЗВЕСТИЯ Транссиба 107
2013 ■
^сеп1 - сила трения ролика о сепаратор; - вес ролика;
Т^ п
гш - сила инерции ролика, соответствующая его движению с ускорением поезда ап:
¥п = т а , (13)
и р п? \ /
^ивр - сила инерции, соответствующая вращательному ускорению ролика в движении от-
носительно буксы:
^ивр = тр -s0 R, (14)
где sa - угловое ускорение шейки оси колесной пары; RB - радиус дорожки качения внутреннего кольца подшипника; FHi(i - сила инерции, соответствующая центростремительному ускорению ролика в движении относительно буксы:
Рим = mPam = mP . (15)
где ф0 - угловая скорость шейки оси колесной пары; Mj - момент пары, к которой приводятся силы инерции в относительном вращении ролика вокруг оси, проходящей через центр тяжести ролика.
При отсутствии рамной силы согласно расчетной схеме (см. рисунок 2) с учетом принятых допущений на элементы буксового подшипника не действуют силы в плоскостях x1O1y1 и y1O1z1, а также моменты относительно осей x и Z1.
Связь между движением ролика и приложенными к нему силами записывается с помощью принципа Даламбера в виде системы уравнений равновесия приложенных сил, реакций связи и сил инерции, а также суммы моментов в проекциях на координатные оси с началом в точке O1. В систему входят уравнения равновесия сил в проекциях на ось x1, равновесия сил в проекциях на ось Z1, суммы моментов относительно оси y1:
Fw в i - Fn7 - Fw н i - F„n cos ir + mpg sin y - ^ ¡ eos щ - ^^ sin щ = °;
Nni - ^^ + NKi + F" sin У + mpg e0s iY - Nсепi sin щ + Ртр сепic0s Щ = 0; (16)
Ртр в i 2rp - F^r e0s iy-FIX + m gr sin iy-MJ - M - NсеUlrp e0s Щ-F сеП i RH sin щ =
Силы трения роликов о дорожки качения колец и силы трения качения связаны с нормальными реакциями формулами:
F = u N .; тр.н 1 ' н н 1 ' (17)
N = u N ; сеп i А^сеп сеп i' (18)
F = u N 1 тр.в i /"V^B i' (19)
'^^тр.кач i = KKi + К N i> (20)
где /сеп - коэффициент трения скольжения ролика о сепаратор; /н и /в - коэффициенты сцепления роликов с дорожками качения; и - коэффициенты трения качения по дорожкам качения соответственно наружного и внутреннего колец.
В результате подстановки в систему уравнений (16) значений (17) - (20) система уравнений примет вид:
Кв i - ^ - »К i - К С08 ¡У + трё ^ ¡У - Ксеп i (С08 V + »сеп^ ¥) = 0;
N i - ^ + + ЕиП эт ¡у + трg соэ ¡у - ^(эт щ - »^еов V) = 0; 2гр»вКв i - ^ гр соэ 1у - Еивргр + т^гр 81П ¡у -мJ -Мтр кач i -
-Ксеп i (Гр С0¥ + К ^ V »сеп = 0
(21)
Под воздействием равномерно распределенной вертикальной динамической нагрузки при отсутствии перекосов к образованию дефектов в деталях цилиндрических роликовых подшипников и снижению их ресурса приводят усталость металла и абразивный износ трущихся поверхностей.
При обеспечении эффективной герметизации рабочей полости подшипников основной причиной их выхода из строя является усталостное выкрашивание.
Перекатывание тел качения по кольцам связано с образованием в поверхностных слоях контактирующих тел знакопеременных напряжений, которые после определенного числа циклов приводят к образованию микротрещин. Последние расклиниваются проникающим в них смазочным материалом, что приводит к их выкрашиванию.
Абразивный износ поверхностей качения роликов и колец происходит при проскальзывании роликов и усугубляется при попадании мелких частиц между трущимися поверхностями.
Таким образом, обеспечение максимального ресурса подшипников под воздействием радиальной нагрузки сводится к минимизации проскальзывания роликов путем подбора геометрических параметров и материалов, а также смазочного материала, позволяющих получить оптимальные значения коэффициентов сцепления роликов с дорожками качения. Одновременно требуется обеспечить эффективную герметизацию рабочей полости подшипников.
Список литературы
1. РД 32 ЦВ 052-99. Инструкция по ремонту тележек грузовых вагонов [Текст] / Департамент вагонного хозяйства. - М., 1999. - 87 с.
2. Морчиладзе, И. Г. Совершенствование и модернизация буксовых узлов грузовых вагонов [Текст] / И. Г. Морчиладзе, А. М. Соколов // Железные дороги мира. - 2006. - № 10. -С. 59 - 64.
3. Волков, Н. Н. Подшипники качения колесных пар вагонов и локомотивов [Текст] / Н. Н. Волков, Н. В. Родзевич. - М.: Машиностроение, 1972. - 168 с.
