安哥拉客車轉(zhuǎn)向架二系懸掛系統(tǒng)穩(wěn)定性分析

李得花，李建鋒，郭曉航

（唐山軌道客車有限責(zé)任公司，河北唐山063035）

安哥拉客車轉(zhuǎn)向架二系懸掛系統(tǒng)穩(wěn)定性分析

李得花，李建鋒，郭曉航

（唐山軌道客車有限責(zé)任公司，河北唐山063035）

在通過不同半徑曲線時(shí)，對(duì)安哥拉全鋼彈簧客車轉(zhuǎn)向架二系高圓鋼彈簧兩端加橡膠墊懸掛系統(tǒng)的橡膠墊和圓柱形螺旋壓縮高圓鋼彈簧的水平方向位移、剛度和強(qiáng)度進(jìn)行分析。基于經(jīng)典材料力學(xué)方法開發(fā)的分析程序，在規(guī)定的運(yùn)用工況下，通過分析和計(jì)算橡膠墊的強(qiáng)度，4種車型的高圓鋼彈簧的剛度和強(qiáng)度，二系懸掛系統(tǒng)的穩(wěn)定性均滿足設(shè)計(jì)要求。

客車轉(zhuǎn)向架；二系懸掛系統(tǒng)；高圓鋼彈簧；剛度；強(qiáng)度

根據(jù)出口安哥拉客車轉(zhuǎn)向架二系懸掛系統(tǒng)設(shè)計(jì)方案，對(duì)轉(zhuǎn)向架二系高圓鋼彈簧兩端加橡膠墊（金屬、橡膠硫化一體）懸掛系統(tǒng)通過曲線時(shí)的水平方向位移、剛度和強(qiáng)度進(jìn)行分析，二系懸掛系統(tǒng)在轉(zhuǎn)向架上的布局如圖1所示。

圖1 二系懸掛系統(tǒng)布局圖

1 技術(shù)參數(shù)

轉(zhuǎn)向架結(jié)構(gòu)和運(yùn)行線路的參數(shù)見表1。

轉(zhuǎn)向架二系懸掛系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)參數(shù)見表2。

2 幾何曲線通過分析

2.1 通過R100曲線時(shí)轉(zhuǎn)向架搖頭角分析

表1 轉(zhuǎn)向架二系懸掛系統(tǒng)技術(shù)參數(shù)

轉(zhuǎn)向架通過的最小曲線半徑為R 100，基于車輛幾何曲線通過的計(jì)算原理分析車輛通過最小半徑曲線時(shí)轉(zhuǎn)向架相對(duì)于車體的最大搖頭角。在極限狀態(tài)下，幾何曲線利用相關(guān)的計(jì)算程序輸入相關(guān)參數(shù)進(jìn)行計(jì)算。

表2 高圓鋼彈簧和橡膠墊的結(jié)構(gòu)幾何參數(shù)

分為下述5個(gè)計(jì)算工況：

工況1：考慮輪軌間隙、輪緣磨耗、一系止擋間隙（最大偏斜位）；

工況2：考慮輪軌間隙、一系止擋間隙（最大偏斜位）；

工況3：只考慮輪軌間隙（最大偏斜位）；

工況4：第1、3輪對(duì)只考慮輪軌間隙，外側(cè)車輪貼靠外軌；第2、4輪對(duì)考慮輪軌間隙、輪緣磨耗，內(nèi)側(cè)車輪貼靠?jī)?nèi)軌；

工況5：考慮輪軌間隙、輪緣磨耗、一系止擋間隙（最大外移位）。

在給定的5個(gè)分析工況中，在工況1的計(jì)算條件下，轉(zhuǎn)向架相對(duì)于車體的搖頭角最大，其數(shù)值為5.599°。

2.2 通過R100曲線時(shí)二系懸掛系統(tǒng)水平方向位移分析

在分析轉(zhuǎn)向架二系懸掛系統(tǒng)的水平方向位移時(shí)，假設(shè)轉(zhuǎn)向架的回轉(zhuǎn)中心在轉(zhuǎn)向架的結(jié)構(gòu)中心位置，則轉(zhuǎn)向架中心相對(duì)于車體變動(dòng)范圍的半徑為：

