貨車基礎制動裝置對車輪磨耗的影響

2011-08-08 02:30:50劉振明

鐵道機車車輛 2011年6期

關鍵詞：轉向架

劉振明

（中國北車齊齊哈爾軌道交通裝備有限責任公司技術開發中心，黑龍江齊齊哈爾161002）

2006年以來，部分裝用轉K6型轉向架的車輛發生車輪踏面和輪緣磨耗不均現象，表現為某些部位的車輪踏面圓周磨耗和輪緣磨耗大于其他位。本文對轉K6型轉向架基礎制動裝置結構和受力進行了分析，并據此得出基礎制動裝置結構對車輪磨耗的影響結果。

1 轉K6型轉向架基礎制動裝置的結構

轉K6型轉向架的基礎制動裝置由制動梁、固定和游動杠桿、中拉桿、支點等組成。如圖1和圖2所示。

圖1 轉K6型轉向架

圖2 基礎制動裝置結構

固定和游動杠桿下段、固定杠桿上段、游動杠桿上段與車輛縱向中心垂直面的夾角分別為40°，50°，53°，如圖3所示。

圖3 基礎制動裝置側視圖

2 基礎制動裝置受力分析

分別對緩解和制動狀態下基礎制動裝置各部件進行受力分析，然后根據制動梁的受力情況分析閘瓦對車輪的作用。為便于分析忽略各部件間的摩擦力。

2．1 緩解狀態

2．1．1 固定杠桿端

（1）支點受力分析

支點的受力情況如圖4所示。

圖4 支點受力

圖5 固定杠桿受力

根據圖4可以列出如下等式：

式中F11為支點座對支點沿50°方向的支承反力；F12為支點座對支點沿垂直于50°方向的支承反力；F21為固定杠桿對支點沿50°方向的支承反力；F21為固定杠桿對支點沿垂直于50°方向的作用力；G1為支點的重力（包括支點與固定杠桿連接處的圓銷等），為4．823 kg；M1為支點座對支點的平衡力矩；L2為F12與F22作用點的距離，裝第3孔時為210 mm；L為F12與G1作用點的距離，為155 mm。

根據式（1，2）可以解出 F11＝ 7．96 N；F21＝22．42 N。

F12、F22、M1與固定杠桿的受力有關，此處無法求出，留待后面求解。

（2）固定杠桿受力分析

固定杠桿的位置隨閘瓦和車輪磨耗情況的不同而不同，此處取杠桿中心線在車輛縱向垂直面內的投影為垂向時進行計算。固定杠桿的受力情況如圖5所示。

根據圖5可以列出如下等式：

式中F21為支點對固定杠桿沿50°方向的作用力，根據式（1），（2）求得，為22．42 N；F22為支點對固定杠桿沿垂直于50°方向的支承反力；G2為固定杠桿重力（包括固定杠桿與制動梁連接處的圓銷等），為12．36 kg；G3為中拉桿重力之半（包括中拉桿與固定杠桿連接處的圓銷等），為11．94 kg；F41為制動梁對固定杠桿沿40°方向的支承反力；F42為制動梁對固定杠桿沿垂直于40°方向的支承反力。

根據式（5），（6），（7）可以解出F22＝68．4 N；F41＝192．6 N；F42＝81．8 N；將F22代入式（3），（4）可以解出F12＝104．6 N；M1＝19 976 N·mm。

（3）固定杠桿端制動梁受力分析

固定杠桿端制動梁受力情況如圖6所示。

圖6 固定杠桿端制動梁受力

根據圖6可以列出制動梁沿車輛橫向未被平衡的力為：

式中F41為固定杠桿對制動梁沿50°方向的作用力，根據式（5），（6），（7）求得，F41＝192．6 N；F42為固定杠桿對制動梁沿垂直50°方向的作用力，根據式（5），（6），（7）求得，F42＝81．8 N；F53為制動梁沿車輛橫向未被平衡的力；根據式（8）可以解出F53＝61 N。

