李特特，魏鴻亮，樸明偉+，杜 偉，3，李 華，徐世鋒

(1.大連交通大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院,遼寧 大連 116028；2.中車齊齊哈爾車輛有限責(zé)任公司，黑龍江 齊齊哈爾 161002;3.遼寧鐵道職業(yè)技術(shù)學(xué)院 鐵道車輛學(xué)院，遼寧 錦州 121000)

0 引言

空車回送低動(dòng)力作用是輕型鐵路貨運(yùn)車輛研制的主要技術(shù)難題之一，針對(duì)目前鐵路貨運(yùn)提速的特殊需求，快捷/高速貨運(yùn)轉(zhuǎn)向架有必要采用動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)和軟件分析方法，用輸入/相關(guān)激勵(lì)來把握正則/奇異攝動(dòng)相互轉(zhuǎn)變的辯證關(guān)系，從而使輕型鐵路貨運(yùn)車輛依據(jù)安全穩(wěn)定裕度的變化更好地遵循均勻、穩(wěn)定和快速磨耗規(guī)律，盡可能滿足空車回送低動(dòng)力作用的要求。

最近歐洲鐵路貨運(yùn)可持續(xù)發(fā)展項(xiàng)目公布了結(jié)論性研究報(bào)告[1]，正式確立了國(guó)際鐵路聯(lián)盟(International Union of Railways, UIC)提速貨運(yùn)轉(zhuǎn)向架的基準(zhǔn)模型，明確了需要解決的空車回送低動(dòng)力作用技術(shù)難題。在不采用抗蛇行減振器和空簧懸掛技術(shù)的前提下，歐洲鐵路進(jìn)行了輪對(duì)彈性定位約束方式、回轉(zhuǎn)阻力矩有效性和減振降噪3方面技術(shù)嘗試[2-4]。

鐵路貨運(yùn)提速需要研制一類輕型鐵路貨運(yùn)車輛，包括行包車、集裝箱平車、快運(yùn)棚車以及小汽車商品或冷鏈運(yùn)輸特種車輛，軸重為17 t～18 t。由于貨物容重比較低，輕型鐵路貨運(yùn)車輛具有特殊性，如空重比懸殊、車體重心高、車輛定距較長(zhǎng)等，特別是在車速的要求下，一般快捷/高速貨運(yùn)轉(zhuǎn)向架將踏面制動(dòng)(適用于≤140 km/h的車速)改用輪盤或輪邊制動(dòng)。當(dāng)空車為最小軸重時(shí)，如果安全穩(wěn)定裕度并不充裕，則很難滿足車輪防滑(Wheel Slip Protection，WSP)系統(tǒng)的小蠕滑條件[5]，使車輪踏面產(chǎn)生許多擦傷或擦痕，增強(qiáng)磨耗輪軌接觸的作用并產(chǎn)生輪軌噪聲。不僅如此，轉(zhuǎn)向架懸掛特性亦會(huì)因此發(fā)生非線性演變，增強(qiáng)了由走行部到車體的振動(dòng)傳遞率，使輕量化車體發(fā)生剛?cè)狁詈瞎舱瘛?/p>

針對(duì)既有鐵路三大干線或新建有砟鐵路的線路條件，我國(guó)鐵路貨運(yùn)提速也確立了快捷/高速貨運(yùn)轉(zhuǎn)向架的兩種基本模型[2]，從而更加接近客車轉(zhuǎn)向架25T的技術(shù)特征，其中構(gòu)架式轉(zhuǎn)向架和轉(zhuǎn)臂軸箱定位懸掛已經(jīng)逐漸形成共識(shí)，其輪對(duì)縱向/橫向定位剛度為15/6 MN/m。然而在轉(zhuǎn)向架對(duì)車體接口關(guān)系的處理上，形成了如下技術(shù)要素的不同組合方案：

