貨車常接觸彈性旁承分析研究

孟 宏,劉宏友

(1 中國南車 二七車輛有限公司,北京100072;2 中國北車 四方車輛研究所有限公司,青島266031)

隨著鐵路運輸裝備技術的發展,鐵路貨運車輛技術也得到了飛速發展。但貨車運用和考核試驗研究中發現采用相同轉向架的不同車輛的動力學性能普遍存在差異,尤其平車相對其他車輛這種差異更為突出。分析其原因[1]主要是貨車運用的特殊性和檢修要求,不同類型和結構的車輛普遍采用通用標準轉向架,而且目前轉向架的彈性旁承剛度相對較大;再加上平車由于車體的自重相對較輕、側滾轉動慣量偏小、扭轉剛度偏低,車輛運行中相對其他車輛易發生大的側滾變形,致使提供旁承回轉阻力矩的標稱壓力對側滾運動較敏感,最終導致平車易出現空車橫向動力學性能較差、重車垂向振動加速度較大等問題。

為此,深入研究保證鐵路車輛運行穩定性的關鍵零部件之一的旁承至關重要。

1 旁承的功能和設計原則

貨車轉向架旁承按作用方式可分為間隙旁承和常接觸彈性旁承,常接觸彈性旁承目前主要包括常接觸型和雙作用常接觸型。

間隙旁承由旁承體和調整墊板組成,旁承體為剛性體,車體上旁承和轉向架旁承之間有固定的間隙。在車輛正常運行時,間隙旁承一般不接觸和承擔載荷,不提供回轉阻力矩,但當車輛傾翻和側滾時可起到阻止作用。此時轉向架的回轉阻力矩主要由心盤提供,回轉阻力矩的大小主要取決于心盤上的載荷。因此,裝用間隙旁承的車輛在空車時轉向架的總回轉阻力矩較小,其運行臨界速度較低,僅適應于運行速度較低的車輛。

常接觸彈性旁承主要由旁承座、彈性體或彈簧、磨耗板和調整墊板等組成。雙作用常接觸彈性旁承還設有剛性滾子或彈性擋墊。常接觸彈性旁承在車體落成后產生預定的壓縮量,旁承形成對車體的支撐而承擔一定的載荷。在車輛運行時,常接觸彈性旁承一方面提供一定的阻力以阻止車體傾翻和側滾運動,另一方面在上下旁承的接觸面間產生摩擦阻力并形成回轉阻力矩以抑制車體的搖頭運動。因此,裝用常接觸彈性旁承的車輛提高了空車時轉向架的總回轉阻力矩,提高了車輛的運行臨界速度,可適應于運行速度較高的車輛。

由于旁承結構型式和性能參數直接關系到車輛的蛇行運行臨界速度、脫軌系數、車輪減載率、曲線通過性能等重要動力學性能指標。為此,國內外鐵路貨車隨著車輛速度等級的提高,旁承研發經歷了由間隙旁承、常接觸彈性旁承、長行程彈性旁承的發展歷程[2]。

美國在2002-01-01前,鐵路貨車上主要安裝的是標準間隙旁承,2002-01-01后AAR批準在所有新造車輛上裝用常接觸彈性旁承,有效地改善了車輛的運行性能。但實際運用中由于車輛高速運行穩定性不足導致車體晃動嚴重引發了多起脫軌事故,2004年 TTCI及車輛制造廠針對解決車體晃動問題進行試驗研究,試驗共選用了5種旁承,其中包括間隙旁承、標準常接觸彈性旁承和各種長行程常接觸彈性旁承,試驗發現彈性體為長行程的常接觸旁承不僅能夠使車輛通過曲線具有最低的車輪減載能力,而且列車速度在112 km/h時仍然具有較高的穩定性。因此,AAR決定在2005-04起在現有車輛上全面推廣長行程常接觸型旁承[2]。圖1(a)為金屬帽子長行程彈性旁承的結構示意圖;圖1(b)為非金屬帽子長行程彈性旁承的結構示意圖。

圖1 長行程彈性旁承的結構示意圖

我國在20世紀90年代中期以前轉8A系列轉向架采用間隙旁承。從20世紀90年代中期開始,在提速120 km/h轉向架上開始研制和采用常接觸彈性旁承。目前,新型鐵路貨車均采用了常接觸彈性旁承,圖2為我國較為典型的兩種常接觸彈性旁承,圖2(a)為帶滾子的常接觸彈性旁承的結構示意圖;圖2(b)為不帶滾子常接觸彈性旁承的結構示意圖。

