基于線路試驗(yàn)的重載貨車轉(zhuǎn)向架動(dòng)力學(xué)性能研究

張良威，姚 松，徐 力，姜瑞金 ，劉鳳偉

(1.中南大學(xué)交 通運(yùn)輸工程學(xué)院，湖南 長沙 410075；2.中車長江運(yùn)輸設(shè)備集團(tuán)有限公司 科技開發(fā)分公司，湖北 武漢 430200；3.軌道交通貨運(yùn)裝備湖北省工程實(shí)驗(yàn)室，湖北 武漢 430200)

重載貨車轉(zhuǎn)向架作為重載鐵路貨車的承載和走行關(guān)鍵部件，對車輛運(yùn)行的穩(wěn)定性、安全性和可靠性起著決定性作用，車輛運(yùn)行過程中的動(dòng)態(tài)響應(yīng)對車輛系統(tǒng)各零部件、軌道以及線路基礎(chǔ)等的動(dòng)態(tài)沖擊破壞和疲勞損傷有著重要影響，懸掛性能優(yōu)良的重載貨車轉(zhuǎn)向架將具有良好的動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性，可以顯著降低動(dòng)作用力和輪軌接觸應(yīng)力[1-2]。因此，以低動(dòng)作用力、低輪軌接觸應(yīng)力、安全可靠和系統(tǒng)協(xié)調(diào)作為主要原則[3]，開展重載貨車轉(zhuǎn)向架動(dòng)力學(xué)性能研究具有重要的工程應(yīng)用價(jià)值。

鐵路重載貨車轉(zhuǎn)向架動(dòng)力學(xué)性能主要考核蛇行穩(wěn)定性、曲線通過性能以及通過特定不平順線路的動(dòng)態(tài)響應(yīng)特性[4]。

蛇行運(yùn)動(dòng)是鐵路貨車輪對或車體的橫向和搖頭運(yùn)動(dòng)相耦合的非線性動(dòng)態(tài)行為，蛇行失穩(wěn)會(huì)導(dǎo)致輪軌間作用力急劇增加，存在脫軌風(fēng)險(xiǎn)，通常情況下傳統(tǒng)三大件式貨車轉(zhuǎn)向架重車蛇行失穩(wěn)臨界速度高于空車，但是隨著車體輕量化技術(shù)的采用，軸重增加和每延米重利用率的提高使得車輛重心大幅增高，高重心狀態(tài)下的車輛容易引發(fā)蛇行失穩(wěn)現(xiàn)象[5-8]，需系統(tǒng)研究重載貨車轉(zhuǎn)向架在高重心車體下的蛇行失穩(wěn)原理和相關(guān)解決措施。

曲線通過性能決定著鐵路貨車轉(zhuǎn)向架通過曲線的安全性和輪軌接觸狀態(tài)，研究表明[9-11]，輪軌橫向力導(dǎo)致的高輪軌沖擊(HIW)是輪軌滾動(dòng)接觸疲勞和車輪踏面裂紋萌生的主要原因，降低導(dǎo)向輪對低軌側(cè)T/N值(縱向蠕滑力和橫向蠕滑力的矢量和除以法向載荷)可獲得優(yōu)良的曲線通過性能，大幅延長車輪和鋼軌的使用壽命。

重載鐵路貨車多體系統(tǒng)具有側(cè)滾、點(diǎn)頭和浮沉等固有振動(dòng)，當(dāng)車輛以某特定運(yùn)行速度通過周期性線路不平順時(shí)所引起的系統(tǒng)振動(dòng)頻率與相關(guān)振動(dòng)的固有頻率接近時(shí)，將引起共振，該特定速度為共振速度，車體沉浮運(yùn)動(dòng)的共振速度vbounce為

(1)

式中：λ為線路不平順波長，m；k為中央懸掛一側(cè)垂向剛度，N/m；m為車體質(zhì)量，kg；fbounce為沉浮頻率，Hz。

車體側(cè)滾運(yùn)動(dòng)的共振速度vroll為

(2)