(1)160 km/h有搖枕快捷貨運(yùn)轉(zhuǎn)向架原始設(shè)計(jì)保留了心盤旁承接口關(guān)系，以外置牽引桿、二系橡膠堆懸掛和心盤旁承構(gòu)成了搖枕復(fù)雜約束關(guān)系。

(2)250 km/h無搖枕高速貨運(yùn)轉(zhuǎn)向架設(shè)計(jì)以空簧懸掛構(gòu)成對(duì)車體的3/4點(diǎn)支承方式，并以抗蛇行減振器取代旁承摩擦，以期形成有效的回轉(zhuǎn)阻力矩。

(3)在上述兩個(gè)基本模型基礎(chǔ)上，在160 km/h快捷貨運(yùn)轉(zhuǎn)向架的改進(jìn)設(shè)計(jì)中進(jìn)一步提出如下3個(gè)預(yù)選方案：

1)有搖枕快捷貨運(yùn)轉(zhuǎn)向架預(yù)選方案Ⅰ，二系空心橡膠堆懸掛采用標(biāo)準(zhǔn)橫向跨距2.0 m形成對(duì)搖枕的彈性支承。

2)無搖枕快捷貨運(yùn)轉(zhuǎn)向架預(yù)選方案Ⅱ，二系空心橡膠堆懸掛采用標(biāo)準(zhǔn)橫向跨距2.0 m構(gòu)成轉(zhuǎn)向架對(duì)車體的全旁承支承接口關(guān)系。

3)無搖枕快捷貨車轉(zhuǎn)向架預(yù)選方案Ⅲ，二系空心橡膠堆懸掛的橫向跨距縮短至1.6 m，以便在順坡段通過時(shí)適度降低對(duì)車體的側(cè)扭力矩。

在160 km/h快捷貨運(yùn)轉(zhuǎn)向架原始設(shè)計(jì)的配置下，空載全側(cè)開快運(yùn)棚車剛?cè)狁詈戏抡媾c整車臺(tái)架振動(dòng)試驗(yàn)取得了一致的結(jié)論，即頂棚局部垂向耦合共振，因此剛?cè)狁詈戏抡嫜芯刻岢鋈缦陆ㄗh[6]：輕量化車體設(shè)計(jì)要合理權(quán)衡長(zhǎng)約24 m地板底架組合結(jié)構(gòu)的剛度不均勻性與細(xì)長(zhǎng)頂棚超靜定結(jié)構(gòu)的變形協(xié)調(diào)性，盡可能避免寬體鋁合金側(cè)門橫向耦合共振及其對(duì)塞拉鎖定穩(wěn)定性的影響。

在相關(guān)軟件分析綜合技術(shù)平臺(tái)的支撐下，快捷/高速貨運(yùn)轉(zhuǎn)向架動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)也要抓住輪軌接觸與轉(zhuǎn)向架懸掛兩大非線性影響因素，進(jìn)而改用油壓抗蛇行減振器，在最小軸重條件下以較充裕的安全穩(wěn)定裕度更好地解決造成有害磨耗的兩大技術(shù)問題，即輪對(duì)的自穩(wěn)定性和回轉(zhuǎn)阻力矩的有效性，盡快突破空車回送低動(dòng)力作用的關(guān)鍵技術(shù)，使輕型鐵路貨運(yùn)車輛更好地滿足鐵路貨運(yùn)提速的3大特殊需求，即提高額定載重量、提升貨物集散能力和擴(kuò)大中長(zhǎng)途運(yùn)輸收益。

在無/有搖枕兩種預(yù)選方案配置下，本文首先再次進(jìn)行快運(yùn)棚車剛?cè)狁詈戏抡婕拜p量化車體結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)與驗(yàn)證，進(jìn)一步確認(rèn)輕型鐵路貨運(yùn)車輛研制中存在的回轉(zhuǎn)阻力矩的有效性、垂向振動(dòng)傳遞率和有害磨耗3大技術(shù)問題；然后借鑒歐美鐵路的相關(guān)經(jīng)驗(yàn)，根據(jù)抗蛇行頻帶吸能機(jī)制制訂無搖枕轉(zhuǎn)向架理想配置方案，以較充裕的安全穩(wěn)定裕度破解空車回送動(dòng)力作用的技術(shù)難題；最后深入研討單牽引桿裝置和二系空心橡膠堆懸掛對(duì)振動(dòng)磨耗造成的影響，明確無搖枕預(yù)選方案Ⅱ的改進(jìn)設(shè)計(jì)方向。

