Содержание к диссертации
Введение
1. Краткий обзор исследований в области динамики и безопасности движения грузовых вагонов 7
1.1. Обзор исследований в области динамики вагонов 7
1.2 Обзор методов оценки безопасности движения по сходу колес с рельсов 20
Выводы по главе 1 23
2. Разработка математической модели грузового вагона. 24
2.1. Математическая модель вагона с тележками 18-100 (ЦНИИ-ХЗ) 24
2.2. Особенности моделирования контактных силы типа точка-плоскость. 34
2.3. Обобщенный линейный силовой элемент 36
2.4. Моделирование геометрии рельсовых нитей 39
2.5. Геометрия колесной пары 42
2.6. Выбор показателей динамики для оценки безопасности движения грузового вагона 43
2.7. Тестовое моделирование движения и сравнение результатов с экспериментальными данными 57
Выводы по разделу 2 65
3. Оценка влияния технического состояния ходовых частей грузовых вагонов на показатели безопасности и износа в системе колесо - рельс 66
3.1. Принятые к исследованию параметры и условия проведения численных экспериментов компьютерного моделирования 66
3.2. Разность диаметров колес 76
3.3. Разница баз боковин 78
3.4. Суммарный зазор в буксовом проеме вдоль тележки 79
3.5. Суммарный зазор в буксовом проеме поперек тележки 82
3.6. Равномерный прокат 84
3.7. Завышение/занижение положения фрикционных клиньев 87
3.8. Зазор в скользунах 91
3.9. Оценка влияния износа рельса на показатели безопасности движения и износа в системе колесо- рельс 94
3.9.1. Разность диаметров 94
3.9.2. Разница баз боковин 96
3.9.3. Равномерный прокат 98
3.9.4. Завышение/занижение положения фрикционных клиньев 100
3.9.5 Зазор в скользунах 101
3.10 Оценка влияния толщины гребня на опасность схода 106
3.11 Оценка влияния высоты пружин на показатели безопасности движения 110
Выводы по разделу 3 114
4. Оценка динамических параметров порожнего подвижного состава (полувагона, хоппера, длиннобазной платформы) при изменении ширины рельсовой колеи 115
4.1 Оценка динамических параметров порожнего полувагона при движении со скоростями в кривой радиуса 350 метров 60 км/ч, в кривых 650 и 1200 метров 90 км/ч 115
4.1.1. Оценка коэффициента запаса устойчивости колеса против схода с рельсов 115
4.1.2 Оценка показателя износа по удельной работе сил трения в контакте 122
4.1.3 Оценка уровня рамных сил 124
4.1.4. Оценка уровня боковых сил 126
4.1.5. Оценка коэффициента динамики колесо рельс 129
4.1.6. Оценка углов набегания колеса на головку рельса 132
Выводы по разделу 135
4.2. Оценка динамических параметров порожнего вагона — хоппера 136
4.3. Оценка динамических параметров порожней длиннобазной платформы 141
4.4. Оценка влияния коэффициента трения в контатке колесо — рельс на параметры безопасности движения и износа 146
4.5. Моделирование движения тележек типа 18-100 и 18-578 оборудованных буксовыми адаптерами 148
Выводы по разделу 4 150
Заключение 152
Список использованной литературы 154
Приложение 167
- Обзор методов оценки безопасности движения по сходу колес с рельсов
- Особенности моделирования контактных силы типа точка-плоскость.
- Оценка влияния износа рельса на показатели безопасности движения и износа в системе колесо- рельс
- Моделирование движения тележек типа 18-100 и 18-578 оборудованных буксовыми адаптерами
Введение к работе
Повышение уровня безопасности движения грузовых вагонов является
одним из приоритетных направлений в деятельности железных дорог Российской Федерации и представляет собой комплекс мероприятий, направленных на снижение вероятности возникновения факторов угрозы жизни и здоровью пассажиров, сохранности перевозимых грузов, сохранности объектов инфраструктуры и подвижного состава железнодорожного транспорта, экологической безопасности окружающей среды.
Большинство существующих методик применяемых для оценки безопасности движения вагонов устанавливают допустимый диапазон значений для ряда параметров (коэффициент запаса устойчивости от вкатывания на головку рельса, от выжимания, опрокидывания, уровень рамных сил, коэффициенты динамики и т.д.), при выходе за который существует вероятность возникновения сходоопасной ситуации. В связи с этим, требуется разработка уточненных методик для оценки безопасности движения подвижного состава, позволяющих определить момент «явного схода», т.е. оценить не только необходимое но и достаточное.
