劉振明

（中國(guó)北車 齊齊哈爾軌道交通裝備有限責(zé)任公司 技術(shù)開發(fā)中心，黑龍江齊齊哈爾161002）

2006年以來(lái)，部分裝用轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)向架的車輛發(fā)生車輪踏面和輪緣磨耗不均現(xiàn)象，表現(xiàn)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(duì)轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)向架基礎(chǔ)制動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)和受力進(jìn)行了分析，并據(jù)此得出基礎(chǔ)制動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)對(duì)車輪磨耗的影響結(jié)果。

1 轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)向架基礎(chǔ)制動(dòng)裝置的結(jié)構(gòu)

轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)向架的基礎(chǔ)制動(dòng)裝置由制動(dòng)梁、固定和游動(dòng)杠桿、中拉桿、支點(diǎn)等組成。如圖1和圖2所示。

圖1 轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)向架

圖2 基礎(chǔ)制動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)

固定和游動(dòng)杠桿下段、固定杠桿上段、游動(dòng)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(chǔ)制動(dòng)裝置側(cè)視圖

2 基礎(chǔ)制動(dòng)裝置受力分析

分別對(duì)緩解和制動(dòng)狀態(tài)下基礎(chǔ)制動(dòng)裝置各部件進(jìn)行受力分析，然后根據(jù)制動(dòng)梁的受力情況分析閘瓦對(duì)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(tài)

2．1．1 固定杠桿端

（1）支點(diǎn)受力分析

支點(diǎn)的受力情況如圖4所示。

圖4 支點(diǎn)受力

圖5 固定杠桿受力

根據(jù)圖4可以列出如下等式：

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

根據(jù) 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(guān)，此處無(wú)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(nèi)的投影為垂向時(shí)進(jìn)行計(jì)算。固定杠桿的受力情況如圖5所示。

根據(jù)圖5可以列出如下等式：

式中F21為支點(diǎn)對(duì)固定杠桿沿50°方向的作用力，根據(jù)式（1），（2）求得，為22．42 N；F22為支點(diǎn)對(duì)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(dòng)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(dòng)梁對(duì)固定杠桿沿40°方向的支承反力；F42為制動(dòng)梁對(duì)固定杠桿沿垂直于40°方向的支承反力。

根據(jù)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(dòng)梁受力分析

固定杠桿端制動(dòng)梁受力情況如圖6所示。

圖6 固定杠桿端制動(dòng)梁受力

根據(jù)圖6可以列出制動(dòng)梁沿車輛橫向未被平衡的力為：

式中F41為固定杠桿對(duì)制動(dòng)梁沿50°方向的作用力，根據(jù)式（5），（6），（7）求得，F(xiàn)41＝192．6 N；F42為固定杠桿對(duì)制動(dòng)梁沿垂直50°方向的作用力，根據(jù)式（5），（6），（7）求得，F(xiàn)42＝81．8 N；F53為制動(dòng)梁沿車輛橫向未被平衡的力；根據(jù)式（8）可以解出F53＝61 N。

由以上分析可知，緩解狀態(tài)下，由于重力和基礎(chǔ)制動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)的原因，固定杠桿端制動(dòng)梁受到一個(gè)大小為61 N的橫向力，該力指向無(wú)支點(diǎn)座的一側(cè)。

2．1．2 游動(dòng)杠桿端

（1）游動(dòng)杠桿受力分析

游動(dòng)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(nèi)的投影為垂向時(shí)進(jìn)行計(jì)算。游動(dòng)杠桿的受力情況如圖7所示。

圖7 游動(dòng)杠桿受力

根據(jù)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(dòng)杠桿連接處的連接圓銷等）質(zhì)量的一半，為4．09 kg；G6為游動(dòng)杠桿重力（包括游動(dòng)杠桿與制動(dòng)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(dòng)杠桿連接處的圓銷等），為11．94 kg；F71為制動(dòng)梁對(duì)固定杠桿沿40°方向的支承反力；F72為制動(dòng)梁對(duì)固定杠桿沿垂直于40°方向的支承反力；M2為制動(dòng)梁支柱對(duì)游動(dòng)杠桿的力矩。