本文研究試圖完成如下3點(diǎn)創(chuàng)新工作：①以整車穩(wěn)定性態(tài)分析圖引領(lǐng)轉(zhuǎn)向架參數(shù)優(yōu)配，更好地處理轉(zhuǎn)向架對(duì)車體的復(fù)雜接口關(guān)系，以較充裕的安全穩(wěn)定裕度滿足WSP系統(tǒng)的小蠕滑條件；②合理制訂柔性車體對(duì)整車MBS(multi-body system)的接口處理對(duì)策，以復(fù)雜約束及其內(nèi)力的精準(zhǔn)分析確保模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)(Modal Stress Recovery，MSR)的正確性，進(jìn)而準(zhǔn)確研判危險(xiǎn)區(qū)域或焊縫；③以輪軌橫向動(dòng)態(tài)制衡關(guān)系把握正則/奇異攝動(dòng)相互轉(zhuǎn)變的辯證關(guān)系，依據(jù)安全穩(wěn)定裕度變化更好地遵循均勻、穩(wěn)定和快速磨耗規(guī)律，從而在合理科學(xué)的修程修制下提升極限與構(gòu)造速度。

1 快運(yùn)棚車改進(jìn)設(shè)計(jì)及剛?cè)狁詈戏抡?/h2>

在前期臺(tái)架振動(dòng)試驗(yàn)對(duì)比工作的基礎(chǔ)上，本章以快運(yùn)棚車的改進(jìn)設(shè)計(jì)為目標(biāo)，再次進(jìn)行整備車輛剛?cè)狁詈戏抡娣治?；然后根?jù)局部高應(yīng)力及其對(duì)結(jié)構(gòu)疲勞損傷的評(píng)估，利用結(jié)構(gòu)優(yōu)化完善局部剛度補(bǔ)強(qiáng)設(shè)計(jì)；最后以新型集裝箱長(zhǎng)平車剛?cè)狁詈戏抡娴目芍貜?fù)性，進(jìn)一步確認(rèn)所需要解決的3大關(guān)鍵技術(shù)問題，確?；剞D(zhuǎn)阻力矩的有效性，降低垂向振動(dòng)傳遞率，并盡可能避免有害磨耗。

1.1 剛?cè)狁詈戏抡婺Ｐ涂甲C及其主要技術(shù)特點(diǎn)

在160 km/h快捷貨運(yùn)轉(zhuǎn)向架原始設(shè)計(jì)的配置下，根據(jù)如圖1a所示的拓?fù)潢P(guān)系圖，前期研究建立了如圖1b所示的轉(zhuǎn)向架模板模型，進(jìn)而構(gòu)建了如圖1c所示的空車與重車組裝模型，其具有如下特點(diǎn)：①全柔性耦合車體模型，包括4組對(duì)開側(cè)門和塞拉鎖定約束；②在重車工況下考慮了貨物集成箱對(duì)地板形成的阻尼約束效應(yīng)。

在車鉤縱向模擬約束下，對(duì)整車臺(tái)架振動(dòng)試驗(yàn)施加車輪激擾輸入并測(cè)得車體振動(dòng)響應(yīng)。在相關(guān)模態(tài)測(cè)試對(duì)比的基礎(chǔ)上，整備車輛剛?cè)狁詈戏抡孢M(jìn)一步對(duì)如下技術(shù)問題進(jìn)行了深入研究：