На сегодняшний день, одной из основных причин сходов и крушений подвижного состава является несоответствие технического состояния ходовых частей вагонов установленным нормам их содержания. Следует также отметить, что стоящие перед Российскими железными дорогами задачи увеличения эксплуатационных скоростей движения и повышения осевых нагрузок требуют существенного пересмотра действующих норм содержания ходовых частей грузовых вагонов. При этом необходимо руководствоваться не только соображениями повышения уровня безопасности движения, но и вопросами снижения износа в контакте колесо — рельс.
В связи с этим обоснование условий безопасного движения вагонов при изменении параметров технического состояния ходовых частей с учетом минимизации износа в системе колесо — рельс представляет собой важную научную и практическую проблему. Поэтому, тема данной диссертационной работы актуальна и она находится в русле научного направления кафедры «Вагоны и вагонное хозяйство» МИИТа по развитию методов оценки безопасности движения вагонов при отклонении в содержании ходовых частей и пути..
Исходя из вышесказанного проблемы разработки критериев оценки безопасности движения, взаимодействия и износа колеса и рельса в кривых участках пути, а также влияния технического состояния экипажной части подвижного состава на безопасность движения - актуальны.
Решение данных проблем позволит снизить уровень динамических сил, повысить скорость движения экипажей, а также снизить эксплуатационные затраты на обслуживание подвижного состава и пути.
Цель данной диссертационной работы заключалась в комплексной оценке влияния технического состояния деталей и узлов ходовых частей основных типов грузовых вагонов на безопасность движения и износ в системе колесо — рельс, уточненной оценки условий взаимодействий колеса и рельса при различном состоянии рельсовой колеи и выработке практических рекомендаций обеспечивающих снижение величины износа.
В соответствии с поставленной целью в диссертации решены следующие задачи:
- уточнены математические модели, описывающие движение
полувагона, вагона хоппера, цистерны и длиннобазной платформы;
разработан уточненный метод позволяющий оценить безопасность движения различных типов вагонов;
для проверки адекватности и точности предложенных уточненных моделей проведен сравнительного анализа расчетных данных в
сопоставлении с экспериментальными, полученными на скоростном полигоне ВНИИЖТа Белореченская - Майкоп;
проведен системный анализ влияния технического состояния ходовых частей на динамические характеристики рассматриваемого подвижного состава и параметры износа в системе колесо — рельс;
- предложены рекомендации по рациональным значениям диапазона
параметров технического содержания ходовых частей грузовых вагонов;
- проведен анализа результатов многовариантных компьютерных
расчетов для определения параметров содержания рельсовой колеи;
предложены рекомендации по содержанию рельсовой колеи с позиций снижения износов в системе колесо - рельс и повышения уровня безопасности движения.
Обзор методов оценки безопасности движения по сходу колес с рельсов
Безопасность движения является основным условием нормальной работы железных дорог. Проблема обеспечения безопасности движения поездов и маневровой работы являются главными для железнодорожного транспорта, т.к. крушения и аварии, происходящие по причине сходов вагонов с рельсов, полностью предотвратить не удается.
Во избежание сходов с рельсов и обеспечения запаса устойчивости устанавливаются границы, выраженные с помощью определенных показателей. Эти показатели определяют условия подъема колеса над головкой рельса, опрокидывания рельса и расширения колеи. Одним из таких условий является соотношение боковых и вертикальных сил действующих на колесо.
Для установления критического значения отношения используется формула Надаля, которая задается в следующем виде: где Рб — сила давления рамы на направляющую колесную пару (рамная сила); Рв — вертикальная сила, действующая на шейку у набегающего колеса; L exJ _ допустимая величина коэффициента устойчивости по вкатыванию.