4. Нормы расчета и проектирования грузовых вагонов железных дорог колеи 1520 мм Российской Федерации [Текст] / ВНИИЖТ, ГосНИИВ. - М., 2004. - 212 с.
5. Кудрявцев, Н. Н. Динамические нагрузки ходовых частей грузовых вагонов [Текст] / Н. Н. Кудрявцев // Труды / ВНИИЖТ. - М.: Транспорт, 1977. - Вып. 572. - 143 с.
6. Бороненко, Ю. П. Тележки с повышенной осевой нагрузкой [Текст] / Ю. П. Бороненко, А. М. Орлова // Железнодорожный транспорт. - 2008. - № 8. - С. 50 - 53.
7. Нарышкин, В. Н. Подшипники качения: Справочник-каталог [Текст] / В. Н. Нарышкин, Р. В. Коросташевский. - М.: Машиностроение, 1984. - 280 с.
8. Подшипники качения и свободные детали: Каталог-справочник [Текст]. М.: Каталог. Ч 1, 2 - 1997; Ч. 3 - 1998.
9. Гулюткин, А. И. Использование ЭЦВМ для исследования. движения деталей вагонных роликовых подшипников [Текст] // А. И. Гулюткин, М. М. Курганов, В. А. Петров / К вопросу применения ЭЦВМ для прочностных и тормозных расчетов в вагонном хозяйстве // Труды / ВЗИИТ. - М., 1967. - Вып. 26. - С. 15 - 50.
№ 4(16) ЛЛИ О ИЗВЕСТИЯ Транссиба 109
=2013 ■
10. Бородин, А. В. Повышение ресурса цилиндрических подшипников буксы грузового вагона: Монография [Текст] / А. В. Бородин, Ю. А. Иванова / Омский гос. ун-т путей сообщения. - Омск, 2011. - 102 с.
УДК 656.212.6.073.22
Е. Д. Псеровская, О. Ю. Чуйкова, К. В. Желдак
МАТЕМАТИЧЕСКОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ ИЗГИБАЮЩИХ МОМЕНТОВ ПРИ РЕШЕНИИ ЗАДАЧ ПЕРЕВОЗКИ ЛЕСНЫХ ГРУЗОВ
При перевозке короткоштабельных лесных грузов на специализированных платформах-«хлыстовозах» у грузоотправителей возникают проблемы с разработкой технической документации на размещение и крепление этих грузов, так как в нормативных документах отсутствуют данные о допускаемых изгибающих моментах в рамах таких платформ. В статье авторами предложен и обоснован метод расчета по распределению общей массы лесоматериалов по штабелям на платформе-«хлыстовозе», который может быть использован при перевозке других штабельных грузов.
В структуре грузовых железнодорожных перевозок России лесные грузы занимают почетное шестое место, составляя стабильную 5 %-ную долю в общем объеме погрузки по сети. За последние годы железнодорожные перевозки лесных грузов увеличились. Учитывая положительную динамику производственных показателей лесопромышленного комплекса страны, необходимо ясно представлять потребное количество и тип подвижного состава, который необходим для обеспечения функционирования лесной отрасли. Согласно «Правилам перевозок грузов железнодорожным транспортом» лесные грузы могут перевозиться в полувагонах или на платформах, включая специальные платформы-лесовозы.
Рассмотрим проблемы, связанные с перевозкой лесных грузов:
1) дефицит универсального подвижного состава, необходимого для перевозки таких грузов как уголь, руда, строительные материалы, черные металлы;
2) моральное и физическое старение значительной части вагонного парка;
3) технологические проблемы, связанные с погрузкой лесных грузов на универсальный подвижной состав:
универсальные платформы, находясь в нормальном техническом состоянии, не были востребованы в полной мере лесной отраслью из-за низкой технологичности и большой трудоемкости процесса погрузки на них лесоматериалов;
полувагоны плохо приспособлены для перевозки лесоматериалов: относительно небольшой погрузочный объем; большая трудоемкость погрузочно-разгрузочных работ и невозможность использования при этом современного высокопроизводительного оборудования; необходимость использования дополнительных крепежных и увязочных материалов; проблемы с очисткой. Все это обусловливает неэффективность полувагонов для перевозки круглого леса.
Кроме того, формирование «шапки» при загрузке полувагона или универсальной платформы является не только самой трудоемкой работой в погрузке, но и самой опасной для работников погрузочной бригады. Эта операция исключена при использовании специальных платформ, оснащенных съемным оборудованием по современным проектам, где укладка «шапок» не предполагается. Однако у грузоотправителей возникают определенные проблемы при разработке непредусмотренных технических условий (НТУ) и местных технических условий (МТУ) размещения штабелей лесоматериалов длиной 4 - 8 м на специальных платформах-лесовозах из-за отсутствия в ТУ [1] нормативных допускаемых изгибающих моментов в рамах платформ (трудности в распределении общей массы груза Qгро по штабелям). Особенно затруднительно распределить общую массу лесоматериалов длиной 4 - 8 м по штабелям при использовании платформ-«хлыстовозов».