式中：B為中央懸掛橫向跨距，m；Ixx為車體側(cè)滾轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，kg·m2；froll為側(cè)滾頻率，Hz。

車體點(diǎn)頭運(yùn)動(dòng)的共振速度vpitch為

(3)

式中：L為車輛定距，m；Iyy為車體點(diǎn)頭轉(zhuǎn)動(dòng)慣量，kg·m2；fpitch為點(diǎn)頭頻率，Hz。

受車體質(zhì)量、重心、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量、系統(tǒng)懸掛剛度以及車輛定距等因素影響，車輛系統(tǒng)各振動(dòng)的自振頻率較低且部分振動(dòng)會(huì)相互耦合，為保證行車安全和降低動(dòng)態(tài)響應(yīng)帶來的結(jié)構(gòu)疲勞損傷，重載鐵路貨車轉(zhuǎn)向架懸掛系統(tǒng)應(yīng)能將車輛系統(tǒng)的低頻共振衰減到合理區(qū)間[12-13]。

本文以32.5 t軸重重載貨車轉(zhuǎn)向架為例，基于線路試驗(yàn)中的相關(guān)問題現(xiàn)象和試驗(yàn)數(shù)據(jù)，采用動(dòng)力學(xué)仿真模型對重載鐵路貨車轉(zhuǎn)向架的動(dòng)力學(xué)性能進(jìn)行了系統(tǒng)研究，為重載貨車轉(zhuǎn)向架設(shè)計(jì)和典型故障的解決提供科學(xué)依據(jù)。

1 試驗(yàn)條件

為研究重載鐵路貨車轉(zhuǎn)向架動(dòng)力學(xué)響應(yīng)特性，在北美交通技術(shù)中心(TTCI)試驗(yàn)場對32.5 t軸重重載鐵路貨車轉(zhuǎn)向架進(jìn)行了13種工況的線路動(dòng)力學(xué)試驗(yàn)[14]，本文以其中具有代表意義的4種試驗(yàn)工況為基礎(chǔ)開展重載貨車轉(zhuǎn)向架動(dòng)力學(xué)性能研究，分別為蛇行穩(wěn)定性、圓曲線通過性能、扭轉(zhuǎn)和側(cè)滾性能、點(diǎn)頭和浮沉性能。表1為試驗(yàn)測試的邊界條件，圖1(a)和圖1(b)分別為扭轉(zhuǎn)和側(cè)滾、點(diǎn)頭和浮沉動(dòng)態(tài)響應(yīng)測試輸入的線路不平順波形。試驗(yàn)過程中采用了兩種具有代表意義的鐵路重載貨車車體，分別為SC型通用帶蓋漏斗車和IC型專用帶蓋漏斗車，SC型帶蓋漏斗車的車輛定距為12.36 m，空車狀態(tài)下車體重心高為2.02 m，滿載狀態(tài)下車體重心高為2.57 m，側(cè)滾、點(diǎn)頭和搖頭轉(zhuǎn)動(dòng)慣量分別為1.76×105、2.20×106、2.10×106kg·m2；IC型專用帶蓋漏斗車的車輛定距為13.94 m，滿載狀態(tài)下車體重心高度為2.63 m，側(cè)滾、點(diǎn)頭和搖頭轉(zhuǎn)動(dòng)慣量分別為2.51×105、2.86×106、2.89×106kg·m2，約比IC型車體高出30%～43%，IC型車體僅用于重載貨車轉(zhuǎn)向架的蛇行穩(wěn)定性試驗(yàn)[15]。試驗(yàn)過程中保持軌道表面清潔干燥，軌頂摩擦系數(shù)不小于0.4。

