低阻力中拉桿式轉向架基礎制動裝置應用技術研究

曹玉峰 ，徐世鋒 ，盧碧紅 ，邵文東 ，周國東 ，甄亞林

(1.中車齊齊哈爾車輛有限公司 大連研發中心，遼寧 大連 116052；2.大連交通大學，遼寧 大連 116028)

鐵路貨車技術的不斷完善與改進，大幅提升了車輛運用效率和可靠性，基本能夠滿足我國鐵路貨運 “速、密、重”并舉的發展目標。但隨著重載運輸的持續推進和發展及三年貨運增量的要求，又對鐵路貨車技術提出了新的挑戰，如何改善閘瓦和車輪輪緣偏磨、減少列檢更換閘瓦的作業時間及頻次，成為鐵路貨車技術工作者需要攻克的新技術難題。輪瓦關系的研究是一項系統工程，本文將從轉向架基礎制動裝置對輪瓦關系的影響進行論述，從理論分析、試驗研究、運用考驗等方面系統介紹轉向架基礎制動裝置的改進方向及運用效果，為新技術擴大運用考驗及推廣應用奠定基礎。

1 理論分析

杠桿與銷軸在制造及組裝時偏差的影響會導致試驗結果差別較大，規律性不強，因此本文首先就基礎制動裝置對輪瓦關系的影響進行理論分析。以大批量應用的轉K6型轉向架作為研究對象，通過數值分析和多體動力學仿真計算，系統研究直制動杠桿與折彎制動杠桿對制動梁橫移量及車輛緩解后輪瓦間隙變化速度的影響，并提出改進方向。

1.1 制動梁橫移量計算

既有轉K6型轉向架游動杠桿折彎角度13°，固定杠桿折彎角度10°，通過數值分析發現，由于杠桿是傾斜布置的，在重力及杠桿和銷軸力的作用下對制動梁產生一個橫向力，在該橫向力作用下制動梁發生橫移[1]；同時，杠桿自身的折彎會產生一個附加的彎矩作用，進一步增加制動梁的橫移量，見圖1和表1。

F1、F2.固定杠桿對支點的支承反力；F3、F4.鏈蹄環對支點的作用力；G1.支點重力；M1.固定杠桿對支點的平衡力矩；L1.F1、F2到原點的距離；L2.F3、F4到原點的距離；G2.中拉桿重力的一半；G3.固定杠桿的重力；F5、F6.后制動梁對固定杠桿的支承反力；G4.游動杠桿的重力；G5.車體上拉桿重力的一半；F7、F8.前制動梁游動杠桿的支承反力。

表1 制動梁所受的主動力計算結果 N

1.2 緩解速度計算

車輛緩解瞬間并沒有主動緩解力促使閘瓦與車輪分離，主要依靠車輛運行時產生的振動，制動梁在重力作用下沿側架滑槽12°角向下移動直至輪瓦分離，最終實現車輛緩解。車輛制動時，基礎制動裝置杠桿與杠桿之間、杠桿與銷軸之間的空間位置及受力關系處于平衡狀態。制動力撤除的短時間內，基礎制動裝置的內力如果不能快速解除，會延長閘瓦脫離車輪的時間，導致閘瓦磨損增大。

為驗證轉向架制動杠桿折彎和取直對緩解速度的影響，本文進行了多體動力學仿真分析。圖2為轉K6型轉向架基礎制動裝置虛擬樣機模型。1位和2位轉向架的基礎制動裝置屬于對稱結構，因此只對2位轉向架進行了仿真分析，計算工況包括直線和R350 m、R600 m、R800 m、R1 000 m曲線。表2為轉K6型轉向架閘瓦脫離車輪時間仿真分析結果。由表2可知，制動力撤除的短時間內，采用直制動杠桿0.22 s 4個閘瓦就能與車輪脫離，而折彎制動杠桿需要1.35 s，可見，直制動杠桿對于提高緩解速度效果明顯，有利于改善閘瓦磨耗。

表2 轉K6型轉向架閘瓦脫離車輪時間仿真計算結果 s

圖2 轉K6型轉向架基礎制動裝置虛擬樣機模型

數值分析和仿真計算結果表明，折彎制動杠桿會增大制動梁橫移量，緩解速度慢，應研究取消杠桿折彎以改善輪瓦關系的轉向架新型基礎制動裝置方案。

2 設計結構

目前，國內外裝用中拉桿式基礎制動裝置的轉向架均采用折彎制動杠桿，沒有應用直制動杠桿的先例，而且我國車型多，運用工況復雜，這些因素都在一定程度上增加了直制動杠桿的設計難度。