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

（2）游動(dòng)杠桿端制動(dòng)梁受力分析

游動(dòng)杠桿端制動(dòng)梁的受力分析如圖8所示。

根據(jù)圖8可以列出制動(dòng)梁沿車輛橫向未被平衡的力為：

式中G4為制動(dòng)梁的重力（包括閘瓦等），為64．36 kg；F71為固定杠桿對(duì)制動(dòng)梁沿53°方向的作用力，根據(jù)式（9），（10），（11）求得，F(xiàn)71＝237．9 N；F72為固定杠桿對(duì)制動(dòng)梁沿垂直53°方向的作用力，根據(jù)式（9），（10），（11）求得，F(xiàn)72＝199．6 N；F83為制動(dòng)梁沿車輛橫向未被平衡的力。

根據(jù)式（12）可以解出F83＝0 N；

由以上分析可知，緩解狀態(tài)下游動(dòng)杠桿端制動(dòng)梁不受橫向力。

2．2 制動(dòng)狀態(tài)

制動(dòng)狀態(tài)基礎(chǔ)制動(dòng)裝置的受力與車輛結(jié)構(gòu)有關(guān)，下面以C80型敞車為例，對(duì)制動(dòng)狀態(tài)時(shí)制動(dòng)梁的受力情況進(jìn)行分析。

由于C80型敞車車體拉條和轉(zhuǎn)K6轉(zhuǎn)向架中拉桿相對(duì)于車輛縱向垂直平面均是偏斜布置的，這使得兩端制動(dòng)梁的受力情況均發(fā)生改變。下面計(jì)算這兩者對(duì)制動(dòng)梁橫向受力的影響。C80型敞車的制動(dòng)拉條沿車輛縱向向有支點(diǎn)座側(cè)偏斜1．3°，導(dǎo)致車體拉條對(duì)游動(dòng)杠桿有一個(gè)橫向分力。轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)向架在C80型敞車上的組裝位置如圖9所示。

圖9 轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)向架在C80型敞車上的組裝位置

由于固定杠桿和游動(dòng)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(huì)導(dǎo)致制動(dòng)時(shí)存在橫向分力。經(jīng)計(jì)算，中拉桿兩端的工作銷孔（一端按內(nèi)孔，另一端按中孔）在水平平面內(nèi)的相對(duì)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(nèi)的相對(duì)垂向偏移量為21．9 mm，換算成中拉桿的角度為1．195°。

空車時(shí)制動(dòng)拉條的拉力為6 678 N，按角度計(jì)算得出車體拉條的橫向分力為151 N，指向有支點(diǎn)座一側(cè)。根據(jù)制動(dòng)拉條的拉力和杠桿長(zhǎng)度比例，計(jì)算得出中拉桿的壓力為6 678×450÷150＝20 033 N，每個(gè)閘瓦對(duì)車輪的縱向壓力為6 678 N，按角度計(jì)算得出中拉桿的橫向分力為673 N。結(jié)合前邊緩解狀態(tài)的計(jì)算情況，可得出空車制動(dòng)狀態(tài)固定杠桿端制動(dòng)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(wú)支點(diǎn)座的方向。

重車時(shí)車體拉條的拉力為19 540 N，按角度計(jì)算得出車體拉條的橫向分力為443 N，指向有支點(diǎn)座一側(cè)。根據(jù)車體拉條的拉力和杠桿長(zhǎng)度比例，計(jì)算得出中拉桿的壓力為19 540×450÷150＝58 620 N，每個(gè)閘瓦對(duì)車輪的縱向壓力為19 540 N，按角度計(jì)算得出中拉桿的橫向分力為1 971 N。結(jié)合前邊緩解狀態(tài)的計(jì)算情況，可得出重車制動(dòng)狀態(tài)固定杠桿端制動(dòng)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(wú)支點(diǎn)座的一側(cè)。