(1)走行部與車體垂向耦合機(jī)制 考慮到外置牽引桿約束的影響，轉(zhuǎn)向架構(gòu)架點(diǎn)頭模態(tài)頻率較高，如同向點(diǎn)頭模態(tài)頻率約為8.67 Hz，其與地板底架1階垂彎模態(tài)頻率(8.50 Hz)而非頂棚的基頻模態(tài)頻率接近，據(jù)此剛?cè)狁詈戏抡媾c臺(tái)架試驗(yàn)兩者均可以確認(rèn)發(fā)生了頂棚局部垂向耦合共振。

(2)回轉(zhuǎn)阻力矩的有效性 當(dāng)輪對(duì)縱向/橫向定位剛度增強(qiáng)到15/6 MN/m時(shí)，動(dòng)態(tài)仿真分析表明，如果λe=0.20，則不穩(wěn)定蛇行振蕩頻率將提高到7.0 Hz～ 8.0 Hz，存在旁承摩擦形成的回轉(zhuǎn)阻力矩不能有效抑制蛇行振蕩的問題。

160 km/h快捷貨運(yùn)轉(zhuǎn)向架的原始設(shè)計(jì)采用如圖1b所示的外置牽引桿，試圖利用左右兩側(cè)牽引桿的反對(duì)稱布置平衡旁承摩擦形成的回轉(zhuǎn)阻力矩，使搖枕復(fù)雜約束力系穩(wěn)定。然而轉(zhuǎn)向架與車體的復(fù)雜接口關(guān)系會(huì)引發(fā)上述兩個(gè)技術(shù)問題，具體而言，與Y37吊擺搖枕的情況類似，在搖枕彈性支承下，原始設(shè)計(jì)亦存在旁承摩擦不穩(wěn)定的問題，而外置牽引桿增強(qiáng)了對(duì)轉(zhuǎn)向架構(gòu)架點(diǎn)頭的約束剛度，在走行部與車體之間形成垂向耦合關(guān)系。

Y37是Y25構(gòu)架式貨運(yùn)轉(zhuǎn)向架的一種改進(jìn)設(shè)計(jì)，其改用吊桿下擺搖枕，并用橡膠滾子雙作用旁承取代彈簧旁承。因?yàn)檩S箱懸掛與利諾爾干摩擦減振形成高速磨損，利諾爾拉桿對(duì)輪對(duì)縱向定位剛度的貢獻(xiàn)不斷降低，安全穩(wěn)定裕度變得越來越不充裕，所以Y37的吊擺搖枕進(jìn)一步暴露了旁承摩擦不穩(wěn)定問題，目前被強(qiáng)制停用。

由此可見，旁承摩擦形成的回轉(zhuǎn)阻力矩只能有效抑制1.0 Hz～2.0 Hz頻率較低的不穩(wěn)定蛇行振蕩。若將軸箱轉(zhuǎn)臂定位方式作為提速貨運(yùn)轉(zhuǎn)向架客車化的一個(gè)主要技術(shù)特征，則需利用油壓抗蛇行減振器形成能夠有效抑制蛇行的回轉(zhuǎn)阻力矩，無搖枕預(yù)選方案Ⅱ/Ⅲ就采用了這一方式。

1.2 面向局部剛度補(bǔ)強(qiáng)的結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

快運(yùn)棚車輕量化設(shè)計(jì)部分采納合理權(quán)衡剛度不均勻性與變形協(xié)調(diào)性的建議：①頂棚增設(shè)中央縱梁，以提高其基振模態(tài)頻率；②采用前后端部地板底架增強(qiáng)其兩側(cè)邊梁的支承剛度；③寬體鋁合金側(cè)門改用塞拉鎖定的增強(qiáng)約束方案，并增設(shè)了壓扣/插板。