式中ay為轉(zhuǎn)向架二系橫向止擋間隙；ax為轉(zhuǎn)向架相對(duì)于車體的最大縱向位移。

當(dāng)轉(zhuǎn)向架相對(duì)于車體發(fā)生橫移和搖頭相對(duì)運(yùn)動(dòng)時(shí)，二系懸掛系統(tǒng)在轉(zhuǎn)向架上的安裝定位點(diǎn)相對(duì)于車體定位點(diǎn)的縱向和橫向位移分別滿足如下近似關(guān)系式：

式中θ為二系懸掛系統(tǒng)任意一組彈簧中心與轉(zhuǎn)向架中心連線相對(duì)于轉(zhuǎn)向架橫向軸線的夾角；β為轉(zhuǎn)向架相對(duì)于車體的搖頭角；a二系懸掛系統(tǒng)任意一組彈簧中心到轉(zhuǎn)向架中心的距離，且滿足關(guān)系式：

式中l(wèi)y為二系懸掛系統(tǒng)任意一組彈簧中心到轉(zhuǎn)向架橫向中心線的距離；lx為二系懸掛系統(tǒng)任意一組彈簧中心到轉(zhuǎn)向架縱向中心線的距離。

二系懸掛系統(tǒng)在車體和轉(zhuǎn)向架上定位點(diǎn)的水平方向位移量為：

經(jīng)過計(jì)算，在極限狀態(tài)下，二系懸掛系統(tǒng)的最大水平方向位移量fLmax＝118.9 mm。

根據(jù)4種高圓鋼彈簧懸掛系統(tǒng)的傾覆穩(wěn)定性分析結(jié)果，在空車狀態(tài)下，當(dāng)系統(tǒng)的水平方向位移量達(dá)到fLmax＝118.9 mm時(shí)，懸掛系統(tǒng)的傾覆穩(wěn)定性不滿足設(shè)計(jì)要求。因此，在通過半徑為R100的曲線時(shí)，需限制轉(zhuǎn)向架相對(duì)于車體的搖頭角，保證二系懸掛系統(tǒng)的傾覆穩(wěn)定性。基于傾覆穩(wěn)定性分析結(jié)果，通過設(shè)置搖頭止擋，限制車輛通過最小半徑曲線時(shí)轉(zhuǎn)向架相對(duì)于車體的最大搖頭角和二系懸掛系統(tǒng)的最大水平方向位移量，其具體數(shù)值見表3。

表3 4種車型轉(zhuǎn)向架的限制搖頭角和二系懸掛系統(tǒng)最大水平方向位移量

3 二系懸掛系統(tǒng)剛度與應(yīng)力分析

3.1 高圓鋼彈簧橡膠墊材料選擇及材料機(jī)械性能參數(shù)

（1）高圓鋼彈簧的原材料選用優(yōu)質(zhì)彈簧合金鋼50Cr VA，其彈性模量EG＝2.06×105MPa，剪切模量G＝7.85×104MPa。

（2）橡膠墊的橡膠材料硬度為HS60，其彈性模量EX＝4.30 MPa，剪切模量GX＝1.25 MPa。

3.2 橡膠墊結(jié)構(gòu)性能分析

由于4種車型的橡膠墊結(jié)構(gòu)完全相同，以發(fā)電車重車狀態(tài)下分析單層環(huán)形橡膠墊的特性參數(shù)，其計(jì)算結(jié)果見表4。

在系統(tǒng)最大水平方向變形狀態(tài)下，橡膠墊承擔(dān)的水平方向載荷為11 270.24 N，其剪應(yīng)力為0.24 MPa，小于許用剪應(yīng)力［τ］＝2.94～4.91 MPa，則橡膠墊的強(qiáng)度滿足要求。

3.3 高圓鋼彈簧剛度分析

4種車型高圓鋼彈簧的垂向和橫向剛度的計(jì)算值見表5。

表4 橡膠墊結(jié)構(gòu)性能參數(shù)

表5 4種車型單個(gè)高圓鋼彈簧的各向剛度值N·mm－1

3.4 二系懸掛系統(tǒng)垂向和橫向剛度分析

由并聯(lián)高圓鋼彈簧和橡膠墊串聯(lián)組成的鐵道車輛懸掛系統(tǒng)為超靜定結(jié)構(gòu)，將承受橫向載荷F和垂向載荷P作用的復(fù)合彈簧系統(tǒng)簡(jiǎn)化為：橡膠墊的安裝座剛性定位，系統(tǒng)發(fā)生橫向變形時(shí)懸掛系統(tǒng)的兩端安裝面保持平行，并聯(lián)高圓鋼彈簧和橡膠墊用長(zhǎng)度為H1的剛性桿連接，如圖2所示。