同理，可得出空車制動(dòng)狀態(tài)游動(dòng)端制動(dòng)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(diǎn)座的方向；重車制動(dòng)狀態(tài)游動(dòng)端制動(dòng)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(diǎn)座的一側(cè)。

2．3 緩解和制動(dòng)狀態(tài)制動(dòng)梁受力匯總

緩解和制動(dòng)狀態(tài)制動(dòng)梁受力計(jì)算結(jié)果匯總?cè)绫?所示。根據(jù)表1可知，緩解狀態(tài)固定杠桿端制動(dòng)梁受到橫向力作用，這個(gè)橫向力是使該制動(dòng)梁產(chǎn)生橫向偏移的原因。通過(guò)對(duì)其他各型轉(zhuǎn)向架的分析可知，中拉桿結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)向架此力均較大，而下拉桿結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)向架此力很小，不易使制動(dòng)梁產(chǎn)生橫向偏移。

表1 制動(dòng)梁所受的主動(dòng)力匯總 N

3 基礎(chǔ)制動(dòng)裝置對(duì)車輪磨耗的影響

3．1 車輪受力分析

當(dāng)制動(dòng)梁受到表1所示的制動(dòng)主動(dòng)力時(shí)，將產(chǎn)生車輪對(duì)其支承反力，因此制動(dòng)梁在水平面內(nèi)的受力情況如圖10所示。圖中F31、F32為車輪對(duì)制動(dòng)梁的垂直于踏面的支承力和輪對(duì)制動(dòng)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(dòng)梁靠近輪緣的一側(cè)車輪承擔(dān)），該力與制動(dòng)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(dòng)梁的力。

圖10 制動(dòng)梁在水平面內(nèi)的受力情況

圖11 制動(dòng)梁對(duì)車輪的作用力

根據(jù)圖10可以列出如下等式：

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

根據(jù)表1中的數(shù)據(jù)和式（13），（14），（15）可解出空、重車制動(dòng)狀態(tài)下制動(dòng)梁與車輪間的作用力，結(jié)果如表2所示。

由表2可見，空、重車制動(dòng)狀態(tài)下，同一輪對(duì)兩個(gè)車輪所受的制動(dòng)力略有不同，但差別很小，最大僅有0．36%。

表2 空、重車制動(dòng)狀態(tài)下車輪受閘瓦的作用力 N

3．2 支點(diǎn)座位置對(duì)制動(dòng)梁橫移的影響

3．2．1 采用舊型支點(diǎn)

圖12為轉(zhuǎn)K6轉(zhuǎn)向架制動(dòng)杠桿和支點(diǎn)座的相對(duì)位置。因?yàn)檗D(zhuǎn)K6轉(zhuǎn)向架空、重車時(shí)搖枕的高度差為43 mm，支點(diǎn)座固定在搖枕上，其高度隨搖枕變化，而制動(dòng)杠桿的高度不變，所以為了兼顧空、重車時(shí)制動(dòng)杠桿的受力，支點(diǎn)座的位置是按照空、重車時(shí)搖枕的平均高度設(shè)計(jì)的。在空車狀態(tài)下，支點(diǎn)座比理想位置高出22 mm，因此空車時(shí)支點(diǎn)座將帶動(dòng)支點(diǎn)和固定杠桿上升，固定杠桿推動(dòng)制動(dòng)梁向A向即無(wú)支點(diǎn)座方向移動(dòng)?？紤]到支點(diǎn)座、支點(diǎn)、固定杠桿、制動(dòng)梁以及制動(dòng)圓銷之間的間隙，經(jīng)過(guò)計(jì)算，當(dāng)制動(dòng)梁居中時(shí)，閘瓦與輪緣間的間隙為9．2 mm，空車時(shí)制動(dòng)梁最大移動(dòng)量為8．1 mm，此時(shí)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(shí)，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(zhuǎn)K6制動(dòng)杠桿和支點(diǎn)座位置