表1 試驗(yàn)條件

圖1 線路不平順波形

2 仿真模型

多體系統(tǒng)的各種非線性特性會(huì)導(dǎo)致動(dòng)力學(xué)仿真模型數(shù)值模擬和物理樣機(jī)試驗(yàn)結(jié)果存在一定偏差，需要綜合考慮物理樣機(jī)的試驗(yàn)結(jié)果以建立科學(xué)合理的動(dòng)力學(xué)仿真模型[16]。本文采用北美鐵路動(dòng)力學(xué)仿真軟件NUCARS建立了整車動(dòng)力學(xué)仿真模型，整車系統(tǒng)由4個(gè)輪對、4個(gè)側(cè)架、2個(gè)搖枕和1個(gè)車體共11個(gè)剛體組成，輪對考慮縱向、橫向、垂向、側(cè)滾和搖頭5個(gè)自由度，側(cè)架、搖枕和車體均考慮6個(gè)自由度，共計(jì)62個(gè)自由度，各剛體間的相互作用通過等效力元模擬，其中，變摩擦斜楔減振系統(tǒng)采用具有主副摩擦面粘滯-滑動(dòng)效應(yīng)的等效力元進(jìn)行模擬，共計(jì)125個(gè)等效力元。仿真模型依據(jù)線路試驗(yàn)結(jié)果對各等效力元的類型和輸入?yún)?shù)進(jìn)行了修正，仿真模型見圖2。

圖2 仿真模型

3 動(dòng)力學(xué)線路試驗(yàn)及仿真模擬

3.1 蛇行穩(wěn)定性

蛇行穩(wěn)定性線路試驗(yàn)時(shí)，車輛以30～75 mile/h(1 mile/h=1.6 km/h)的速度通過表1中由大半徑曲線+直線+大半徑曲線組成的測試軌道，試驗(yàn)線路長度為5.15 km，采用車體心盤位置橫向加速度的STD值(加速度標(biāo)準(zhǔn)偏差)不超過0.13g作為蛇行失穩(wěn)評價(jià)限度[15]。圖3為32.5 t軸重重載貨車轉(zhuǎn)向架配裝IC型車體時(shí)的蛇行穩(wěn)定性試驗(yàn)結(jié)果，空車狀態(tài)下，75 mile/h速度范圍內(nèi)未發(fā)生蛇行失穩(wěn)；重車狀態(tài)下，運(yùn)行速度達(dá)到65 mile/h時(shí)，前端和后端轉(zhuǎn)向架車體心盤位置處橫向加速度變化不一致，前轉(zhuǎn)向架橫向加速度標(biāo)準(zhǔn)偏差STD值急劇增加，而后端轉(zhuǎn)向架車體位置橫向加速度變化平穩(wěn)，當(dāng)運(yùn)行速度為70 mile/h時(shí)，前轉(zhuǎn)向架處車體橫向加速度的STD值達(dá)到了0.132g>0.13g，超出了蛇行失穩(wěn)限度值，前轉(zhuǎn)向架存在輕微的蛇行失穩(wěn)現(xiàn)象。

圖3 蛇行穩(wěn)定性試驗(yàn)結(jié)果(第一次試驗(yàn))

考慮到上述重車狀態(tài)下的試驗(yàn)結(jié)果可能由于轉(zhuǎn)向架參數(shù)差異或某偶然因素導(dǎo)致，為深入研究其原因，新制兩臺(tái)同類型轉(zhuǎn)向架再次進(jìn)行蛇行穩(wěn)定性測試，并對曲線段和直線段的車體橫向加速度試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行分段處理。圖4為第二次試驗(yàn)的測試結(jié)果，試驗(yàn)結(jié)果表明，重載貨車轉(zhuǎn)向架在測試軌道的直線段未發(fā)生蛇行失穩(wěn)，但是速度達(dá)到70 mile/h時(shí)，在曲線段開始出現(xiàn)劇烈的蛇行失穩(wěn)現(xiàn)象。

