一種貨車轉向架新型減振裝置的研制

許善超

(中車齊齊哈爾車輛有限公司 大連研發中心,遼寧 大連 116041)

1 既有鐵路貨車構架式轉向架減振裝置概況

鐵路貨車轉向架可分為鑄鋼三大件式轉向架和構架式轉向架兩大類。構架式轉向架主要由構架組成、減振裝置、基礎制動裝置、心盤及旁承等組成。其中,減振裝置直接影響車輛的動力學性能,是轉向架的核心技術。目前,構架式轉向架減振裝置主要有三大類,即:斜楔式減振裝置、直頂式減振裝置以及利諾爾減振裝置[1]。

我國構架式轉向架主要采用斜楔式減振裝置和直頂式減振裝置。斜楔式減振裝置,是在軸箱和導框間設置斜楔,利用斜楔斜面角度將豎直載荷分解產生水平分力,在水平分力作用下產生與振動運動方向相反的摩擦力實現減振作用;直頂式減振裝置,是通過在軸箱和導框間設置水平放置的彈性元件產生水平力,在水平分力作用下產生與振動運動方向相反的摩擦力實現減振作用。

歐洲Y25型轉向架采用利諾爾減振裝置,通過在軸箱和導框間設置具有傾斜角度的吊環,使豎直載荷產生水平分力,在水平分力作用下產生與振動運動方向相反的摩擦力實現減振功能。

三大類減振裝置主要有以下5種配置型式:

(1) 軸箱一側采用斜楔+對側采用剛性導框,如圖1所示。

圖1 斜楔+對側剛性導框減振裝置

(2) 軸箱一側采用斜楔+對側采用直頂減振,如圖2所示。

圖2 斜楔+對側直頂減振裝置

(3) 軸箱兩側采用斜楔減振,如圖3所示。

圖3 雙側斜楔減振裝置

(4) 軸箱兩側采用直頂減振,如圖4所示。

圖4 雙側直頂減振裝置

(5) 利諾爾減振,包括軸箱雙側采用利諾爾減振或軸箱一側采用利諾爾減振、對側采用剛性導框,如圖5所示。

圖5 利諾爾減振裝置(單側)

上述三大類5種減振裝置各具有不同的特點。其中,斜楔式減振裝置、直頂式減振裝置由于結構簡單、工藝性好、可靠性高、減振性能穩定,在我國鐵路貨車構架式轉向架上普遍采用。利諾爾減振裝置由于結構相對復雜、制造工藝要求高,主要用于歐洲各國普遍采用的Y25型及其系列轉向架。

既有構架式轉向架減振裝置結構特點見表1。

表1 既有構架式轉向架減振裝置結構特點

2 新型減振裝置

2.1 基本結構

新型減振裝置如圖6所示,主要由焊接在構架上的導框、壓桿、壓桿座、軸箱及軸箱彈簧等組成。

圖6 新型減振裝置結構示意圖

導框1、導框2焊接到構架側梁下平面,軸箱彈簧放置在軸箱兩側彈簧承臺上,壓桿座放置在左側軸箱彈簧上平面位置,壓桿座下端圓臍為內圓彈簧提供定位,下平面為彈簧支撐面,上面設置凹形半圓柱面,右側為鑲裝磨耗板用凹槽,磨耗板與軸箱側面配合。壓桿放置在壓桿座與導框間,壓桿兩端為凸圓柱面,與壓桿兩端凸圓柱面對應配合的壓桿座和導框位置為凹圓柱面,通過凸凹圓弧面配合實現柱面連接,壓桿橫向通過導框內壁限位。

軸箱右側彈簧上平面支撐在導框2的下平面,通過導框2將彈簧力傳遞給構架。軸箱結構如圖7所示,軸箱兩側水平面為彈簧承臺面,豎直面為與磨耗板配合面。軸箱內可設置為圓弧型直接與軸承配合,也可設置為平面與承載鞍配合的結構,還可以在軸箱與承載鞍之間設置橡膠墊。

圖7 軸箱

2.2 作用原理及受力分析

新型減振裝置作用原理如圖8所示,以力平衡關系為基礎,利用與豎直方向成一定角度的壓桿作用在導框和壓桿座之間,使壓桿軸向力分解為水平分力和垂向分力,且沿壓桿長度方向的軸向力、水平力及垂向力相互作用,實現三力平衡。

N—水平分力;P—垂直分力;F—軸向力。

水平分力通過壓桿座施加在軸箱側面,使軸箱兩側受到正壓力。當軸箱相對壓桿座豎直接觸面產生相對位移時,在摩擦力作用下產生阻尼作用,實現減振功能。

2.3 與利諾爾減振裝置對比分析

圖9為歐洲經典的Y25型轉向架,采用利諾爾減振裝置。利諾爾減振裝置主要由軸箱彈簧、彈簧帽、吊環及軸箱等組成。輪對一側為導框剛性定位,對側采用吊環、彈簧帽結構的減振裝置。

圖9 Y25型轉向架

新型減振裝置與利諾爾減振裝置的主要區別為:

(1) 利諾爾減振裝置采用吊環結構。導框兩側焊接懸臂軸,吊環兩端分別吊掛在導框懸臂軸和彈簧帽懸臂軸上,吊環受拉力;新型減振裝置采用壓桿結構,壓桿設置在導框內部,壓桿受壓力。