在重車狀態(tài)下，支點(diǎn)座比理想位置低21 mm，此時(shí)理論上固定杠桿將牽動(dòng)制動(dòng)梁向B向即有支點(diǎn)座方向移動(dòng)。但是，從空車到重車時(shí)，搖枕位置下降，由于基礎(chǔ)制動(dòng)裝置各處存在著摩擦，使固定杠桿支點(diǎn)對(duì)固定杠桿施加一個(gè)力矩M3，所以制動(dòng)梁向B向的移動(dòng)受到限制，移動(dòng)量較小或者不移動(dòng)。所以，實(shí)際的情況是空車時(shí)固定杠桿端制動(dòng)梁向無(wú)支點(diǎn)座方向橫移，重車時(shí)卻難以恢復(fù)。

力矩M3還使有支點(diǎn)座一側(cè)的制動(dòng)梁滑塊與側(cè)架滑槽下面的作用力F101大于對(duì)側(cè)的作用力F102，如圖12所示，則左側(cè)滑塊與滑槽的摩擦力也大于右側(cè)，導(dǎo)致緩解時(shí)有支點(diǎn)座一側(cè)的緩解阻力大于對(duì)側(cè)。

3．2．2 采用柔性支點(diǎn)

采用柔性支點(diǎn)后，如圖13所示，新增了鏈蹄環(huán)與圓銷、圓銷與支點(diǎn)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(diǎn)座若通過(guò)杠桿帶動(dòng)制動(dòng)梁橫移，必須要先消除這個(gè)新增的間隙，結(jié)果是空車時(shí)制動(dòng)梁最大橫移量將達(dá)不到8．1 mm，而是8．1－7＝1．1 mm，此時(shí)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(diǎn)后，空車狀態(tài)支點(diǎn)座不在理想位置這個(gè)因素對(duì)制動(dòng)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(tài)下，如圖12所示，固定杠桿支點(diǎn)也不會(huì)對(duì)固定杠桿施加力矩，或者僅施加很小的力矩，所以制動(dòng)梁也不會(huì)由于這個(gè)原因向B向移動(dòng)或移動(dòng)很小。所以說(shuō)，采用柔性支點(diǎn)后，基本可以消除由于支點(diǎn)座位置的原因?qū)е碌闹苿?dòng)梁橫移。

圖13 柔性支點(diǎn)結(jié)構(gòu)

3．3 制動(dòng)梁受力與橫移對(duì)車輪磨耗的影響

3．3．1 對(duì)車輪踏面圓周磨耗的影響

根據(jù)表2的中數(shù)據(jù)可知，同一輪對(duì)上兩車輪受到的制動(dòng)力基本相同，不受制動(dòng)梁橫移的影響，這表明車輪踏面圓周磨耗不均并非制動(dòng)力不均所導(dǎo)致。

制動(dòng)梁因受橫向力發(fā)生橫移后，一側(cè)閘瓦將靠近一側(cè)車輪輪緣，閘瓦與鋼軌對(duì)車輪的磨耗重疊區(qū)域?qū)⒋笥谡＼囕啠腋嗟靥幱跐L動(dòng)圓附近，如圖14所示，疊加的結(jié)果使得該位車輪的實(shí)測(cè)圓周磨耗量大于其他車輪。

圖14 制動(dòng)梁橫移后閘瓦與鋼軌對(duì)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(diǎn)座側(cè)，如圖15～圖18所示，根據(jù)上面的分析，此位車輪踏面圓周磨耗大于其他位車輪。實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)如圖19～圖22所示。

圖15 轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)向架在C80型敞車上的組裝位置

圖16 轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)向架在C70型敞車上的組裝位置

圖17 轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)向架在X2K型平車上的組裝位置

圖18 轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)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(duì)輪緣磨耗的影響

根據(jù)前邊的分析，參照表1和表2中的數(shù)據(jù)可知，由于緩解狀態(tài)固定杠桿端制動(dòng)梁會(huì)受到一個(gè)指向無(wú)支點(diǎn)座方向的力并向該方向偏移，制動(dòng)狀態(tài)該端的車輪也受到指向該方向的橫向力作用，因此導(dǎo)致閘瓦與一側(cè)車輪輪緣的接觸幾率增大、閘瓦對(duì)車輪存在著橫向作用力，致使該側(cè)車輪的輪緣磨耗較重，因此制動(dòng)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(diǎn)座側(cè)，如圖15～圖18所示，根據(jù)上面的分析，此位車輪踏面圓周磨耗大于其他位車輪。實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)如圖23～圖26所示。