試驗(yàn)過程中采集了車體前端心盤位置、車體后端心盤位置以及車體前端車頂位置的橫向加速度，忽略車體彈性變形，對70 mile/h速度下的車體橫向加速度矢量分解，獲得了車體搖頭和上心滾擺方向的振動(dòng)波形，見圖5。經(jīng)過比較分析，車體前端和后端橫向加速度相位相同，可判斷前后轉(zhuǎn)向架發(fā)生了同相位蛇行運(yùn)動(dòng)；頻譜分析可知車體搖頭模態(tài)主頻為2.4 Hz，上心滾擺模態(tài)主頻為2.7 Hz，理論計(jì)算車體的上心滾擺固有頻率為2.9 Hz，車體上心滾擺振動(dòng)模態(tài)主頻接近固有頻率。車體重心高度對蛇行穩(wěn)定性的影響仿真分析結(jié)果見圖6，隨著重心高度以0.2 m為間隔從1.6 m增加到2.8 m，車體橫向加速度STD值超過0.13g的臨界速度逐漸降低，表明蛇行失穩(wěn)臨界速度隨著車體重心高度的增加而降低。綜合上述分析，高重心車體具有更低的上心滾擺頻率，前后轉(zhuǎn)向架在曲線段產(chǎn)生了同相位蛇行運(yùn)動(dòng)并激發(fā)了車體的上心滾擺，車體上心滾擺運(yùn)動(dòng)和搖頭運(yùn)動(dòng)相疊加，導(dǎo)致車體出現(xiàn)一端橫向加速度急劇增加的現(xiàn)象。

圖5 速度70 mile/h時(shí)車體橫向加速度

圖6 車體重心高度對蛇行穩(wěn)定性的影響

為解決上述重車狀態(tài)下重載貨車轉(zhuǎn)向架蛇行失穩(wěn)問題，采用經(jīng)試驗(yàn)結(jié)果對比驗(yàn)證后的重載貨車轉(zhuǎn)向架動(dòng)力學(xué)仿真模型進(jìn)行參數(shù)優(yōu)化。仿真分析表明，重載貨車轉(zhuǎn)向架心盤和旁承提供的回轉(zhuǎn)阻力矩，柔性對角連接裝置提供的抗菱剛度，變摩擦減振器提供的減振阻尼以及輪對縱、橫向定位剛度對蛇行穩(wěn)定性均有影響，其中，以輪對縱、橫向定位剛度對蛇行穩(wěn)定性的影響最大，仿真分析結(jié)果見圖7，當(dāng)縱向定位剛度不小于4 MN/m、橫向定位剛度不小于8 MN/m時(shí)，32.5 t軸重重載貨車轉(zhuǎn)向架在重車車狀態(tài)下的蛇行臨界速度可達(dá)到70 mile/h。

圖7 輪對定位剛度對蛇行穩(wěn)定性影響仿真分析結(jié)果

兼顧32.5 t軸重重載鐵路貨車轉(zhuǎn)向架曲線通過性能，綜合考慮各參數(shù)影響，設(shè)計(jì)新方案并進(jìn)行第三次重車蛇行穩(wěn)定性試驗(yàn)，試驗(yàn)結(jié)果見圖8。在75 mile/h速度范圍內(nèi)，最大車體橫向加速度標(biāo)準(zhǔn)偏差STD值為0.091g，低于蛇行失穩(wěn)限度值，并通過對各段波形的分析，均未發(fā)生蛇行失穩(wěn)現(xiàn)象。因此，增加承載鞍與側(cè)架導(dǎo)框之間的橡膠塊水平剛度以提高輪對縱、橫向定位剛度，并合理匹配轉(zhuǎn)向架回轉(zhuǎn)阻力矩和抗菱剛度等參數(shù)，可使32.5 t軸重重載鐵路貨車轉(zhuǎn)向架在重車狀態(tài)下達(dá)到較高的蛇行失穩(wěn)臨界速度。