圖2 常接觸彈性旁承的結構示意圖

貨車運用和分析研究表明:常接觸彈性旁承對于提高車輛的運動穩定性非常有效[3,4],同時常接觸彈性旁承還能有效地抑制車體的側滾運動,避免車體側滾出現剛性沖擊和降低輪重減載率。但常接觸彈性旁承若提供了過大的回轉力矩會惡化車輛的曲線通過能力,因此在選擇常接觸彈性旁承的回轉阻力矩時要同時兼顧運動穩定性和曲線通過能力。

根據常接觸彈性旁承在車輛系統中所起的作用,常接觸彈性旁承應具有適當的垂向剛度和工作高度,以通過一定的壓縮量提供一定的正壓力阻止車體傾翻和抑制側滾運動;應具有一定的縱向剛度以確保提供適當而穩定的回轉阻力矩,以抑制車體搖頭運動,提高車輛的運行平穩性和穩定性,從而提高空車的蛇行運動臨界速度,但應限制回轉阻力矩在旁承被壓死時過度增大,以保證車輛的曲線通過能力。

2 旁承對車輛動力學性能的影響分析研究

基于上述對旁承的分析,借鑒國內外旁承研究經驗,針對不同車輛,以確保車輛運行性能為目的,就車輛用旁承進行分析研究。

2.1 旁承回轉阻力矩對車輛的蛇行運動穩定性的影響

根據現有轉K型貨車轉向架的結構,旁承中心橫向跨距2bs=1 520 mm,旁承摩擦副摩擦系數為 μSB=0.3～0.4(計算中取最小值μSB=0.3),若每個旁承的工作載荷為PSB(kN),則每個轉向架旁承提供的回轉摩擦阻力矩MSB(kN?m)為[5]:

式中˙ψ為車體相對于轉向架搖枕的搖頭角速度。

每個心盤提供的回轉摩擦阻力矩Mcp(kN?m)為:

對于貨車,通常空車的蛇行穩定性較差,因此,在分析中以滿足空車工況的蛇行運動穩定性來研究旁承回轉阻力矩對車輛性能的影響。

為了研究裝用JC旁承回轉阻力矩變化對車輛運動穩定性的影響,根據彈性旁承技術條件,針對旁承制造及安裝公差,旁承存在4種極限狀態,分別對應4種不同回轉阻力矩,其中上限值為最小安裝間隙最大壓縮量下旁承提供的回轉阻力矩;下限值為最大安裝間隙最小壓縮量條件下旁承提供的回轉阻力矩;名義值為理論安裝間隙理論壓縮量條件下旁承提供的回轉阻力矩;而超限值為名義值的44%。在此基礎上,進行不同旁承回轉阻力矩條件下車輛穩定性的分析[1],圖3為不同旁承回轉阻力矩下各型車輛臨界速度的計算結果。

圖3 JC旁承不同回轉阻力矩下車輛臨界速度計算結果

圖3結果表明:若彈性旁承各項指標均滿足技術要求,各車型均可以滿足120 km/h運行速度要求,提高回轉阻力矩可以增大臨界速度余量;減小回轉阻力矩各車型的臨界速度均有所降低,但罐車相對其他車型滿足120 km/h運行速度要求的余量較小。4種車型臨界速度相比罐車、平車、敞車易在較高速度運行時發生蛇行失穩,使車輛的動力學性能惡化,造成摩擦定位的各零部件相互磨耗加劇,磨耗的加劇又使車輛性能更加惡化,形成惡性循環。

為了更系統地研究導致貨車提速穩定性差的原因,應用提速貨車—軌道耦合動力學模型和 TTISIM軟件[6]針對平車進行了考慮軌道彈性結構影響的臨界速度分析計算,同時,針對平車考慮了通過減小旁承間隙增加回轉阻力矩為10.03 kN?m工況,應用2種模型進行了臨界速度分析,分析結果如表1所示[1]。

表1 NX17BK應用耦合模型與傳統模型計算臨界速度比較 km?h-1

計算結果表明:對于平車,旁承回轉阻力矩的變化對臨界速度的影響比較敏感,而且余量較小,為了確保車輛運行穩定性,在心盤不懸空的前提下,應盡可能提高旁承回轉阻力矩,工程具體應用可適當減小上旁承磨耗板與滾子的間隙從而適度增大旁承回轉阻力矩。

2.1.1 JC旁承載荷PSB對平車蛇行運動穩定性的影響分析結果

為了使研究不確定因素盡可能少,分析研究均假設旁承磨耗板的摩擦系數和旁承間距為定值,則僅研究通過彈性旁承壓縮提供的標稱壓力變化對性能的影響。

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表2 旁承載荷PSB對平車蛇行臨界速度 vcr的影響[5] km?h-1