圖2 高圓鋼彈簧兩端加橡膠墊系統(tǒng)橫向變形模型

4種車型高圓鋼彈簧懸掛系統(tǒng)的垂向和橫向剛度的計(jì)算值見表6。

3.5 彈簧應(yīng)力分析

3.5.1 應(yīng)力分析方法

（1）應(yīng)力修正系數(shù)的確定

根據(jù)DIN EN 13906－1標(biāo)準(zhǔn)［2］，應(yīng)力修正系數(shù)滿足關(guān)系式：

式中C為彈簧旋撓比，C＝D/d；D為彈簧中徑；d為彈簧材料直徑。

4種高圓鋼彈簧的彈簧指數(shù)（彈簧旋撓比）和應(yīng)力修正系數(shù)分別為C＝5.148 9，α＝1.294 3。

（2）應(yīng)力計(jì)算公式

在垂向載荷作用下，圓鋼彈簧的剪應(yīng)力計(jì)算滿足關(guān)系式：

式中τ為剪應(yīng)力；Pv為垂向載荷。

在垂向載荷和水平方向載荷合力作用下，圓鋼彈簧的剪應(yīng)力按文獻(xiàn)［1］給出的方法計(jì)算。

3.5.2 許用應(yīng)力的確定

根據(jù)DIN EN 13906－1標(biāo)準(zhǔn)，在全壓縮高度狀態(tài)下，熱卷螺旋壓縮圓彈簧所受的剪應(yīng)力應(yīng)不大于規(guī)定的許用剪應(yīng)力（［τc］＝740 MPa）。

（1）鋼彈簧在壓并狀態(tài)下，4種車型高圓鋼彈簧的剪應(yīng)力值見表7。

表6 4種車型高圓鋼彈簧懸掛系統(tǒng)的各向剛度值N·mm－1

表7 4種車型高圓鋼彈簧在全壓縮高度狀態(tài)下剪應(yīng)力值 MPa

表7中鋼彈簧的剪應(yīng)力值均小于許用剪應(yīng)力，4種高圓鋼彈簧的靜強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。

（2）通過R100曲線時(shí)，在空、重車狀態(tài)下，4種車型高圓鋼彈簧的最大剪應(yīng)力和橡膠墊的最大偏壓角見表8。

表8 4種車型高圓鋼彈簧的最大剪應(yīng)力和橡膠墊的最大偏壓角度

4種車型高圓鋼彈簧的最大剪應(yīng)力均小于許用剪應(yīng)力，鋼彈簧的靜強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。

3.5.3 疲勞強(qiáng)度

對(duì)于符合EN 10093標(biāo)準(zhǔn)的熱軋彈簧鋼，采用磨削或剝皮和噴丸處理的熱成型彈簧，在2×106次載荷循環(huán)下的剪切Goodman疲勞曲線圖規(guī)定的值。

在靜態(tài)空車狀態(tài)、重車狀態(tài)、最大垂向動(dòng)撓度狀態(tài)及最大橫向位移＋1/2最大垂向動(dòng)撓度狀態(tài)下，4種車型高圓鋼彈簧的剪應(yīng)力值見表9。

表9 4種車型高圓鋼彈簧的剪應(yīng)力MPa

4種車型高圓鋼彈簧的最大工作剪應(yīng)力均小于其對(duì)應(yīng)的允許剪應(yīng)力值。即4種車型高圓鋼彈簧的疲勞強(qiáng)度滿足要求。

綜合上述應(yīng)力分析結(jié)果，4種車型高圓鋼彈簧的靜強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度均滿足設(shè)計(jì)要求。

3.6 系統(tǒng)穩(wěn)定性分析

3.6.1 橫向穩(wěn)定性

通過給彈簧系統(tǒng)施加不同的垂向載荷，根據(jù)鋼彈簧加橡膠墊結(jié)構(gòu)系統(tǒng)水平方向剛度趨近于零值時(shí)所對(duì)應(yīng)的垂向載荷即為系統(tǒng)的臨界載荷。