圖8 蛇行穩(wěn)定性試驗(yàn)結(jié)果(第三次試驗(yàn))

3.2 曲線通過性能

曲線試驗(yàn)時(shí)，32.5 t軸重重載貨車轉(zhuǎn)向架配裝SC型車體在滿載狀態(tài)下以76.2 mm未平衡超高依此通過曲線曲率為3°(R=582.13 m)、4°(R=436.60 m)、5°(R=349.28 m)、7.5°(R=232.85 m)、10°(R=174.64 m)、12°(R=145.53 m)的曲線組成的環(huán)線。圖9為導(dǎo)向輪對低軌側(cè)車輪和高軌側(cè)車輪的輪軌橫向力隨曲線半徑變化的箱線圖，顯示了5%、25%、50%、75%、95%各統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)段內(nèi)輪軌橫向力的分布情況，可知輪軌橫向力隨著曲線半徑的減小而增大，5°曲率曲線時(shí)輪軌橫向力急劇增大，50%百分位數(shù)的輪軌橫向力為3°曲率曲線時(shí)的1.6～2.6倍，對于10°曲率以上曲線，95%百分位數(shù)的輪軌橫向力達(dá)到了96.02 kN；處于低軌側(cè)車輪的輪軌橫向力均高于高軌側(cè)的輪軌橫向力，低軌側(cè)車輪50%百分位數(shù)的輪軌橫向力為高軌側(cè)的1.1～3.3倍。

圖9 曲線試驗(yàn)結(jié)果

輪軌橫向力是評價(jià)重載貨車轉(zhuǎn)向架曲線通過性能的關(guān)鍵指標(biāo)，決定著曲線通過的安全性和輪軌滾動(dòng)接觸疲勞特性[17]，結(jié)合上述試驗(yàn)情況分析可知，降低導(dǎo)向輪對低軌側(cè)輪軌橫向力可以使32.5 t軸重重載貨車轉(zhuǎn)向架獲得良好的曲線通過性能。相關(guān)研究表明[18]，當(dāng)通過曲線時(shí)導(dǎo)向輪軌低軌側(cè)的牽引比率T/N值小于0.37時(shí)，可使車輪踏面和鋼軌的滾動(dòng)接觸疲勞狀態(tài)處于安定極限內(nèi)，無損傷發(fā)生。為進(jìn)一步研究32.5 t軸重重載貨車轉(zhuǎn)向架通過曲線時(shí)導(dǎo)向輪對低軌側(cè)牽引比率T/N值的影響，進(jìn)行了三種方案的曲線試驗(yàn)，試驗(yàn)方案見表2，試驗(yàn)過程中車輛未平衡超高分別為76.2、0、-76.2 mm。

表2 曲線試驗(yàn)方案

圖10為上述三種方案下32.5 t軸重重載貨車轉(zhuǎn)向架導(dǎo)向輪對低軌側(cè)T/N的試驗(yàn)結(jié)果，當(dāng)曲線曲率小于7.5°時(shí)，三種方案均可以使導(dǎo)向輪對低軌側(cè)T/N處于0.37以下；當(dāng)曲線曲率為10°時(shí)，方案2和方案3可使導(dǎo)向輪對低軌側(cè)T/N處于0.37以下；當(dāng)曲線曲率為12°時(shí)，僅方案3可使導(dǎo)向輪對低軌側(cè)T/N處于0.37以下；比較三種試驗(yàn)方案并結(jié)合仿真分析可知，輪對定位剛度、轉(zhuǎn)向架回轉(zhuǎn)阻力矩以及轉(zhuǎn)向架抗菱剛度對導(dǎo)向輪對低軌側(cè)的T/N有影響，其中輪對縱向定位剛度影響較大，當(dāng)輪對縱向定位剛度不超過7 MN/m時(shí)，可使32.5 t軸重重載貨車轉(zhuǎn)向架通過12°曲率曲線時(shí)導(dǎo)向輪對低軌側(cè)T/N小于0.37。