В настоящее время коэффициент запаса устойчивости колеса от вкатывания на рельс определяется из [148]: где /3 - угол наклона образующей конусообразной поверхности гребня колеса с горизонталью. Для новых колес с профилем по ГОСТ 9036-88 р =60; //-коэффициенттрения поверхностей колес и рельсов; Рв - вертикальная нагрузка от набегающего колеса; Рб - боковое усилие взаимодействия гребня набегающего колеса и головки рельса; [К \ - допускаемое значение коэффициента запаса устойчивости (для грузовых вагонов [Кус] = 1.3 В соответствии с нормативной документацией безопасность движения обеспечивается, если коэффициент запаса устойчивости по условию вкатывания гребня колеса на рельс не превышает некоторое критическое значение. При этом неясно, какое значение должен принимать этот коэффициент и как долго он должен сохраняться, чтобы сход произошел наверняка. Также в нормативной документации [148] устанавливаются ограничения на следующие динамические параметры: уровень рамных сил - 0.4Рст уровень боковых сил коэффициент динамики необрессоренных масс коэффициент динамики обрессоренных масс непогашенные ускорения
Однако выход вышеперечисленных показателей за пределы допустимого диапазона не означает, что обязательно произойдет сход, это необходимое, но не достаточное условие для схода колеса с рельса. В связи с этим для оценки устойчивости колеса на рельсе наряду с традиционными динамическими показателями часто рассматривают дополнительные критерии «условие схода».
Так в работах Петрова Г.И и Хусидова В.Д. за условие явного схода принимается величина подъема колеса над уровнем рельса на 28мм (высота гребня колеса).
В работе [82] профессором Петровым Г.И. принято, что существует опасность явного схода вагона с рельсов, если в процессе движения какое-либо колесо имеет запас устойчивости против схода с рельсов (по Марье) менее 1,0 на отрезке пути, пройденным данным колесом и равным более длины окружности этого колеса по максимальному кругу катания (по диаметру, измеренному по верхней части образующей гребня колеса).
Профессором Погореловым Д.Ю. [83] предложено за сход принимать такое поперечное перемещение колесной пары относительно оси пути, при котором происходит совпадение внутренней плоскости колеса с вертикальной осью рельса.
В КНР разработана концепция, объясняющая сход с рельсов энергетическим критерием, то есть некоторым предельным уровнем энергии, который выделяется при наезде колесной пары на неровность пути [146]. Конкретная оценка энергетического критерия производится по числовым характеристикам колебательного процесса, в частности по дисперсиям усилий, действующих на колесную пару, на основе чего определяется энергия, передаваемая от неровности пути на колесную пару.
В работе авторами [60] для оценки безопасности движения производится анализ уровня рамных сил, предполагается, что существует такой диапазон рамных сил, где при определенных значениях угла набегания может произойти сход. Если величина рамных сил ниже данного диапазона то сход не произойдет при любом угле набегания и, наоборот, при превышении верхней границы данного диапазона сход произойдет независимо от величины угла набегания.
Автором в данной диссертационной работе для оценки безопасности движения разработан комплексный критерий безопасности учитывающий обезгрузку колеса, величину подъема колеса над уровнем головки рельса с учетом анализа пройденного пути каждым колесом как при обезгрузки так и при вкатывании. Рассмотрены варианты расчета коэффициента запаса устойчивости по отношению величин давления в пятнах контакта и энергетическим соотношениям на основании чего разработан комбинированный вариант расчета коэффициента запаса устойчивости (подробнее см. раздел 2.6).
В связи с вышесказанным, в целях повышения уровня безопасности движения и снижения износа в системе колесо - рельс, перед автором данной диссертационной работы были поставлены следующие задачи:
Разработать уточненную методику оценки безопасности движения вагона включающую в себя энергетическую трактовку вкатывания колеса на рельс, давление в пятнах контакта, обезгрузку колеса, величину пройденного пути колесом при вкатывании или обезгрузке, величину подъема гребня колеса над уровнем головки рельса.
Предложить уточненные математические модели грузовых вагонов основных модификаций (полувагон, вагон хоппер, цистерна, длиннобазная платформа) на тележках модели 18 -100, позволяющие учитывать реальное техническое состояние ходовых частей, описывающие движение в прямых и криволинейных участках пути с реальными неровностями в плане и профиле.
Особенности моделирования контактных силы типа точка-плоскость.
Для моделирования контактных взаимодействий в модели тележки (моделирование силового взаимодействия кузова и надрессорнои балки в пятнике, силовое взаимодействие между скользунами кузова и надрессорнои балки и т.д.) используется силовой элемент типа "контакт точка-плоскость". Согласно Руководству пользователя УМ, отдельный силовой элемент соответствует контактным взаимодействиям пары тел (Рис.2.2.1.), при котором с одним (первым) телом связывается набор точек (на Рис.2.2.1. -единственная точка С), а с другим (вторым) - безграничная плоскость, определяемая одной точкой А и внешней нормалью п. Контактные точки, точка А и нормаль п задаются в СК соответствующих тел. Хотя на Рис.2.1.1 для первого тела указана единственная точка контакта, их число не ограничено.
