羅漢江 李志強(qiáng) 吳暢 尹買云 李冬 張顯鋒

摘要：本文簡(jiǎn)述了評(píng)價(jià)鐵路貨車輪軌動(dòng)力作用的主要指標(biāo)，研究了配裝轉(zhuǎn)K7型、DZ3型轉(zhuǎn)向架時(shí)車輛輪軌動(dòng)低動(dòng)力作用情況。其次，闡述了配裝DZ3型轉(zhuǎn)向架車輛線路動(dòng)力學(xué)試驗(yàn)的部分輪軌動(dòng)力作用試驗(yàn)結(jié)果。結(jié)果表明，H.H.Jenkins簡(jiǎn)化模型、車輛-軌道耦合動(dòng)力學(xué)模型計(jì)算結(jié)果相近;車輛各輪軌低動(dòng)力作用指標(biāo)均與車輛運(yùn)行速度呈近線性、正比例關(guān)系;與25t軸重轉(zhuǎn)向架相比，在重載鐵路運(yùn)輸中DZ3型轉(zhuǎn)向架具有十分突出的優(yōu)勢(shì)。

關(guān)鍵詞：重載鐵路貨車;副構(gòu)架式徑向轉(zhuǎn)向架;輪軌動(dòng)力作用;25t軸重轉(zhuǎn)向架;DZ3型轉(zhuǎn)向架

中圖分類號(hào)：U270.3 ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?文章編號(hào)：1674-957X（2021）07-0001-04

0 ?引言

重載與高速是鐵路運(yùn)輸永恒不變的發(fā)展主題。2005年，在巴西舉行的國(guó)際重載協(xié)會(huì)（International Heavy Haul Association，簡(jiǎn)稱IHHA）的年會(huì)上對(duì)貨物列車重載運(yùn)輸?shù)母拍钪匦逻M(jìn)行了定義：①重載貨車牽引噸位大于或等于8000t;②軸重大于或等于27t;③在長(zhǎng)度大于或等于150km的鐵路區(qū)段上運(yùn)行，每年貨運(yùn)量大于或等于4000萬(wàn)t。滿足上述任意兩項(xiàng)，即可稱為重載運(yùn)輸。

截至目前，我國(guó)已有多條重載運(yùn)輸線路，如大秦鐵路、瓦日鐵路、浩吉鐵路等，其中大秦鐵路和瓦日鐵路則具有較為特殊的意義。大秦鐵路是我國(guó)第一條雙線電氣化重載單元列車運(yùn)輸專線，全長(zhǎng)653km，重載列車牽引重量至少可達(dá)2萬(wàn)t，2018年年貨運(yùn)量突破4.51億t，其主要運(yùn)用車輛為80t級(jí)專用敞車（配裝25t軸重轉(zhuǎn)向架）;瓦日鐵路則是我國(guó)第一條按照30t軸重標(biāo)準(zhǔn)建設(shè)的重載鐵路，全長(zhǎng)1260km，重載列車牽引重量可達(dá)1萬(wàn)t，年貨運(yùn)量可達(dá)2億t，主要運(yùn)用車輛為80t級(jí)通用敞車（配裝27t軸重轉(zhuǎn)向架）。重載運(yùn)輸中的鐵路貨車所采用的轉(zhuǎn)向架均具有低動(dòng)力、低磨耗、低阻力等特點(diǎn)，而副構(gòu)架式徑向轉(zhuǎn)向架是其中的典型代表之一。

國(guó)外研究表明，采用徑向轉(zhuǎn)向架可以有效降低輪軌動(dòng)作用力，延緩重載運(yùn)輸中輪軌損傷和磨耗，延長(zhǎng)輪軌的使用壽命。其中，可使輪軌橫向力降低10～30%，輪軌垂向力降低約3～5%[1];使輪對(duì)沖角降低60～80%，增加車輪壽命500%，增加鋼軌壽命25倍，減少車輛維修70%;曲線通過(guò)阻力僅為傳統(tǒng)三大件轉(zhuǎn)向架的30～50%，能耗可降低5%[2]。為進(jìn)一步分析徑向轉(zhuǎn)向架在重載運(yùn)輸中的突出特點(diǎn)，本文就國(guó)內(nèi)批量運(yùn)用的25t軸重轉(zhuǎn)K7型轉(zhuǎn)向架、27t軸重DZ3型轉(zhuǎn)向架（簡(jiǎn)稱“轉(zhuǎn)K7型轉(zhuǎn)向架、DZ3型轉(zhuǎn)向架”）時(shí)在低動(dòng)力作用等方面進(jìn)行了研究。