經結構尺寸校核，采用直制動杠桿后，在極限工況下，上拉桿頭部與枕梁、上拉桿與固定杠桿支點座及支點、中拉桿與制動梁架均發生干涉。為解決這些技術難題，對我國各車型的上心盤和枕梁結構進行了對比分析，發現C80、C80B系列車型是上心盤鑄造一體結構，上拉桿頭部與枕梁間隙較通用車型小，難以滿足直制動杠桿的裝用要求，因此首先排除C80、C80B系列車型。為掌握車輛實際運用工況，本文梳理并分析了上百次動力學試驗結果，發現車輛實際運用過程中彈簧垂向動荷系數均在0.4以內，設計直制動杠桿可按照車輛實際運用工況執行。

根據車輛實際運用工況，對通用車型采用直制動杠桿方案進行了空間位置關系校核。結果表明，采用直固定杠桿(155 mm×310 mm)、直游動杠桿(188 mm×376 mm)、50°支柱、桿徑45 mm的中拉桿、中部凹槽加深加寬制動梁、優化結構固定杠桿支點座的基礎制動裝置能夠保證轉向架與車體連接關系、中拉桿與搖枕孔位置關系不變，上拉桿頭部與枕梁、上拉桿與固定杠桿支點座及支點、中拉桿與制動梁架間隙滿足運用要求，轉向架基礎制動裝置制動倍率仍為4。仿真分析及試驗結果表明，中拉桿強度和穩定性及各零部件的強度和疲勞性能均滿足要求。采用直制動杠桿基礎制動裝置，轉向架可減少5.66 kg質量，更好地滿足重載貨車輕量化要求，轉向架折彎制動杠桿和直制動杠桿方案見圖3。

圖3 轉向架折彎制動杠桿和直制動杠桿方案

3 試驗情況

為驗證空間位置校核的準確性，對轉K6型轉向架直制動杠桿方案進行了組裝試驗驗證。根據上拉桿頭部與枕梁間隙校核結果，通用車型中C70(E)型敞車該部位間隙最小，具有代表性，因此選用C70(E)型敞車作為試驗目標車。

3.1 轉向架緩解阻力試驗

對轉K6原型和裝用直制動杠桿基礎制動裝置方案分別進行了緩解阻力測試(圖4)，對比結果表明，采用直制動杠桿轉向架緩解阻力較原型降低了26.2%。

圖4 轉向架緩解阻力測試

3.2 關鍵部位間隙檢測

對C70型敞車進行了直線和曲線的空車新輪新瓦、重車0.4倍動荷系數無閘瓦工況試驗，并與C80B、C80E型敞車原型的試驗結果進行對比分析，C70、C80B、C80E型敞車的試驗邊界條件一致，試驗車輛及不同曲線半徑模擬工裝見圖5。試驗結果表明，直制動杠桿方案的轉K6型轉向架裝用于C70型敞車，關鍵部位間隙能夠滿足使用要求。

圖5 直線和曲線試驗現場

(1) 空車新輪新瓦緩解狀態中拉桿與搖枕孔橫向間隙最小為16 mm，能夠滿足使用要求。

(2) 通過采取中拉桿直徑由50 mm減小至45 mm、制動梁凹槽加寬并加深2 mm的改進措施，重車0.4倍動荷系數無閘瓦工況下，緩解狀態中拉桿與制動梁架在固定杠桿端(固定杠桿端中拉桿向外倒孔)垂向間隙最小為10 mm，與DZ1型轉向架相當，能夠滿足使用要求；制動狀態中拉桿與制動梁架在固定杠桿端(固定杠桿端中拉桿向外倒孔)垂向間隙最小為14 mm，與DZ1型轉向架相當，能夠滿足使用要求。

(3) 通過將固定杠桿支點座寬度減小，優化在搖枕上的組焊位置，車輛緩解和制動狀態上拉桿與固定杠桿支點座的橫向間隙與轉K6型轉向架原型(配C80B型敞車)相當。

(4) 通過優化固定杠桿支點座與鏈蹄環連接孔位置，車輛緩解和制動狀態上拉桿與支點的橫向間隙均比轉K6型轉向架原型(配C80B型敞車)大。

(5) 制動狀態車體上拉桿頭部與枕梁垂向間隙比轉K6型轉向架原型(配C80B型敞車)大。

3.3 裝用50 mm厚高摩合成閘瓦適應性試驗

采用φ840 mm、φ810 mm車輪，通過在既有45 mm厚高摩合成閘瓦上增加5 mm墊板模擬50 mm厚閘瓦。對不同輪徑下的制動缸活塞行程、閘調器初始伸長量、閘瓦托與交叉桿間隙、中拉桿與搖枕孔間隙進行了現場檢測。

閘瓦厚度由45 mm增加到50 mm，可通過調整閘調器初始伸長量或轉向架支點連接孔位置來適應游動杠桿連接孔位置的變化，上拉桿長度保持不變。為適應閘瓦厚度增加及游動杠桿連接孔位置變化，提出以下調整建議：閘調器初始伸長量為200～220 mm的車輛優先調整閘調器，閘調器初始伸長量為220～240 mm的車輛調整轉向架支點。