Контактные силы при взаимодействии отдельной точки с плоскостью равны нулю, если расстояние А между точкой и плоскость положительное (нет контакта, Рис.2.2.,а). При А 0 (Рис.2.2.,б) возникает сила взаимодействия, имеющая две составляющие: нормальную реакцию N, направленную по нормали к плоскости п, и силу трения Fy, лежащую в контактной плоскости. причем, если получаемое значение оказывается отрицательным, нормальная реакция полагается равной нулю (отсутствие прилипания). В формуле с, d -постоянные коэффициенты жесткости и диссипации контактного взаимодействия. Для кулоновской силы трения существуют два режима: скольжения и сцепления. В режиме скольжения математическая модель силы следующая: где \s — вектор скорости скольжения (проекция на контактную плоскость скорости точки С относительно тела 2), /— коэффициент трения скольжения. Переход от режима скольжения к режиму сцепления осуществляется, когда скорость скольжения меняет свое направление на "противоположное". При программной реализации этого критерия сравниваются векторы скорости скольжения на текущем и предыдущем шагах интегрирования. Если скалярное произведение данных векторов отрицательно, то происходит переход в режим сцепления и запоминаются значения вектора силы трения скольжения на предыдущем шаге (обозначим его Fg) и вектора AD (обозначим его rg0), причем D - проекция точки С на контактную плоскость (Рис.2.2.). В режиме сцепления используется следующая модель (соотношение задано в СК второго тела): где rg — текущее значение вектора AD. Таким образом, при переходе к сцеплению точка контакта С "привязывается" к контактной плоскости линейным упруго-диссипативным элементом. Сила Fg в формуле обеспечивает непрерывность изменения силы трения при переходе от скольжения к сцеплению. Режим сцепления заканчивается при достижении силой трения предельного значения, то есть при выполнении условия где /0 - коэффициент трения покоя, /0 / . При моделировании многих технических систем, особенно транспортных, часто встречается силовой элемент, линейно зависящий от взаимного перемещения тел и скоростей их относительного движения, собственной динамикой которого можно пренебречь. К таким элементам относятся, например, пружина и демпфер (линейный гаситель колебаний). Для автоматического моделирования таких сил в УМ используются обобщенные линейные упругий и диссипативный силовые элементы. Элемент такого типа соединяет пару тел (одно из которых может быть базой). Одно из тел считается первым, другое — вторым. На рисунке 2.3.1. изображены два тела, точки А и В2 которых связаны. упругим линейным силовым элементом. Системы координат СК1 и СК2, связанные с телом, имеют начала в точках Oi и 02. Положения точек, соединенных элементом, определяются в СК каждого из тел векторами р},Р2 причем каждый из них должен быть задан в СК соответствующего тела. В точке А тела 1 вводится система координат СКА, называемая системой координат элемента. Оси СКА произвольным образом ориентированы относительно СК1, а в простейшем и часто встречающемся случае - параллельны осям СК1. Введем векторы относительного смещения dr и относительного поворота dn тел. С первым телом (номер 1) дополнительно связана точка В], задаваемая вектором р\2, в которой имеется система координат СКВЬ оси которой параллельны СКА. С точкой В2 второго тела также связана система координат, причем ее ориентация может не совпадать с ориентацией СК2. Точка Bi определяет положение второго конца элемента (то есть точки В2) при нулевом относительном смещении dr. Если системы координат, связанные сточками В! и В2 совпадают, то относительный поворот dn равен нулю. Таким образом, при совпадении точек В і и В2 и систем координат, связанных с ними, сила, действующая на второе тело и приведенная к точке Вь принимает стационарное значение FQ, а момент равен нулю. Смещение точки В2 относительно Bi задает вектор dr, а поворот СКВ2 (СКА) относительно СКВі - вектор поворота dn. Эти величины предполагаются малыми и определяют величины силы и момента.
Рассмотрим теперь математическую модель силового элемента. В системе координат элемента СКА или в СКВ і вектор силы F и момента М, действующие на второе тело и приведенные к точке В2, определяются следующим выражением: для упруго-диссипативного и F для диссипативного элемента. Здесь v = dr, со - угловая скорость второго тела относительно первого.