1 ?輪軌動(dòng)力作用指標(biāo)

考察鐵路貨車輪軌動(dòng)力作用的指標(biāo)有輪軌垂向高頻作用力P1（簡(jiǎn)稱“P1力”）和中低頻作用力P2（簡(jiǎn)稱“P2力”）、輪軌橫向力Q、車輛蛇行穩(wěn)定性（即蛇行運(yùn)行臨界速度Vcr）、輪軌沖角Ψ、脫軌系數(shù)Q/P（P為垂向作用力）、輪重減載率ΔP/P、輪軌磨耗功率Wt和輪軌磨耗指數(shù)Wi等。結(jié)合輪軌磨耗的不同部位、輪軌力實(shí)際作用位置、效果等因素，上述指標(biāo)可反映不同的磨耗狀態(tài)，有必要對(duì)其進(jìn)行進(jìn)一步論述。

1.1 P1力、P2力

輪軌間的相互作用力包括輪軌間靜態(tài)作用力和動(dòng)態(tài)作用力。研究表明，P1力和P2力是評(píng)價(jià)輪軌垂向動(dòng)作用力的重要指標(biāo)，對(duì)軌道設(shè)施損壞起重要作用，如圖1所示。

P1力是機(jī)車車輛簧下零部件與鋼軌間所產(chǎn)生的高頻振動(dòng)而引起的沖擊力，具有頻率高、衰減快的特點(diǎn)，一般頻率大于500Hz，其來(lái)不及向簧上及軌下傳遞，而直接作用于車輪和鋼軌本體上，是導(dǎo)致車輪扁疤、軌道破損、聯(lián)接螺栓孔裂紋及魚尾板折斷的主要原因。P2力是整個(gè)機(jī)車車輛系統(tǒng)與軌道系統(tǒng)受脈沖激勵(lì)而出現(xiàn)的中低頻響應(yīng)力，一般頻率在30～100Hz范圍內(nèi)，相比P1力，其頻率較低，能夠充分向軌道下部傳遞，對(duì)軌道表面狀態(tài)及軌下結(jié)構(gòu)起主要破壞作用。

1.2 輪軌橫向力Q、垂向作用力P

車輛在有隨機(jī)不平順的線路上運(yùn)行時(shí)，輪軌橫向作用力Q、輪軌垂向作用力P直接作用在車輪和鋼軌之間，是引起鋼軌變形、側(cè)翻、橫移、下沉和輪軌磨耗的主要因素。

1.3 輪軌沖角Ψ

輪軌沖角Ψ的大小，既反映車輪爬軌的可能性，又反映輪軌之間的磨耗（特別是車輪輪緣和鋼軌側(cè)面磨耗）傾向，也是反映輪軌相互作用的主要指標(biāo)。

1.4 輪軌磨耗功率Wt、磨耗指數(shù)Wi

輪軌間的磨耗功率Wt為輪軌間的蠕滑力與蠕滑率之間的乘積，其單位為kN·m/m，它反映出車輪踏面和鋼軌頂面的磨耗程度，磨耗功率越大，表明車輪踏面和鋼軌頂面的磨損越嚴(yán)重。

輪軌間的磨耗指數(shù)Wi為輪軌間的橫向力Q與輪軌沖角Ψ的乘積，其單位為kN·rad，它反映出車輪輪緣和鋼軌側(cè)面的磨耗程度，磨耗指數(shù)越大，表明車輪輪緣和鋼軌側(cè)面的磨損越嚴(yán)重。