由表2中的分析計算結果表明:

(1)旁承橫向中心跨距為1 520 mm,旁承摩擦副摩擦系數為0.3～0.4時,要使空車在車輪磨耗后,車輛臨界速度大于120 km/h,對于X6K、NX17K平車,旁承最小工作載荷應為19 kN,對于 X7K、NX70A、NX17BK平車,旁承最小工作載荷應為18 kN,對于NX70平車,旁承最小工作載荷應為17 kN。

(2)要使系列平車在極限工況下的蛇行臨界速度大于120 km/h,并留有一定的余量,系列平車用彈性旁承的最小工作載荷應大于19 kN。

2.1.2 JC-2旁承載荷PSB對車輛蛇行運動穩定性的影響分析結果

由于JC-2旁承主要應用在定距相對較大的運輸小汽車專用車(SQ5、SQ6)上,相對JC旁承不僅剛度有所增大而且滾子間隙也增大,為了研究這種旁承對車輛性能的影響,臨界速度計算時,應用不同軟件,就相同間隙、相同剛度條件下,不同旁承壓縮量對臨界速度的影響進行了分析計算,結果如圖4所示,盡管3種通用軟件分析結果存在一定差異,但總的趨勢空車臨界速度隨著壓縮量的增加而增加,而重車相對空車在壓縮量達到10 mm后有下降的趨勢,說明重車狀態下旁承提供的回轉阻力矩對車輛的影響程度不如空車狀態的影響大[7]。

通過分析研究,在相同組裝間隙條件下,由于橡膠的蠕變,運用一個階段后的旁承剛度較新造增大,相同壓縮量條件下,車輛臨界速度較新造普遍提高;對于經過一個段修的旁承,壓縮量可較新造適當降低,這樣既可確保臨界速度要求,也不會惡化曲線性能。

圖4 新造 SQ5車空、重車的臨界速度

圖5 經過一個段修后SQ5車空、重車的臨界速度

通過上述關于旁承對性能的影響分析,可以得出:為了確保車輛具有較高的運行穩定性,提供回轉阻力矩的旁承標稱壓力均有一個最小值要求,因此,旁承選擇及設計時應盡可能確保能提供要求的標稱壓力。

標稱壓力偏大會使車輛曲線性能惡化,偏小會使車輛直線運動穩定性降低,也就是說剛度大的旁承易使車輛動力學性能不穩定,旁承對性能的影響較敏感。

既然車輛側滾運動不可避免,要實現旁承具有較為恒定的標稱壓力,降低旁承剛度就成為減小旁承對性能的影響敏感性的有效措施,而國外的經驗也如此。

3 低剛度旁承對車輛動力學性能的影響分析研究

針對既有旁承對車輛性能的影響分析,為了降低旁承對車輛動力學性能影響的敏感性,就NX70A車輛進行采用低剛度旁承對性能的影響分析。

3.1 旁承結構說明

借鑒國外低剛度長行程旁承技術,研究改進方案在滿足既有車輛接口要求的前提下,考慮既有彈性體結構以及便于調整,旁承壓縮范圍設計為25～30 mm,落車后滾子間隙仍為5±1 mm,則自由狀態下下旁承磨耗板距滾子的高度為31～34 mmmm),剛度約為0.9 MN/m,見圖 6。

圖6 低剛度長行程旁承示意圖

3.2 低剛度旁承對性能的影響分析研究

為了比較低剛度旁承與既有剛度旁承對性能的影響差異,首先用當前最流行的3種車輛系統動力學計算軟件計算了4種工況下的空車蛇行失穩臨界速度(如表3)。從所有的計算結果看,并不是旁承提供的回轉阻力距越大,車輛的蛇行失穩臨界速度就越高,工況4在NUCARS和ADAMS/RAIL下的計算結果就說明了這一點。即存在一個最佳標稱壓力。

在上述分析的基礎上,針對上述幾種工況下的旁承,進行了旁承垂向力變化趨勢和縱向力變化趨勢研究,目的是分析旁承的敏感性,通過旁承垂向力變化趨勢和縱向力變化趨勢比較了低剛度旁承與既有剛度旁承的差異,如表4～表7所示[8]。