Эти выражения можно также переписать следующим образом: G = -DV, вводя матрицы жесткости С и диссипации D размером 6x6, а также глобальные матрицы-столбцы
Оценка влияния износа рельса на показатели безопасности движения и износа в системе колесо- рельс
Для оценки влияния износа поверхности рельса на безопасность движения и параметры износа в системе колесо - рельс проводилось компьютерное моделирование движения порожней цистерны по прямому участку пути и в кривых радиуса 350м и 650м. Неровности путевой структуры представлены на рис. 3.2.9, профиль изношенного рельса на рис. 3.1.2. При этом рассматривались следующие параметры, определяющие техническое состояние ходовых частей: 7. Разность диаметров колес на одной оси колесной пары; 8. Разность баз боковых рам тележки; 9. Суммарные зазоры между боковой рамой вагона (поперечные и продольные); 10. Профили колес (новые и изношенные с разным прокатом); 11. Завышение/занижение положения фрикционных клиньев; 12. Зазор в скользунах. 3.9.1. Разность диаметров Согласно полученным результатам минимальные значения коэффициента запаса устойчивости не ниже минимально допустимого значения 1.3 [148], на всем диапазоне эксплуатационных скоростей для каждого типа кривой, а также прямого участка пути при значения величины разности диаметров не более 5мм (см. рис. 3.9.1.1. прил.2, табл. 2.1).
Однако, по уровню рамных сил необходимо ограничение либо скорости движения по прямым участкам пути до 80 км/ч, либо ограничение величины допускаемой разницы диаметров до 0 мм, т.е. разница диаметров колес не допустима (см. рис. 3.9.1.2). Увеличение разницы диаметров колес ведет к существенному росту удельной работы сил трения в контакте колесо — рельс, так при разнице диаметров всего 1мм, рост удельной работы составляет 12.5% (см.рис. 3.9.1.3 и прил.2 табл. 1.2) Согласно результатам компьютерного моделирования безопасность движения обеспечивается при движении по прямым участка пути со скоростью 80 км/ч при величине разницы баз боковин не более 5 мм (см. рис 3.9.2.1, табл.2.3 прил. 2) и кривым радиуса 350м и 650м с эксплуатационными скоростями при величине разницы баз боковин также не более 5мм (см. прил.2 табл. 2.4-2.5 ). Удельная работа сил трения в контакте колесо - рельс существенно не зависит от величины разницы баз боковин и изменяется в пределах 3% . При движении исследуемого экипажа в кривых радиуса 350м, 650м, а также по прямым участкам пути безопасность движения обеспечивается в следующих случаях: при всех значениях величины равномерного проката, на всех эксплуатационных скоростях при движении по кривой радиуса 350м (см. прил.2 табл. 2.6-2.8) при движении по прямым участкам пути и кривым радиуса 650м со скоростью 80 км/ч при всех значениях величины равномерного проката, а так же при движении со скоростью 90 км/ч и величине равномерного проката не более 1мм (см. рис. 3.93.1, 3.9.3.2) Удельная работа сил трения в контакте колесо рельс при увеличении величины равномерного проката снижается в среднем на 45%, при величине проката 2мм и более (см. рис. 5.8.3.3).
При оценке влияния завышения/занижения клиньев установлено, что при движении порожней цистерны по прямому участку пути и кривым радиуса 350м, 650м по пути с изношенной головкой рельса безопасность движения обеспечивается при значениях завышения/занижения клиньев не более +5мм (коэффициент запаса устойчивости менее допустимого 1.3) и скоростях движения до 80 км/ч (см. рис. 3.9.4.1-3.9.4.2). Увеличение величины занижения/ завышения клиньев от -12мм до +12мм ведет к росту удельной работы сил трения в контакте колесо - рельс в кривой радиуса 350м в среднем на 0.5% на каждый мм (см. прил.2 рис.2.2.) В кривых радиуса 650м и прямых участках пути величина удельной работы сил трения существенно не меняется (см. прил.2 рис.2.1., 2.3)
Моделирование движения тележек типа 18-100 и 18-578 оборудованных буксовыми адаптерами
Проведено компьютерное моделирование движения полувагона с использованием данных тележек с осевыми нагрузками 5тс, 22.5 тс и 23.5тс. Моделирование проводилось в кривой радиуса 650м с возвышением 100мм. Для определения рациональных параметров жесткости буксовых адаптеров предварительно была проведена серия многовариантных расчетов, на основании которых были приняты следующие величины поперечной, продольной и вертикальной жесткости ЗМН/м, 2МН/м, 5МН/м, соответственно.