2 ?仿真模型

為研究鐵路貨車輪軌動(dòng)力作用情況，常用H.H.Jenkins簡(jiǎn)化計(jì)算模型、車輛-軌道耦合動(dòng)力學(xué)模型、軌道低接頭模型及車輛橫向-垂向耦合動(dòng)力學(xué)模型。同時(shí)，在進(jìn)行P1力、P2力計(jì)算時(shí)，采用H.H.Jenkins簡(jiǎn)化計(jì)算模型、車輛-軌道耦合動(dòng)力學(xué)模型兩種模型，以比較兩種結(jié)果的差異性。而后的指標(biāo)則以車輛-軌道耦合動(dòng)力學(xué)模型進(jìn)行計(jì)算。采用軌道為60kg/m軌頭。

根據(jù)C80BF（配裝K7型轉(zhuǎn)向架，簡(jiǎn)稱C80BF）、C80EF（配裝DZ3型轉(zhuǎn)向架，簡(jiǎn)稱C80EF）車輛本身的典型結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，在建立車輛系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型時(shí)，忽略次要因素，并進(jìn)行了如下假定：①輪對(duì)、U形副構(gòu)架、側(cè)架、搖枕、車體及鋼軌視為剛體;②忽略連掛車輛間的相互作用力，僅考慮單輛車的勻速運(yùn)行工況。

在車輛動(dòng)力學(xué)建模過(guò)程中，針對(duì)各剛體、力元、連接元的位置及自身的各向自由度均按照實(shí)際車輛狀態(tài)進(jìn)行設(shè)置。80t級(jí)敞車在橫向、垂向系統(tǒng)共有55個(gè)獨(dú)立的自由度。計(jì)算中車輛的自由度如表1。

根據(jù)C80BF、C80EF的車輛結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，在對(duì)應(yīng)車輛動(dòng)力學(xué)模型中增加如下非線性因素：①輪軌接觸：在動(dòng)力學(xué)模型中，車輪踏面采用TB 449 《機(jī)車車輛車輪輪緣踏面外形》中的LM型車輪踏面，鋼軌型面采用GB 2585 《鐵路用熱軋鋼軌》中的75kg/m鋼軌。②輪軌蠕滑：在研究中先按Kalker小蠕滑線性理論確定蠕滑力，然后采用試探法將所得的蠕滑力修正為滿足要求的非線性值。③車輛懸掛系統(tǒng)：車輛懸掛裝置在工作狀態(tài)時(shí)，在垂向方向具有兩級(jí)剛度特性。在動(dòng)力學(xué)模型中，采用該懸掛裝置的兩級(jí)剛度懸掛特性曲線。

摩擦減振器摩擦力的大小與減振彈簧撓度有關(guān)，其方向隨側(cè)架、搖枕的相對(duì)運(yùn)動(dòng)速度方向的變化而變化。

在搖枕和車體之間存在回轉(zhuǎn)摩擦力矩（旁承摩擦力矩、心盤摩擦力矩），其大小、方向車輛空、重狀態(tài)及車體搖頭運(yùn)動(dòng)有關(guān)。

3 ?仿真結(jié)果

3.1 P1力和P2力

3.1.1 H.H.Jenkins簡(jiǎn)化模型

DZ3型轉(zhuǎn)向架、轉(zhuǎn)K7型轉(zhuǎn)向架重車工況在60～132km·h-1速度范圍內(nèi)，P1力、P2力的計(jì)算結(jié)果如圖2、圖3。

由圖2、圖3易知，在該模型下，P1力、P2力均與速度V近似呈線性、正比例關(guān)系;當(dāng)車輛運(yùn)行速度為120km·h-1時(shí)，DZ3型轉(zhuǎn)向架的P1力比轉(zhuǎn)K7型轉(zhuǎn)向架的P1力增加5.75%;當(dāng)車輛運(yùn)行速度為120km·h-1時(shí)，DZ3型轉(zhuǎn)向架的P2力比轉(zhuǎn)K7型轉(zhuǎn)向架的P2力增加5.12%。