由以上分析可知，緩解狀態下，由于重力和基礎制動裝置結構的原因，固定杠桿端制動梁受到一個大小為61 N的橫向力，該力指向無支點座的一側。

2．1．2 游動杠桿端

（1）游動杠桿受力分析

游動杠桿的位置隨閘瓦和車輪磨耗情況的不同而不同，此處取杠桿中心線在車輛縱向垂直面內的投影為垂向時進行計算。游動杠桿的受力情況如圖7所示。

圖7 游動杠桿受力

根據圖7可以列出如下等式：

式中G7為車體拉條（包括車體拉條與游動杠桿連接處的連接圓銷等）質量的一半，為4．09 kg；G6為游動杠桿重力（包括游動杠桿與制動梁連接處的圓銷等），為15．66 kg；G3為中拉桿重力之半（包括中拉桿與游動杠桿連接處的圓銷等），為11．94 kg；F71為制動梁對固定杠桿沿40°方向的支承反力；F72為制動梁對固定杠桿沿垂直于40°方向的支承反力；M2為制動梁支柱對游動杠桿的力矩。

根據式（9），（10），（11）可以解出F71＝237．9 N；F72＝199．6 N；M2＝65 219 N·m。

（2）游動杠桿端制動梁受力分析

游動杠桿端制動梁的受力分析如圖8所示。

根據圖8可以列出制動梁沿車輛橫向未被平衡的力為：

式中G4為制動梁的重力（包括閘瓦等），為64．36 kg；F71為固定杠桿對制動梁沿53°方向的作用力，根據式（9），（10），（11）求得，F71＝237．9 N；F72為固定杠桿對制動梁沿垂直53°方向的作用力，根據式（9），（10），（11）求得，F72＝199．6 N；F83為制動梁沿車輛橫向未被平衡的力。

根據式（12）可以解出F83＝0 N；

由以上分析可知，緩解狀態下游動杠桿端制動梁不受橫向力。

2．2 制動狀態

制動狀態基礎制動裝置的受力與車輛結構有關，下面以C80型敞車為例，對制動狀態時制動梁的受力情況進行分析。

由于C80型敞車車體拉條和轉K6轉向架中拉桿相對于車輛縱向垂直平面均是偏斜布置的，這使得兩端制動梁的受力情況均發生改變。下面計算這兩者對制動梁橫向受力的影響。C80型敞車的制動拉條沿車輛縱向向有支點座側偏斜1．3°，導致車體拉條對游動杠桿有一個橫向分力。轉K6型轉向架在C80型敞車上的組裝位置如圖9所示。

圖9 轉K6型轉向架在C80型敞車上的組裝位置

由于固定杠桿和游動杠桿的尺寸和角度不同，所以中拉桿與車輛的縱向中心線并不平行，如圖1和圖3所示。中拉桿位置的傾斜也會導致制動時存在橫向分力。經計算，中拉桿兩端的工作銷孔（一端按內孔，另一端按中孔）在水平平面內的相對橫向偏移量為35．3 mm，換算成中拉桿的角度為1．927°，在縱向垂直平面內的相對垂向偏移量為21．9 mm，換算成中拉桿的角度為1．195°。

空車時制動拉條的拉力為6 678 N，按角度計算得出車體拉條的橫向分力為151 N，指向有支點座一側。根據制動拉條的拉力和杠桿長度比例，計算得出中拉桿的壓力為6 678×450÷150＝20 033 N，每個閘瓦對車輪的縱向壓力為6 678 N，按角度計算得出中拉桿的橫向分力為673 N。結合前邊緩解狀態的計算情況，可得出空車制動狀態固定杠桿端制動梁所受的橫向力為中拉桿施加的橫向分力加上原有的力，為673＋61＝734 N，指向無支點座的方向。