將德國(guó)高干擾譜作為軌道不平順激擾輸入，既有鐵路三大干線提速160 km/h的剛?cè)狁詈戏抡娣治鲈u(píng)估表明，頂棚出現(xiàn)了1階橫彎模態(tài)自激振動(dòng)，導(dǎo)致較嚴(yán)重的變形協(xié)調(diào)問題。具體為，中間拱形撐柱(簡(jiǎn)稱中柱)的根部形成了局部高應(yīng)力，其屬于脈沖載荷類型，最大應(yīng)力循環(huán)幅值約為170 MPa；同時(shí)在頂棚和端墻轉(zhuǎn)角處也形成了次高應(yīng)力區(qū)域，其屬于交變載荷類型。

輕量化車體優(yōu)化設(shè)計(jì)在完善局部剛度補(bǔ)強(qiáng)后，最大應(yīng)力循環(huán)載荷幅值由170 MPa降低為82 MPa，應(yīng)力的發(fā)生部位也由中柱根部的主筋板轉(zhuǎn)移到中柱兩側(cè)立柱人孔周邊轉(zhuǎn)角處。上述評(píng)估結(jié)論在如下前提下得出：

(1)采用內(nèi)置式剛度補(bǔ)強(qiáng)結(jié)構(gòu)的巧妙設(shè)計(jì)降低中柱根部的局部高應(yīng)力，使局部高應(yīng)力蛻變到并不重要的兩側(cè)立柱人孔周邊位置。

(2)考慮到空車自重23 t的限制，僅利用骨架優(yōu)化設(shè)計(jì)增強(qiáng)端墻與頂棚/地板轉(zhuǎn)角的聯(lián)接剛度，仍然無端墻撐柱。

(3)考慮到上述局部剛度補(bǔ)強(qiáng)，如果頂棚增設(shè)中央縱梁，則總質(zhì)量將增大，地板底架的1階垂彎模態(tài)頻率略有降低，由8.50 Hz降低為7.20 Hz。

(4)相對(duì)既有鐵路三大干線試用譜，德國(guó)高干擾譜(ORE B176)更適用于車速≤200 km/h的有砟鐵路線路。

(5)與整車臺(tái)架振動(dòng)試驗(yàn)相比，不斷對(duì)整備車輛剛?cè)狁詈戏抡婺Ｐ瓦M(jìn)行精細(xì)化處理，例如對(duì)子結(jié)構(gòu)交界面處理的完善與優(yōu)化，盡可能改進(jìn)寬體鋁合金側(cè)門上下邊的變形協(xié)調(diào)性，從而更加全面而有效地驗(yàn)證了結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)的效果。

由于前位與后位轉(zhuǎn)向架的空間限制，地板底架組合結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)很難進(jìn)一步提高其1階垂彎模態(tài)頻率?？紤]到斜板車輪只能采用輪盤制動(dòng)，將轉(zhuǎn)向架軸距增大到2.3 m，前后端部與中間部之間出現(xiàn)剛度不均勻問題。另外，考慮到偏平牽引梁的扭轉(zhuǎn)剛度不足，鉤緩箱的自由/固定交界面約束亦會(huì)對(duì)前后端部扭曲模態(tài)頻率產(chǎn)生影響，約為17/20 Hz。

1.3 磨耗輪軌接觸的動(dòng)力作用及輸入激勵(lì)的影響

如圖2a和圖2b所示，在有搖枕預(yù)選方案Ⅰ的配置下，搖枕兼作搖臺(tái)形成牽引桿內(nèi)置的設(shè)計(jì)形式，在搖枕與轉(zhuǎn)向架構(gòu)架之間增設(shè)前后橡膠堆來平衡旁承摩擦形成的回轉(zhuǎn)阻力矩。因此，搖枕復(fù)雜約束包括單牽引桿裝置、二系空心橡膠堆懸掛和心盤旁承，其仍然存在動(dòng)態(tài)不穩(wěn)定的問題。

如圖2c和圖2d所示，假如貨物裝載形成微小的橫向偏載e，考慮轉(zhuǎn)向架兩級(jí)懸掛的特殊性(即K2>>K1)，左側(cè)與右側(cè)軸箱鋼簧懸掛靜撓度產(chǎn)生的變化不一致(即δL<δR)，轉(zhuǎn)向架構(gòu)架將相應(yīng)地發(fā)生橫向傾擺。在重載車體高重心及其下滑分力的影響下，由于Kx,y<