(2) 利諾爾減振裝置磨耗后,吊環傾斜角度變小,水平分力減小,阻尼作用下降;新型減振裝置磨耗后,壓桿傾斜角度變大,水平分力變大,阻尼作用增加。

新型減振裝置與利諾爾減振裝置對比見表2。

表2 新型減振裝置與利諾爾減振裝置對比

3 動力學性能仿真對比分析

動力學仿真的主要內容有:

(1) 車輛蛇行運動穩定性的臨界速度;

(2) 車輛在直線上運行時的橫向和垂向平穩性指標;

(3) 車輛通過曲線時的輪軌橫向力、輪軸橫向力、脫軌系數、輪重減載率。

輪軌接觸幾何模型的建立條件為:

(1) 采用TB/T 449—2003[2]標準中規定的LM型車輪踏面;

(2) 輪對內側距為1 353 mm;

(3) 軌道輪廓采用GB 2585—2007[3]標準中規定的60 kg/m鋼軌橫斷面輪廓。

為了精確地模擬車輛的運行性能,建立了車輛系統的橫向運動和垂向運動耦合的數學模型,并作出如下假定:

(1) 輪對、構架和車體等部件的彈性比懸掛系統的彈性要小得多,均視為剛體,即忽略各部件的彈性變形;

(2) 不考慮牽引和制動工況,只考慮車輛勻速運行的情況。

采用由美國鐵路運輸技術中心(TTCI)開發并頒布的NUCARS程序,進行該車動力學系統的建模和計算。動力學性能評定標準采用GB/T 5599—2019[4]標準。

3.1 新型減振裝置與利諾爾減振裝置及單側斜楔減振裝置對比[5]

為對比分析裝用新型減振裝置、利諾爾減振裝置及單側斜楔減振裝置車輛的動力學性能,選用C70E型通用敞車配裝Y25型轉向架的模型參數進行動力學仿真分析,其中減振裝置分別按新型減振裝置、利諾爾減振裝置與單側斜楔減振裝置配置,進行對比計算分析。

3.1.1 計算方案

采用以下幾種計算方案:

(1) 方案1,新型減振裝置的壓桿放置在端軸內側;

(2) 方案2,新型減振裝置的壓桿放置在端軸外側;

(3) 方案3,新型減振裝置的端軸兩側均設置壓桿;

(4) 方案4,利諾爾減振裝置的吊環設置在端軸內側;

(5) 方案5,單側斜楔減振裝置的斜楔放置在端軸內側。

3.1.2 動力學仿真結果

空重車工況下車輛蛇行失穩臨界速度如表3所示,除方案3車輛蛇行失穩臨界速度較低外,其他方案車輛蛇行失穩臨界速度相當。車輛在直線上運行時的橫向和垂向平穩性指標,在100 km/h運行速度范圍內,5種方案空、重車工況下均為優級,其中,方案1與方案2最大橫向加速度、橫向平穩性指標、輪軸橫向力略優于方案4。車輛通過曲線時的輪軌橫向力、輪軸橫向力、脫軌系數、輪重減載率均滿足GB/T 5599—2019標準的要求。

表3 空重車工況下車輛蛇行失穩臨界速度 km/h

3.2 新型減振裝置與雙側斜楔減振裝置對比[6]

為對比分析裝用新型減振裝置與雙側斜楔減振裝置車輛的動力學性能,選用某型集裝箱車配裝三軸轉向架的模型參數進行動力學仿真分析,其中減振裝置分別按新型減振裝置和雙側斜楔減振裝置配置,進行對比計算分析。

3.2.1 計算方案

采用以下幾種計算方案:

(1) 方案1,新型減振裝置的壓桿放置在端軸內側;

(2) 方案2,新型減振裝置的壓桿放置在端軸外側;

(3) 方案3,新型減振裝置的端軸兩側均設置壓桿;

(4) 方案4,雙側斜楔減振裝置的端軸兩側均放置斜楔。

3.2.2 動力學仿真結果

空重車工況下車輛蛇行失穩臨界速度如表4所示,除方案3外均能夠滿足車輛120 km/h運行速度的要求。車輛在直線上運行時的橫向和垂向平穩性指標,在120 km/h運行速度范圍內,方案1、方案2、方案4空車工況下為優級;方案1、方案2重車工況下為優級,方案4重車工況下為良好級。車輛通過曲線時的輪軌橫向力、輪軸橫向力、脫軌系數、輪重減載率均滿足GB/T 5599—2019標準的要求。

表4 空重車工況下車輛蛇行失穩臨界速度 km/h

4 結論

(1) 基于構架式轉向架減振裝置導框既有結構型式,新型減振裝置壓桿設置在導框內部,具有結構合理、工藝性好的特點;

(2) 新型減振裝置采用無焊接壓桿結構,其工藝性和可靠性優于采用懸臂軸方式的焊接吊耳軸結構利諾爾減振裝置;

(3) 新型減振裝置具有磨耗后阻尼增加的特點,利諾爾減振裝置具有磨耗后阻尼減小的特點;

(4) 通過對裝用新型減振裝置與裝用利諾爾減振裝置車輛的動力學性能仿真對比分析,得出重車工況下裝用2種減振裝置車輛的動力學性能相當,空車工況下裝用新型減振裝置車輛的動力學性能略優于裝用利諾爾減振裝置的車輛;

(5) 通過對裝用新型減振裝置與裝用雙側斜楔減振裝置車輛的動力學性能仿真對比分析,得出空車工況下裝用2種減振裝置車輛的動力學性能相當,重車工況下裝用新型減振裝置車輛的動力學性能優于裝用雙側斜楔減振裝置的車輛。