4種高圓鋼彈簧懸掛系統(tǒng)在全壓縮高度狀態(tài)下的橫向剛度見表10。

表10 4種車型高圓鋼彈簧懸掛系統(tǒng)在全壓縮高度狀態(tài)下的橫向剛度N·mm－1

在全壓縮高度狀態(tài)下，4種車型高圓鋼彈簧懸掛系統(tǒng)的橫向剛度Kl＞0，即系統(tǒng)的臨界載荷大于全壓縮高度載荷，因此，4種車型懸掛系統(tǒng)的穩(wěn)定性滿足要求。

3.6.2 傾覆穩(wěn)定性

高圓鋼彈簧不發(fā)生傾覆的最大水平方向位移滿足關(guān)系式：

式中KL為橫向剛度；H為kh（H0－fv－d），其中kh為彈簧計(jì)算高度修正系數(shù)，fv為彈簧靜撓度。

經(jīng)計(jì)算求得4種車型高圓鋼彈簧不發(fā)生傾覆的最大水平方向位移值和臨界值見表11所示。

表11 4種車型懸掛系統(tǒng)在不同載荷下的最大水平方向位移及其臨界值mm

4種車型高圓鋼彈簧兩端面相對(duì)水平方向量的最大值均小于對(duì)應(yīng)的臨界水平方向變形量。因此，4種車型高圓鋼彈簧的傾覆穩(wěn)定性滿足要求。

4 結(jié)束語

通過上述對(duì)4種車型二系高圓鋼彈簧懸掛系統(tǒng)的剛度、強(qiáng)度和穩(wěn)定性的理論計(jì)算和分析結(jié)果得出：（1）橡膠墊的強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求；（2）高圓鋼彈簧的靜強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求；（3）高圓鋼彈簧懸掛系統(tǒng)的穩(wěn)定性滿足設(shè)計(jì)要求。

從2011年底開始在安哥拉線路上運(yùn)行以來未發(fā)生二系懸掛系統(tǒng)的橡膠墊損壞、高圓鋼彈簧作用不良等問題，并且用戶反映運(yùn)行平穩(wěn)性和小曲線通過能力都很好，給予高度的評(píng)價(jià)，這說明此二系高圓鋼彈簧懸掛系統(tǒng)在安哥拉客車轉(zhuǎn)向架上的設(shè)置是合理的。

［1］ 米彩盈.鐵道機(jī)車車輛結(jié)構(gòu)強(qiáng)度［M］.成都：西南交通大學(xué)出版社，2007.

［2］ DIN EN 13906－1.Zylindrische Schraubenfedern aus runden Dr?hten und St?ben-Berechnung und Konstruktion，Teil 1：Druckfedern［S］.2002.

［3］ 米彩盈.一種確定高圓簧橫向剛度的有效方法［J］.西南交通大學(xué)學(xué)報(bào)，1998，（3）：294-298.

［4］ 米彩盈.確定高圓簧兩端串聯(lián)橡膠彈簧橫向剛度的一種新方法［J］.內(nèi)燃機(jī)車，2000，（4）：16-18.

［5］ 米彩盈.并聯(lián)高圓簧兩端加橡膠墊系統(tǒng)水平方向剛度分析［J］.機(jī)車電傳動(dòng)，2001，（6）：23-26.

［6］ DIN EN 10089.Hot-rolled steels for quenched and tempered springs－Technical delivery conditions［S］.2003.

［7］ 米彩盈等.擺式列車內(nèi)燃動(dòng)力車轉(zhuǎn)向架二系彈簧系統(tǒng)穩(wěn)定性分析——?jiǎng)偠确ǎ跩］.西南交通大學(xué)學(xué)報(bào)，2000，（6）：624-628.

Analysis of Stability for Bogie Two Suspension System for Angola

LI Dehua，LI Jianfeng，GUO Xiaohang
（Tangshan Railway Vehicle Co.，Ltd.，Tangshan 063035 Hebei，China）

In this paper，we analyzed horizontal displacement，stiffness and strength in between both ends cylindrical spiral compression high round steel spring and its rubber pad of secondary suspension system in all steel spring passenger car for Angola when it is passing the different radius curve.The design requirements were all met in the strength of the rubber pad and the stiffness and the strength of four kinds of models of high round steel spring through the analysis and calculation.The results were obtained based on the classical material mechanics method and the provisions of the applying condition.

bogie；secondary suspension system；high round steel spring；stiffness；strength

U270.331＋.4

A

10.3969/j.issn.1008－7842.2014.03.10

1008－7842（2014）03－0039－04

8—）女，工程師（

2013－12－01）