相應(yīng)地，旁承摩擦形成的回轉(zhuǎn)阻力矩出現(xiàn)異常，不能有效抑制不穩(wěn)定蛇行振蕩，使前導(dǎo)與跟隨輪對(duì)形成偏磨，并造成較嚴(yán)重的車輪輪緣根部與虛輪緣磨耗，使鋼軌走行光帶變得更寬展。隨著磨耗輪軌接觸的動(dòng)力作用越來越大，其對(duì)輕量化車體振動(dòng)的負(fù)面影響越發(fā)嚴(yán)重。

1.4 單牽引桿鉸接動(dòng)荷及相關(guān)激勵(lì)的影響

無搖枕預(yù)選方案Ⅱ用油壓抗蛇行減振器取代旁承摩擦，由于二系空心橡膠堆的力學(xué)特性(如圖2c)，輕量化車體的1階垂彎模態(tài)被激發(fā)振動(dòng)。

由于前位轉(zhuǎn)向架與車體之間對(duì)中性能的動(dòng)態(tài)制衡關(guān)系(如圖3和圖4)，前位/后位牽引桿鉸接點(diǎn)分別產(chǎn)生橫向/縱向動(dòng)荷效應(yīng)，并構(gòu)成相關(guān)激勵(lì)，增大了由走行部到車體的振動(dòng)傳遞率，在車體1/4或3/4處的側(cè)門下邊滾輪支座形成局部高應(yīng)力，如圖5a所示。滾輪跳動(dòng)形成脈沖載荷，最大應(yīng)力循環(huán)幅值約為93 MPa(端門)和130 MPa(中間門)，如果排除滾輪跳動(dòng)和應(yīng)力集中效應(yīng)兩個(gè)因素(如圖5b)，則最大應(yīng)力循環(huán)幅值降低為30 MPa左右。

側(cè)門豎平面大部發(fā)生橫向耦合共振，如圖5c所示，其諧振頻率接近“水蛇腰”模態(tài)頻率。在塞拉鎖定原始/增強(qiáng)設(shè)計(jì)兩種不同約束下，寬體鋁合金側(cè)門的橫向耦合共振特征并未發(fā)生根本改變。然而，隨著車速降低到100 km/h～120 km/h以下，上述橫向耦合共振特征逐漸消除，這與原始設(shè)計(jì)樣車臺(tái)架振動(dòng)試驗(yàn)的情況基本吻合。

由于貨物集成箱對(duì)地板的阻尼約束作用，在重載狀態(tài)下，地板底架的1階垂彎模態(tài)并未被激發(fā)而產(chǎn)生振動(dòng)。由于二系空心橡膠堆的力學(xué)性質(zhì)不穩(wěn)定，重車車體點(diǎn)頭會(huì)偏向左側(cè)或右側(cè)，迫使前位與后位單牽引桿因強(qiáng)烈的橫向動(dòng)荷效應(yīng)而形成相應(yīng)的激勵(lì)，其諧振頻率分別為3.8 Hz，4.0 Hz。結(jié)果前/后端墻頂部出現(xiàn)異常振動(dòng)，車軸橫向力增大，輪軌磨耗加劇。

考慮全旁承橡膠堆支承及其對(duì)車體側(cè)扭剛度的貢獻(xiàn)，當(dāng)正線順坡段通過時(shí)，順坡率應(yīng)≤2‰，輪重減載率和車輪脫軌系數(shù)的最大值接近或超過安全閾值。

如果將兩側(cè)空心橡膠堆的橫向跨距縮短到1.6 m，則可改善無搖枕預(yù)選方案(Ⅲ)順坡段通過的性能，但是轉(zhuǎn)向架懸掛的非線性及其對(duì)輕量化車體剛?cè)狁詈险駝?dòng)的負(fù)面影響不會(huì)因此而發(fā)生任何改變。