重車時車體拉條的拉力為19 540 N，按角度計算得出車體拉條的橫向分力為443 N，指向有支點座一側。根據車體拉條的拉力和杠桿長度比例，計算得出中拉桿的壓力為19 540×450÷150＝58 620 N，每個閘瓦對車輪的縱向壓力為19 540 N，按角度計算得出中拉桿的橫向分力為1 971 N。結合前邊緩解狀態的計算情況，可得出重車制動狀態固定杠桿端制動梁所受的橫向力中拉桿施加的橫向分力加上原有的力，為1 971＋61＝2 032 N，指向無支點座的一側。

同理，可得出空車制動狀態游動端制動梁所受的橫向力為車體拉條和中拉桿施加的橫向分力加上原有的力為151＋673＋0＝824 N，指向有支點座的方向；重車制動狀態游動端制動梁所受的橫向力為車體拉條和中拉桿施加的橫向分力加上原有的力443＋1 971＋0＝2 414 N，指向有支點座的一側。

2．3 緩解和制動狀態制動梁受力匯總

緩解和制動狀態制動梁受力計算結果匯總如表1所示。根據表1可知，緩解狀態固定杠桿端制動梁受到橫向力作用，這個橫向力是使該制動梁產生橫向偏移的原因。通過對其他各型轉向架的分析可知，中拉桿結構的轉向架此力均較大，而下拉桿結構的轉向架此力很小，不易使制動梁產生橫向偏移。

表1 制動梁所受的主動力匯總 N

3 基礎制動裝置對車輪磨耗的影響

3．1 車輪受力分析

當制動梁受到表1所示的制動主動力時，將產生車輪對其支承反力，因此制動梁在水平面內的受力情況如圖10所示。圖中F31、F32為車輪對制動梁的垂直于踏面的支承力和輪對制動梁的橫向反作用力F4（按最不利情況考慮，假定橫向力全部由制動梁靠近輪緣的一側車輪承擔），該力與制動梁所受到的橫向力F2平衡。圖11所表示的是車輪所受到制動梁的力。

圖10 制動梁在水平面內的受力情況

圖11 制動梁對車輪的作用力

根據圖10可以列出如下等式：

式中F1為制動力；F2為制動梁所受的橫向力；F31、F32為左右閘瓦與車輪間的制動力；F4為左閘瓦與左車輪間的橫向作用力。

根據表1中的數據和式（13），（14），（15）可解出空、重車制動狀態下制動梁與車輪間的作用力，結果如表2所示。

由表2可見，空、重車制動狀態下，同一輪對兩個車輪所受的制動力略有不同，但差別很小，最大僅有0．36%。

表2 空、重車制動狀態下車輪受閘瓦的作用力 N

3．2 支點座位置對制動梁橫移的影響

3．2．1 采用舊型支點

圖12為轉K6轉向架制動杠桿和支點座的相對位置。因為轉K6轉向架空、重車時搖枕的高度差為43 mm，支點座固定在搖枕上，其高度隨搖枕變化，而制動杠桿的高度不變，所以為了兼顧空、重車時制動杠桿的受力，支點座的位置是按照空、重車時搖枕的平均高度設計的。在空車狀態下，支點座比理想位置高出22 mm，因此空車時支點座將帶動支點和固定杠桿上升，固定杠桿推動制動梁向A向即無支點座方向移動。考慮到支點座、支點、固定杠桿、制動梁以及制動圓銷之間的間隙，經過計算，當制動梁居中時，閘瓦與輪緣間的間隙為9．2 mm，空車時制動梁最大移動量為8．1 mm，此時閘瓦與輪緣的間隙為9．2－8．1＝1．1 mm，所以在各零件制造及組裝正位時，最不利條件下車輪輪緣與閘瓦之間還有1．1 mm的間隙。