閘瓦厚度增加到50 mm后，新輪新瓦制動狀態下閘瓦托與交叉桿間隙理論值為52.7 mm，現場檢測間隙范圍為42～51 mm，分析應與零部件制造公差和組裝公差等因素有關。高摩合成閘瓦瓦鼻高度為(30±1)mm，由此判斷閘瓦托與交叉桿間隙能夠滿足50 mm厚度閘瓦裝用的要求。試驗過程中還對中拉桿與搖枕孔、橫跨梁間隙進行了檢測，檢測結果表明閘瓦厚度增加5 mm后對中拉桿與搖枕孔、橫跨梁間隙影響較小，均有較大安全裕量，能夠滿足50 mm厚度閘瓦裝用的要求。

3.4 制動試驗

對裝用直制動杠桿基礎制動裝置的C70型敞車進行了閘瓦壓力測試，結果表明：在直線和曲線上，空車新輪新瓦、重車0.4倍動荷系數無閘瓦工況，車輛制動工況閘瓦壓力均能滿足標準要求，車輛緩解工況閘瓦壓力均為零，說明杠桿無卡滯。

4 運用考驗情況

4.1 直制動杠桿裝用于DZ1型轉向架運用情況

自2014年6月，3 700輛裝用直制動杠桿基礎制動裝置的DZ1型轉向架在中國鐵路太原局集團有限公司管內進行運用考驗，運用考驗結果表明：DZ1型轉向架運用狀態良好、穩定，與既有C80型敞車和70 t級貨車相比，車輪踏面和輪緣磨耗明顯降低。

中車齊齊哈爾車輛有限公司(以下簡稱“齊車公司”)從2014年7月至2015年7月先后6次對C80E型敞車車輪磨耗情況進行調研，共調研390輛車、3 120片車輪。C80E型敞車運用20萬km車輪踏面垂直平均磨耗量1.16 mm，輪緣平均磨耗量0.50 mm，車輪輪緣和踏面的磨耗量均小于25 t軸重的C80/C80B型敞車，車輪運用磨耗后的對比檢測數據見表3、表4。2016年1月5日中國國家鐵路集團有限公司組織完成了DZ1型轉向架運用后的技術評審，并以科技裝函[2016]11號文件批復。截至目前已普遍運用60萬km以上，并完成2個段修，直制動杠桿基礎制動裝置應用情況良好，車輪磨耗輕微，車輪輪緣偏磨得到明顯改善。

表3 大秦線25 t、27 t軸重貨車車輪踏面垂直磨耗 mm

表4 大秦線25 t、27 t軸重貨車車輪輪緣磨耗 mm

4.2 直制動杠桿裝用于轉K6型轉向架運用情況

齊車公司于2017年2月分別赴南京東、太原北榆次站修車間對2016年7月出廠的5輛裝用原型折彎制動杠桿和4輛裝用直制動杠桿的NX70A型平車進行了分解檢測。

4.2.1 轉向架與車體、中拉桿與制動梁架間隙檢測

檢測結果表明,車輛運用過程中，上拉桿頭部與車體枕梁、上拉桿與固定杠桿支點座或支點、中拉桿與制動梁架均無接觸痕跡，無干涉。

4.2.2 緩解阻力及車輪磨耗檢測

車體與轉向架分離后，手動將游動杠桿推至制動位，然后采用拉力計沿車輛縱向勻速拉動游動杠桿直至有一塊閘瓦脫離車輪踏面，記錄拉力計讀數即為轉向架的緩解阻力。采用車輛車輪第4號檢查器檢測車輪圓周磨耗量，運用后的緩解阻力和車輪磨耗檢測數據見表5。檢測結果表明，采用直制動杠桿較原型折彎制動杠桿緩解阻力降低約30.37%，且閘瓦磨耗、車輪圓周磨耗速率得到改善。

表5 緩解阻力、車輪和閘瓦磨耗檢測結果

5 結束語

理論研究結果表明，轉向架直制動杠桿較既有折彎制動杠桿可改善制動梁橫移和輪瓦作用關系，提高車輛緩解速度；試驗及運用考驗結果表明，采用直制動杠桿基礎制動裝置，轉向架緩解阻力降低約30.37%，閘瓦和車輪圓周磨耗速率降低，輪緣偏磨問題得到明顯改善，后續應擴大裝車驗證范圍并追蹤調研。轉向架直制動杠桿基礎制動裝置技術有利于延長閘瓦使用壽命，減少閘瓦更換頻次，改善車輪磨耗，能夠更好地滿足三年貨運增量以及重載貨車技術發展的要求。