圖10 對比方案的曲線通過性能試驗(yàn)結(jié)果

3.3 懸掛振動(dòng)特性響應(yīng)

扭轉(zhuǎn)和側(cè)滾工況試驗(yàn)時(shí)，32.5 t軸重重載貨車轉(zhuǎn)向架配裝SC型車體在空載和滿載狀態(tài)下以12～70 mile/h的速度分別通過圖1(a)所示的線路不平順。圖11為試驗(yàn)結(jié)果，空車狀態(tài)下，最惡劣試驗(yàn)結(jié)果對應(yīng)的速度為20 mile/h，50 ms車輪垂向最小載荷與靜載荷百分比突降至7.37%(<10%)，50 ms車軸脫軌系數(shù)突增至1.67(>1.5)，車體側(cè)滾角度峰峰值瞬間增大至6.15°(>6°)，各項(xiàng)指標(biāo)均超出了安全限度值；重車狀態(tài)下，50 ms車輪垂向最小載荷與靜載荷為45.78%，50 ms車軸脫軌系數(shù)為0.37，車體側(cè)滾角度峰峰值為3.80°，各項(xiàng)指標(biāo)均處于安全限度值以內(nèi)。進(jìn)一步分析可知，在空車狀態(tài)下，32.5 t軸重重載貨車在扭轉(zhuǎn)和側(cè)滾線路工況下的共振速度為20 mile/h,共振頻率為0.75 Hz；在重車狀態(tài)下，32.5 t軸重重載貨車在扭轉(zhuǎn)和側(cè)滾線路工況下的共振速度為12 mile/h,共振頻率為0.45 Hz；重載貨車轉(zhuǎn)向架懸掛采用變摩擦阻尼減振裝置和一級剛度特性彈簧組，為弱阻尼系統(tǒng)，通過試驗(yàn)結(jié)果可判斷懸掛系統(tǒng)提供的阻尼可以及時(shí)衰減重車狀態(tài)下車體側(cè)滾運(yùn)動(dòng)的共振到安全區(qū)間，但是不能及時(shí)衰減空車狀態(tài)下車體側(cè)滾運(yùn)動(dòng)的共振響應(yīng)，引起車體發(fā)生劇烈的下心滾擺運(yùn)動(dòng)，左右常接觸彈性旁承需承受大幅度的交替沖擊載荷以抑制車體的側(cè)滾，極限位置出現(xiàn)某側(cè)旁承和心盤與車體接觸位置瞬時(shí)脫空現(xiàn)象，中央懸掛系統(tǒng)出現(xiàn)彈簧瞬間無壓縮現(xiàn)象，導(dǎo)致車輪垂向載荷急劇下降。