3.1.2 車輛-軌道耦合動(dòng)力學(xué)模型

基于車輛-軌道耦合動(dòng)力學(xué)模型，DZ3型轉(zhuǎn)向架、轉(zhuǎn)K7型轉(zhuǎn)向架重車工況在60～132km·h-1速度范圍內(nèi)，P1力、P2力的計(jì)算結(jié)果如圖4、圖5。

由圖4、圖5易得，在該模型下，P1力、P2力均與速度V近似呈正比例關(guān)系;其次，當(dāng)車輛運(yùn)行速度為120km·h-1時(shí)，DZ3型轉(zhuǎn)向架的P1力比轉(zhuǎn)K7型轉(zhuǎn)向架的P1力增加5.72%;當(dāng)車輛運(yùn)行速度為120km·h-1時(shí)，DZ3型轉(zhuǎn)向架的P2力比轉(zhuǎn)K7型轉(zhuǎn)向架的P2力增加6.53%。

另外，對(duì)比H.H.Jenkins簡(jiǎn)化模型和車輛-軌道耦合動(dòng)力學(xué)模型計(jì)算結(jié)果后發(fā)現(xiàn)，兩種模型下，其結(jié)果誤差極小，即當(dāng)車輛運(yùn)行速度為120km·h-1時(shí)，P1力的誤差值為0.03%;當(dāng)車輛運(yùn)行速度為120km·h-1時(shí)，P2力的誤差值為-1.41%。這也說(shuō)明兩種模型可進(jìn)行相互驗(yàn)證。如下其余指標(biāo)將僅按照車輛-軌道耦合動(dòng)力學(xué)模型計(jì)算。

3.2 輪軌橫向力Q、垂向力P

在直線工況、美國(guó)Ⅴ級(jí)線路譜激擾下，基于車輛橫向—垂向耦合動(dòng)力學(xué)模型，DZ3型轉(zhuǎn)向架、轉(zhuǎn)K7型轉(zhuǎn)向架重車工況在60～132km·h-1速度范圍內(nèi)，輪軌橫向力Q、垂向力P的計(jì)算結(jié)果如圖6、圖7。

由圖6、圖7易知，車輛在直線線路運(yùn)行時(shí)，輪軌橫向力的大小與其運(yùn)行速度近似呈正比關(guān)系。當(dāng)運(yùn)行速度為120km·h-1時(shí)，DZ3型轉(zhuǎn)向架的輪軌橫向力Q比轉(zhuǎn)K7型轉(zhuǎn)向架的輪軌橫向力Q增加5.11%。其次，當(dāng)車輛運(yùn)行速度為120km·h-1時(shí)，DZ3型轉(zhuǎn)向架的輪軌垂向力P比轉(zhuǎn)K7型轉(zhuǎn)向架的輪軌垂向力P增加3.27%。

3.3 輪軌橫向力Q、垂向力P、輪對(duì)沖角Ψ、磨耗功率Wt和磨耗指數(shù)Wi

基于車輛橫向—垂向耦合動(dòng)力學(xué)模型，DZ3型轉(zhuǎn)向架、轉(zhuǎn)K7型轉(zhuǎn)向架重車工況通過(guò)下列曲線時(shí)：

①半徑R=300m、600m、800m，外軌超高h(yuǎn)=120mm、90mm、60mm，緩和曲線長(zhǎng)度均為L(zhǎng)S=75m，圓曲線長(zhǎng)度均為L(zhǎng)C=100m，最大欠超高均取70mm，運(yùn)行速度V=69.5km·h-1、90.2km·h-1、93.9km·h-1;②以45km·h-1通過(guò)12號(hào)道岔組成的過(guò)渡線。

其第一輪對(duì)（導(dǎo)向輪對(duì)）的相應(yīng)計(jì)算結(jié)果如表2～表6。

由表2～表6易知，DZ3型轉(zhuǎn)向架的輪軌橫向力Q比轉(zhuǎn)K7型轉(zhuǎn)向架約增加5.56～6.75%;輪軌垂向力P約增加2.13～3.11%;輪對(duì)沖角Ψ約增加2.35～8.85%;磨耗功率Wt約增加1.43～5.98%;磨耗指數(shù)Wi比約增加4.94～7.59%。