圖20 206輛C70型敞車車輪踏面圓周月平均磨耗量

圖21 19輛X2K型集裝箱平車車輪踏面圓周月平均磨耗量

圖22 10輛KZ70型石渣漏斗車車輪踏面圓周月平均磨耗量

圖23 466輛C80型敞車車輪輪緣月平均磨耗量

3．4 制動(dòng)梁緩解阻力不同對(duì)車輪磨耗的影響

采用原型結(jié)構(gòu)支點(diǎn)的轉(zhuǎn)向架基礎(chǔ)制動(dòng)裝置中，重車狀態(tài)下由于圖12中力矩M3的作用，兩側(cè)架滑槽對(duì)制動(dòng)梁兩端滑塊的支承力并不相同，因此兩端的緩解阻力也不同。緩解阻力大的一側(cè)閘瓦與車輪的接觸幾率將大于對(duì)側(cè)，這是導(dǎo)致該位車輪磨耗偏大的原因之一。

圖24 206輛C70型敞車車輪輪緣月平均磨耗量

圖25 19輛X2K型集裝箱平車車輪輪緣月平均磨耗量

圖26 10輛KZ70型石渣漏斗車車輪輪緣月平均磨耗量

采用柔性支點(diǎn)的轉(zhuǎn)向架基礎(chǔ)制動(dòng)裝置中，重車狀態(tài)下由于總間隙的增大，圖12中的力矩M3將不復(fù)存在或者僅在公差向不利方向累積時(shí)才存在并且數(shù)值較小，因此兩側(cè)架滑槽對(duì)制動(dòng)梁兩端滑塊的支承力將不存在差異或僅有較小差異，兩端的緩解阻力基本相同或差異很小，兩側(cè)閘瓦與車輪的接觸幾率也基本一致。

以上結(jié)論已被緩解阻力試驗(yàn)結(jié)果所證明。根據(jù)試驗(yàn)結(jié)果，采用原型支點(diǎn)的轉(zhuǎn)向架基礎(chǔ)制動(dòng)裝置存在別勁現(xiàn)象，且固定端制動(dòng)梁有支點(diǎn)座一端的緩解阻力大于對(duì)側(cè)。采用柔性支點(diǎn)的基礎(chǔ)制動(dòng)裝置不存在別勁現(xiàn)象，緩解靈活，且制動(dòng)梁兩端的緩解阻力較為均勻。

4 結(jié)論和建議

綜合以上的分析結(jié)果，可以得出如下結(jié)論：

（1）采用中拉桿結(jié)構(gòu)基礎(chǔ)制動(dòng)裝置的轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)向架，其固定杠桿端制動(dòng)梁易產(chǎn)生橫向偏移和制動(dòng)梁兩端緩解阻力不同；

（2）固定杠桿端制動(dòng)梁橫向偏移和制動(dòng)梁兩端緩解阻力不同，是導(dǎo)致轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)向架固定杠桿端、有支點(diǎn)座側(cè)車輪踏面圓周磨耗和輪緣磨耗大于其他位的原因；

（3）轉(zhuǎn)向架采用柔性支點(diǎn)后，可基本消除轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)向架車輪踏面圓周磨耗和輪緣磨耗不均。

建議在轉(zhuǎn)向架的設(shè)計(jì)中，盡量采用下拉桿結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)制動(dòng)裝置；不得已采用中拉桿基礎(chǔ)制動(dòng)裝置時(shí)，應(yīng)增大機(jī)構(gòu)間隙，盡量減小制動(dòng)梁的橫向偏移和兩端緩解阻力不均。

［1］劉俊清，于科華．大秦線C80型敞車轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)向架車輪輪緣單側(cè)磨耗原因分析及改進(jìn)措施［J］．鐵道車輛，2006，44（11）：48－49．