圖11 扭轉(zhuǎn)和側(cè)滾工況試驗(yàn)結(jié)果

點(diǎn)頭和浮沉工況試驗(yàn)時(shí)，32.5 t軸重重載貨車轉(zhuǎn)向架配裝SC型車體在空載和滿載狀態(tài)下以40～70 mile/h的速度分別通過圖1(b)所示的線路不平順。圖12為試驗(yàn)結(jié)果，空車狀態(tài)下，50 ms車輪垂向最小載荷與靜載荷百分比最小值為41.60%，車體垂向動(dòng)態(tài)加速度最大值為0.68g，各項(xiàng)指標(biāo)均處于安全限度值以內(nèi)；重車狀態(tài)下，最惡劣試驗(yàn)結(jié)果對應(yīng)的速度為55 mile/h，50 ms車輪垂向最小載荷與靜載荷百分比降至34.35%，車體垂向動(dòng)態(tài)加速度最大值瞬間增加為1.48g(>1.0g)，彈簧容量百分比增加到95.88%(>95%)，車體垂向動(dòng)態(tài)加速度和彈簧容量百分比超出了安全限度值。對于空車狀態(tài)，32.5 t軸重重載貨車轉(zhuǎn)向架懸掛系統(tǒng)在理想狀態(tài)下的浮沉、點(diǎn)頭模態(tài)固有頻率分別為4.79、4.41 Hz，線路不平順波長為11.887 2 m，點(diǎn)頭和浮沉共振速度區(qū)間應(yīng)為118～128 mile/h，則在整個(gè)試驗(yàn)速度范圍內(nèi)，空車狀態(tài)的點(diǎn)頭和浮沉振動(dòng)遠(yuǎn)離共振區(qū)間，不會(huì)導(dǎo)致50 ms車輪垂向最小載荷急劇降低和車體垂向動(dòng)態(tài)加速度急劇增加。對于重車狀態(tài)，32.5 t軸重重載貨車轉(zhuǎn)向架懸掛系統(tǒng)在理想狀態(tài)下的浮沉、點(diǎn)頭模態(tài)固有頻率分別為1.91、2.13 Hz,點(diǎn)頭和浮沉共振速度區(qū)間應(yīng)為51～57 mile/h，由試驗(yàn)結(jié)果可知共振速度為55 mile/h,共振頻率為2.06 Hz，懸掛系統(tǒng)提供的阻尼不能抑制重車狀態(tài)下點(diǎn)頭和浮沉模態(tài)的共振響應(yīng)，彈簧壓縮容量超過95%表示中央懸掛系統(tǒng)出現(xiàn)彈簧瞬間壓并現(xiàn)象，剛性沖擊導(dǎo)致車體垂向加速度急劇增大。

圖12 重載貨車轉(zhuǎn)向架點(diǎn)頭和浮沉工況試驗(yàn)結(jié)果

以上述試驗(yàn)結(jié)果為依據(jù)，對空車狀態(tài)在扭轉(zhuǎn)和側(cè)滾線路工況、重車狀態(tài)在點(diǎn)頭和浮沉線路工況進(jìn)行了仿真分析，仿真結(jié)果見表3～表5，可知32.5 t軸重重載貨車轉(zhuǎn)向架的旁承參數(shù)、斜楔參數(shù)、中央懸掛系統(tǒng)垂向剛度以及減振斜楔彈簧預(yù)壓縮載荷等對系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)影響較大。對于空車狀態(tài)下的扭轉(zhuǎn)和側(cè)滾工況，增加常接觸彈性旁承的垂向間隙可以適當(dāng)緩解左右旁承交替壓死狀態(tài)下的剛性沖擊，提高車輪垂向最小載荷，但改善效果有限。降低斜楔角度和增大摩擦接觸面摩擦系數(shù)可以增加斜楔摩擦減振力，提高強(qiáng)迫振動(dòng)系統(tǒng)衰減共振的能力，但是斜楔角度過小或者摩擦系數(shù)過大會(huì)導(dǎo)致斜楔運(yùn)動(dòng)的卡滯，使得斜楔減振運(yùn)動(dòng)受阻，反而會(huì)降低系統(tǒng)的衰減阻尼，綜合分析可知合理的斜楔角度范圍為30°～35°，主摩擦面摩擦系數(shù)范圍為0.3～0.4。中央懸掛系統(tǒng)總剛度和減振彈簧的預(yù)壓縮載荷對空車扭轉(zhuǎn)側(cè)滾工況、重車點(diǎn)頭和浮沉工況性能有較大影響，剛度會(huì)影響斜楔減振裝置的做功行程和系統(tǒng)的共振速度區(qū)間，減振彈簧預(yù)壓縮載荷、減振彈簧做功行程、斜楔角度和摩擦面摩擦系數(shù)影響著懸掛系統(tǒng)的減振能力，適當(dāng)降低垂向剛度和保證足夠的減振彈簧垂向預(yù)壓縮載荷可以提高減振性能，將線路不平順激勵(lì)引起的共振響應(yīng)衰減到安全區(qū)間。