圖12 轉K6制動杠桿和支點座位置

在重車狀態下，支點座比理想位置低21 mm，此時理論上固定杠桿將牽動制動梁向B向即有支點座方向移動。但是，從空車到重車時，搖枕位置下降，由于基礎制動裝置各處存在著摩擦，使固定杠桿支點對固定杠桿施加一個力矩M3，所以制動梁向B向的移動受到限制，移動量較小或者不移動。所以，實際的情況是空車時固定杠桿端制動梁向無支點座方向橫移，重車時卻難以恢復。

力矩M3還使有支點座一側的制動梁滑塊與側架滑槽下面的作用力F101大于對側的作用力F102，如圖12所示，則左側滑塊與滑槽的摩擦力也大于右側，導致緩解時有支點座一側的緩解阻力大于對側。

3．2．2 采用柔性支點

采用柔性支點后，如圖13所示，新增了鏈蹄環與圓銷、圓銷與支點兩處間隙，這兩處間隙之和在水平方向的分量為7 mm。在這種情況下，支點座若通過杠桿帶動制動梁橫移，必須要先消除這個新增的間隙，結果是空車時制動梁最大橫移量將達不到8．1 mm，而是8．1－7＝1．1 mm，此時閘瓦與輪緣之間還有9．2－1．1＝8．1 mm的間隙。所以，采用柔性支點后，空車狀態支點座不在理想位置這個因素對制動梁的橫移作用很小，理論上僅有1．1 mm。同樣由于間隙增大的原因，在重車狀態下，如圖12所示，固定杠桿支點也不會對固定杠桿施加力矩，或者僅施加很小的力矩，所以制動梁也不會由于這個原因向B向移動或移動很小。所以說，采用柔性支點后，基本可以消除由于支點座位置的原因導致的制動梁橫移。

圖13 柔性支點結構

3．3 制動梁受力與橫移對車輪磨耗的影響

3．3．1 對車輪踏面圓周磨耗的影響

根據表2的中數據可知，同一輪對上兩車輪受到的制動力基本相同，不受制動梁橫移的影響，這表明車輪踏面圓周磨耗不均并非制動力不均所導致。

制動梁因受橫向力發生橫移后，一側閘瓦將靠近一側車輪輪緣，閘瓦與鋼軌對車輪的磨耗重疊區域將大于正常車輪，且更多地處于滾動圓附近，如圖14所示，疊加的結果使得該位車輪的實測圓周磨耗量大于其他車輪。

圖14 制動梁橫移后閘瓦與鋼軌對車輪磨耗的疊加

C80型敞車的2、8位、C70型敞車的4、6位、X2K型集裝箱平車的1、7位、KZ70型石碴漏斗車的4、5位車輪均為固定杠桿端有支點座側，如圖15～圖18所示，根據上面的分析，此位車輪踏面圓周磨耗大于其他位車輪。實測數據如圖19～圖22所示。

圖15 轉K6型轉向架在C80型敞車上的組裝位置

圖16 轉K6型轉向架在C70型敞車上的組裝位置

圖17 轉K6型轉向架在X2K型平車上的組裝位置

圖18 轉K6型轉向架在KZ70型石渣漏斗車上的組裝位置

圖19 466輛C80型敞車車輪踏面圓周月平均磨耗量

3．3．2 對輪緣磨耗的影響

根據前邊的分析，參照表1和表2中的數據可知，由于緩解狀態固定杠桿端制動梁會受到一個指向無支點座方向的力并向該方向偏移，制動狀態該端的車輪也受到指向該方向的橫向力作用，因此導致閘瓦與一側車輪輪緣的接觸幾率增大、閘瓦對車輪存在著橫向作用力，致使該側車輪的輪緣磨耗較重，因此制動梁受力橫移是輪緣磨耗不均的原因之一。C80型敞車的2、8位、C70型敞車的4、6位、X2K型集裝箱平車的1、7位、KZ70型石碴漏斗車的4、5位車輪均為固定杠桿端有支點座側，如圖15～圖18所示，根據上面的分析，此位車輪踏面圓周磨耗大于其他位車輪。實測數據如圖23～圖26所示。