綜上所述，目前二系空心橡膠堆懸掛的技術(shù)條件并不成熟，其不穩(wěn)定的力學(xué)性質(zhì)是造成振動(dòng)磨耗的主要原因。特別在歐洲鐵路，曾有因二系空心橡膠堆懸掛而發(fā)生脫軌傾覆事故的案例。

1.5 主要技術(shù)問題及其可重復(fù)性

在無搖枕預(yù)選方案Ⅱ的配置下，改換新型集裝箱長(zhǎng)平車，車輛定距為20.6 m，亦可證明，回轉(zhuǎn)阻力矩的有效性、垂向振動(dòng)傳遞率和有害磨耗3大技術(shù)問題具有可重復(fù)性(另文闡述)，其嚴(yán)重影響到“魚刺梁”車體的服役壽命。

由此可見，在國(guó)家重大研發(fā)計(jì)劃項(xiàng)目層面，本文研究成果為剛?cè)狁詈戏抡娣治龅囊粋€(gè)成功案例，其可以避免新型車輛研發(fā)投資損失，包括改進(jìn)樣機(jī)制造和相關(guān)試驗(yàn)的成本，粗略統(tǒng)計(jì)超500萬(wàn)元。

2 歐洲既有鐵路貨運(yùn)提速及其共性技術(shù)問題

就歐洲既有鐵路貨運(yùn)提速而言，目前有輕型鐵路貨運(yùn)車輛和高速貨運(yùn)動(dòng)車組兩種研發(fā)類型，兩者均存在空車回送低動(dòng)力作用的共性技術(shù)問題。相對(duì)高速貨運(yùn)動(dòng)車組，德國(guó)DB鐵路公司更加青睞于輕型鐵路貨運(yùn)車輛，如基于DRRS25 DL轉(zhuǎn)向架配置的集裝箱平車。

根據(jù)UIC基準(zhǔn)模型[1]，DRRS25 DL采用雙層橡膠圈軸箱懸掛定位方式巧妙地實(shí)現(xiàn)了空車/重車輪對(duì)定位約束剛度的自主轉(zhuǎn)變，使其從0.25 MN/m提高到0.75 MN/m，曾經(jīng)成功應(yīng)用于車速為65 km/h、軸重為35 t[3]的低速重載。由于空重比懸殊，如軸重比23/4.69≈4.9倍，空車實(shí)現(xiàn)最高車速為150 km/h的技術(shù)條件十分苛刻，其不能滿足WSP系統(tǒng)的小蠕滑條件，難以兼顧操縱穩(wěn)定性。例如，擦輪或擦傷導(dǎo)致磨耗輪軌接觸的動(dòng)力作用增強(qiáng)，使橡膠軸箱懸掛和干摩擦減振系統(tǒng)產(chǎn)生相位滯后的非線性影響，如振動(dòng)噪聲。由于嚴(yán)格限制ICE城際快鐵的夜間貨運(yùn)噪聲，德國(guó)DB鐵路公司不得不將其降速至140 km/h[7]，例如改用Y25構(gòu)架式轉(zhuǎn)向架配置，通過鉸接集裝箱平車縮短車輛定距來改善橫向穩(wěn)定性能，但是軸重利用率較低。

歐洲鐵路采用英國(guó)TF25 SA技術(shù)研制了新型(鉸接)2軸車，可以以160 km/h的速度持續(xù)運(yùn)行，并以輪盤制動(dòng)取代踏面制動(dòng)，廣泛應(yīng)用于行包車、小汽車商品或冷鏈運(yùn)輸特種車，其關(guān)鍵技術(shù)在于利用外置牽引桿適度增強(qiáng)輪對(duì)的縱向定位剛度，消除了車體上擺與輪對(duì)橫移模態(tài)之間的牽連運(yùn)動(dòng)關(guān)系。雖然采用鉸接式2軸車來縮短車輛定距，可以降低車輪沖角并改善對(duì)軌道線路的適應(yīng)性，但是這種TF25 SA技術(shù)具有局限性，需要采用主動(dòng)差速控制技術(shù)進(jìn)一步提高臨界速度。