表3 空車狀態(tài)下旁承參數(shù)對扭轉(zhuǎn)和側(cè)滾工況動(dòng)態(tài)響應(yīng)的仿真結(jié)果

表4 斜楔參數(shù)對動(dòng)態(tài)響應(yīng)的仿真結(jié)果

表5 彈簧參數(shù)對動(dòng)態(tài)響應(yīng)的仿真結(jié)果

依據(jù)上述仿真分析情況，對32.5 t軸重重載貨車轉(zhuǎn)向架懸掛參數(shù)進(jìn)行了優(yōu)化改進(jìn)，并且在試驗(yàn)前進(jìn)行約1 600 km的線路磨合，確保斜楔具有良好的減振狀態(tài)，圖13為改進(jìn)方案在扭轉(zhuǎn)和側(cè)滾工況、點(diǎn)頭和浮沉工況下的試驗(yàn)結(jié)果，空車狀態(tài)下，扭轉(zhuǎn)和側(cè)滾工況的共振速度為20 mile/h，50 ms車輪垂向最小載荷值與靜態(tài)載荷百分比由原方案的7.37%提高到了17.94%；重車狀態(tài)下，點(diǎn)頭和浮沉工況的共振速度為60 mile/h，車體垂向動(dòng)態(tài)加速度由原方案的1.48g降低到了0.77g。因此，為將由線路不平順激勵(lì)引起的系統(tǒng)強(qiáng)迫振動(dòng)衰減到合理區(qū)間，需要合理匹配旁承參數(shù)、斜楔角度、斜楔面摩擦系數(shù)、中央懸掛系統(tǒng)垂向剛度以及減振彈簧垂向預(yù)壓縮載荷等參數(shù)，并保證斜楔主副摩擦面具有良好的工作狀態(tài)。

4 結(jié)論

(1)在大半徑曲線上存在重車狀態(tài)下轉(zhuǎn)向架發(fā)生蛇行失穩(wěn)的現(xiàn)象，高的重心和側(cè)滾轉(zhuǎn)動(dòng)慣量容易激發(fā)車體的上心滾擺，上心滾擺和搖頭運(yùn)動(dòng)相耦合導(dǎo)致重車蛇行臨界速度降低；在輔助抗菱裝置不足以解決重車蛇行失穩(wěn)時(shí)，提高轉(zhuǎn)向架輪對縱、橫向定位剛度是解決重載貨車轉(zhuǎn)向架蛇行失穩(wěn)的有效措施。

(2)在小半徑曲線上，重載貨車轉(zhuǎn)向架導(dǎo)向輪對低軌側(cè)車輪50%百分位數(shù)的輪軌橫向力比高軌側(cè)高出1.1～3.3倍，合理匹配各參數(shù)，將輪對縱向定位剛度控制在7 MN/m以下可使導(dǎo)向輪對低軌側(cè)牽引比率T/N值降低到輪軌滾動(dòng)接觸疲勞的安定極限內(nèi)。

(3)通過10個(gè)并行或交錯(cuò)線路垂向不平順時(shí)，重載鐵路貨車轉(zhuǎn)向架中央懸掛系統(tǒng)的剛度和阻尼需配置合理且非線性摩擦單元斜楔工作狀態(tài)良好，才能保證在整個(gè)運(yùn)行速度范圍內(nèi)將車輛系統(tǒng)的車體側(cè)滾、點(diǎn)頭和浮沉振動(dòng)衰減到安全區(qū)間。

(4)本文系統(tǒng)分析了重載貨車轉(zhuǎn)向架動(dòng)力學(xué)性能，研究結(jié)果對重載貨車轉(zhuǎn)向架的設(shè)計(jì)和典型故障的解決均具有極強(qiáng)的指導(dǎo)意義和參考價(jià)值。