4 ?試驗(yàn)結(jié)果

2012年9月～2013年6月，鐵道部產(chǎn)品質(zhì)量監(jiān)督檢驗(yàn)中心車輛檢驗(yàn)站中國(guó)鐵道科學(xué)研究院對(duì)配裝DZ3型轉(zhuǎn)向架的80t級(jí)車車進(jìn)行了線路動(dòng)力學(xué)試驗(yàn)。試驗(yàn)結(jié)果表明：在110km·h-1試驗(yàn)速度范圍內(nèi)，車輛具有良好的動(dòng)力學(xué)性能，運(yùn)行平穩(wěn)性和安全性優(yōu)于比較車C70型敞車（配裝轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)向架）。車輛運(yùn)行穩(wěn)定性、運(yùn)行平穩(wěn)性均符合GB/T 5599-1985《鐵道車輛動(dòng)力學(xué)性能評(píng)定和試驗(yàn)鑒定規(guī)范》的要求。試驗(yàn)車輛及編組如圖8、圖9。

DZ3型轉(zhuǎn)向架線路動(dòng)力學(xué)試驗(yàn)輪軌動(dòng)力作用的部分結(jié)果如圖10。由此易知：①車輛以不同速度在直線上運(yùn)行時(shí)，DZ3型轉(zhuǎn)向架的空車輪軸橫向力最大值和平均值較比較車C70型通用敞車分別降低約13.97～51.04%、39.39～55.10%;重車上述指標(biāo)分別降低-13.26～22.42%、22.56～51.63%。直線運(yùn)行時(shí)，DZ3型轉(zhuǎn)向架降低輪軸橫向力效果明顯。②車輛以不同速度通過(guò)半徑R350m～R1200m曲線及12號(hào)道岔時(shí)，DZ3型轉(zhuǎn)向架的空車輪軸橫向力最大值和平均值較23t軸重的比較車C70型通用敞車分別降低約7.52～57.48%、-8.22～54.33%;重車上述指標(biāo)分別降低-23.74～41.23%、37.94～41.97%。除個(gè)別曲線工況外，DZ3型轉(zhuǎn)向架曲線輪軸橫向力比23t軸重的比較車C70型通用敞車還小。

5 ?結(jié)語(yǔ)

根據(jù)以上分析易得：①無(wú)論采用H.H.Jenkins簡(jiǎn)化模型，還是采用車輛-軌道耦合動(dòng)力學(xué)模型，其計(jì)算結(jié)果均較為接近，其最大誤差僅為-1.41%，可滿足工程研究之用。②DZ3型轉(zhuǎn)向架（使用軸重26.375t）的軸重增加5.5%、車輪直徑加大75mm，輪軸重量增加17.2%，轉(zhuǎn)向架軸距和所配裝的80t級(jí)車輛的定距較長(zhǎng)，故輪軌作用力有所增加;但從簧下重量增加幅度來(lái)講，其仍具有較低的輪軌動(dòng)力作用指標(biāo)。③DZ3型轉(zhuǎn)向架和轉(zhuǎn)K7型轉(zhuǎn)向架各低動(dòng)力作用指標(biāo)均與速度呈近線性、正比例關(guān)系。④和傳統(tǒng)三大件轉(zhuǎn)向架相比，DZ3型轉(zhuǎn)向架輪軸橫向力降低幅度明顯、且具有使輪軌橫向力均勻分配的特點(diǎn)，可有效降低輪軌偏磨、側(cè)磨，延長(zhǎng)其使用壽命。

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基金項(xiàng)目：四川省科技攻關(guān)計(jì)劃;項(xiàng)目號(hào)：2019JDRC0030;項(xiàng)目名稱：具有變摩擦功能的鐵路貨車控制型轉(zhuǎn)向架性能研究。

作者簡(jiǎn)介：羅漢江（1983-），男，甘肅蘭州人，學(xué)士，高級(jí)工程師，從事轉(zhuǎn)向架設(shè)計(jì)工作。