表3 旁承4種工況下對應的空車蛇行失穩臨界速度

表4 工況1:旁承受力幅值變化范圍

表5 工況2:旁承受力幅值變化范圍

表6 工況3:旁承受力幅值變化范圍

表7 工況4:旁承受力幅值變化范圍

工況1旁承垂向力幅值的變化范圍是:-2.35～-24.63 kN,相對標稱壓力20 kN,下限降低為標稱壓力的88.25%、上限增加為標稱壓力的23.15%;旁承縱向摩擦力幅值的變化范圍是:-6.17～7.16 kN,相對變化范圍的平均值的幅值為=0.495 kN;

工況2旁承垂向力幅值的變化范圍是:-4.69—-32.45 kN,相對標稱壓力22 kN,下限降低為標稱壓力的78.68%、上限增加為標稱壓力的47.5%;旁承縱向摩擦力幅值的變化范圍是:-8.81～9.51 kN,相對變化范圍的平均值的幅值為=0.35 kN;

工況3旁承垂向力幅值的變化范圍是:-15.06～-34.55 kN,相對標稱壓力27 kN,下限降低為標稱壓力的44.22%、上限增加為標稱壓力的27.96%;旁承縱向摩擦力幅值的變化范圍是:-9.90～10.44 kN;相對變化范圍的平均值的幅值為kN(變化幅度最小)

工況4旁承垂向力幅值的變化范圍是:-9.71～-53.82 kN,相對標稱壓力31.2 kN,下限降低為標稱壓力的68.88%、上限增加為標稱壓力的72.5%;旁承縱向摩擦力幅值的變化范圍是:-11.87～12.44 kN,相對變化范圍的平均值的幅值為

比較上述4種工況,在運行速度范圍內,旁承垂向力變化趨勢,剛度大的旁承垂向力相對變化范圍較大,說明旁承對動力學性能的影響較敏感;而采用相對較低剛度的旁承,就旁承垂向力變化趨勢而言相對變化幅度較小,說明這種旁承對車輛動力學性能敏感程度有了較大幅度的降低。另外,從縱向摩擦力幅值的變化范圍趨勢也表明:低剛度旁承有效地降低了對動力學性能影響的程度。

總之,從旁承垂向力變化趨勢和縱向力變化趨勢計算結果看,采用工況3低剛度旁承與既有剛度旁承相比可降低旁承對車輛動力學性能的影響敏感性。

4 結論

通過研究旁承對動力學性能的影響分析,得出為了確保車輛具有較高的運行穩定性,不同車輛應具有不同的最佳提供回轉阻力矩的旁承標稱壓力,因此,車輛總體設計應使旁承選擇盡可能確保能提供要求的標稱壓力。

針對目前使用的旁承,由于剛度相對較大,當車輛不可避免地發生側滾運動時,就會引起旁承的壓縮量變化,從而使標稱壓力發生較大范圍的變化影響車輛動力學性能,標稱壓力過大將會使車輛曲線性能惡化,偏小則會使車輛直線運動穩定性降低。目前使用的剛度較大的旁承,旁承對動力學性能的影響較敏感。

車輛側滾運動使旁承的壓縮量變化是必然的,要實現旁承具有較為恒定的標稱壓力,降低旁承剛度就成為減小旁承對車輛性能影響敏感性的有效措施。借鑒國外的經驗,結合NX70A車輛進行的采用低剛度旁承對動力學性能的影響分析研究也證實了降低旁承剛度可減小旁承對車輛動力學性能的影響敏感性的有效性。

因此,對于我國貨車設計模式采用標準通用轉向架配置,為了確保車輛動力學性能,在車體結構和轉向架結構不作大修改的前提下,優化旁承,采用可實現降低旁承敏感度的低剛度旁承就十分必要。

建議貨車主導單位要針對不同車輛進行加大采用低剛度長行程旁承的研究。

[1] 孟 宏.提速機車車輛橫向運動穩定性研究[D].成都:西南交通大學,2009.

[2] 劉風偉.常接觸彈性旁承設計及使用探討[R].長江車輛有限公司產品研究所,2008.

[3] 劉宏友,楊愛國.影響轉K6型轉向架動力學性能的2個主要因素分析[J].鐵道學報,2006,28(2):34-40.

[4] 鮑旭原.常接觸彈性旁承與貨車提速[J].鐵道車輛,2002,40(7),20-23.

[5] 西南交通大學機械工程學院.平車旁承載荷優化計算報告[R].2009.

[6] 翟婉明著.車輛—軌道耦合動力學(第3版)[M].北京:科學出版社,2007.

[7] 北車集團四方車輛研究所.SQ5運輸汽車專用車動力學性能計算報告[R].2009.

[8] 北車集團四方車輛研究所.NX70A采用低剛度旁承動力學性能計算報告[R].2009.