Как видно из табл.4.5.1, тележка модели 18-578 спроектированная с целью увеличения долговечности деталей и узлов, межремонтных пробегов и являясь по своей сути модернизацией тележки модели 18-100 по показателям безопасности движения и износа в системе колесо-рельс практически не отличается от прототипа.
Использование буксовых адаптеров (см. табл. 4.5.1.) ведет к росту коэффициента запаса устойчивости от вкатывания колеса на головку рельса в среднем на 8%, снижению уровня рамных сил в среднем на 15% и существенному снижению удельной работы сил трения в контакте колесо-рельс на 40%. Данные результаты говорят о необходимости использования буксовой ступени подвешивания и буксовых адаптеров, как один из вариантов ее реализации, что позволит повысить уровень безопасности движения и снизить износ в системе колесо-рельс.
Анализ результатов компьютерного моделирования показал, что увеличение ширины колеи с 1520мм до 1524мм при движении исследуемых экипажей (полувагона, вагона - хоппера, длиннобазной платформы) в кривых радиуса 350, 650 и 1200метров со скоростями максимально допустимыми в этих кривых и менее — динамические параметры существенно не изменяются и находятся в пределах допускаемых значений. При этом происходит существенное снижение удельной работы сил трения в контакте колесо рельс.
Исходя из вышесказанного с целью снижения износа колес и рельсов целесообразно изменить нормы содержания рельсовой колеи в кривых
радиусом более 350 м — базовая ширина колеи 1524 мм (+6мм, -4мм), в кривых радиусом до 350 м - базовая ширина колеи 1534 мм (+6мм, -4мм).
При оценке влияния коэффициента трения в контакте колесо - рельс на параметры безопасности движения и износа установлено, что снижение коэффициента трения в контакте колесо - рельс ведет к повышению уровня безопасности движения и снижению показателей износа. Как показывает практический опыт, ввиду необходимости обеспечения тяговых характеристик поезда, уровень коэффициента трения на поверхности катания рельса должен быть выше 0.2, при этом коэффициент трения на боковой поверхности желательно поддерживать на минимально возможном уровне и его значение не должно превышать 0.4 т.к. в этом случае безопасность движения не обеспечивается (коэффициент запаса устойчивости от вкатывания колеса на головку рельса ниже минимально допустимого — 1.3).
Предложены уточненные математические модели описывающие движение полувагона с использованием тележек модели 18 - 578, а также тележек моделей 18-100, 18-578 с использованием буксовых адаптеров; Определены рациональные параметры поперечной, продольной и вертикальной жесткости буксовых адаптеров которые должны составлять ЗМН/м , 2МН/м, 5МН/м, соответственно; Доказано положительное влияние установки буксовых адаптеров на уровень безопасности движения и износ в системе колесо - рельс. В соответствии с поставленной целью в данной диссертационной работе решены следующие задачи: 1. Разработана уточненная методика оценки безопасности движения учитывающая обезгрузку колеса, величину подъема колеса над уровнем головки рельса, давления в пятнах контакта, энергетическую трактовку вкатывания колеса на рельс и позволяющая определить момент явного схода. 2. С использованием уточненных моделей железнодорожных экипажей проведена серия многовариантных расчетов с целью определения влияния технического состояния ходовых частей на параметры безопасности и износа в системе колесо — рельс, на основании которых разработаны следующие рекомендации по техническому содержанию ходовых частей: допустимая разница диаметров колес при выпуске из деповского ремонта на одной оси не более 1мм, в эксплуатации не более 4мм; допустима величина разницы баз боковин не более 5 мм; допустимая величина суммарного зазора в буксовом узле вдоль тележки 5-18мм; допустимая величина суммарного зазора в буксовом узле поперек тележки 5-18мм; допустимая величина равномерного проката не более 5мм; рекомендуемая величина завышения (+),занижения (-) фрикционных клиньев должна находится в диапазоне от -12мм до +5мм; суммарный зазор между скользунами по диагонали вагона не менее 8мм, с каждого конца вагона не менее 6мм, нулевой зазор между скользунами -недопустим. На основании результатов компьютерного моделирования движения порожнего полувагона разработаны следующие рекомендации