有學(xué)者提出LEILA新型提速貨運(yùn)轉(zhuǎn)向架設(shè)計(jì)，用彈性交叉桿裝置增強(qiáng)前導(dǎo)與跟隨輪對(duì)之間的剪切/彎曲剛度，并試圖以心盤膠墊降低垂向振動(dòng)傳遞率，但是制造工藝難以突破。4L或EURO等新型轉(zhuǎn)向架構(gòu)架設(shè)計(jì)更具想象力，其采用彈性結(jié)構(gòu)或碳纖維復(fù)合結(jié)構(gòu)來實(shí)現(xiàn)空車/重車的輪對(duì)定位約束剛度和轉(zhuǎn)向架構(gòu)架懸掛的雙重轉(zhuǎn)變，然而在現(xiàn)有技術(shù)條件下尚不具可行性。

值得注意的是，因?yàn)橛?guó)TF25構(gòu)架式貨運(yùn)轉(zhuǎn)向架無抗蛇行減振器，仍然保留踏面制動(dòng)形式，并用減磨硬質(zhì)合金降低表面粗糙度(亦稱研磨子技術(shù))，所以被迫降速至140 km/h。然而，在盡可能降低車體重心的要求下，原意大利Fiat公司設(shè)計(jì)的LHGVL型轉(zhuǎn)向架亦采用類似的二系簡(jiǎn)單懸掛，使設(shè)計(jì)車速達(dá)到160 km/h，因此改用輪盤制動(dòng)形式，成功地為穿越英吉利海峽隧道的汽車提供了平均時(shí)速為140 km/h的穿梭運(yùn)輸服務(wù)[2]。

由此可見，類似于TF25構(gòu)架式貨運(yùn)轉(zhuǎn)向架，無搖枕預(yù)選方案Ⅱ采用單牽引桿裝置和二系空心橡膠堆懸掛構(gòu)成轉(zhuǎn)向架對(duì)車體的簡(jiǎn)單接口關(guān)系，若憑借較充裕的安全穩(wěn)定裕度能夠處理好上述3大技術(shù)問題，如同LHGVL型轉(zhuǎn)向架，輕型鐵路貨運(yùn)車輛則可滿足空車回送低動(dòng)力作用的要求。為此，排除不利因素影響，本研究試圖制訂無搖枕轉(zhuǎn)向架的理想配置方案，率先探索破解空車回送低動(dòng)力作用技術(shù)難題的可行途徑。

3 安全穩(wěn)定裕度及相關(guān)概念

在空車最小軸重條件下，所研制的輕型鐵路貨運(yùn)車輛必須形成較充裕的安全穩(wěn)定裕度，切實(shí)解決好輪對(duì)自穩(wěn)定性與回轉(zhuǎn)阻力矩有效性兩大技術(shù)問題，才能盡可能避免有害磨耗，進(jìn)而破解空車回送低動(dòng)力作用的技術(shù)難題。

3.1 轉(zhuǎn)向架搖頭相位穩(wěn)定裕度

安全穩(wěn)定裕度指轉(zhuǎn)向架搖頭的適度相位穩(wěn)定裕度，其在輪對(duì)鏇修周期內(nèi)可以確保提速軌道車輛安全穩(wěn)定地運(yùn)行。然而，轉(zhuǎn)向架搖頭的相位滯后過小或過大，會(huì)分別因輪對(duì)的自穩(wěn)定性或回轉(zhuǎn)阻力矩的有效性而對(duì)車輪踏面造成有害磨耗。

轉(zhuǎn)向架搖頭相位穩(wěn)定裕度有輪對(duì)定位約束剛度和實(shí)際軸重兩個(gè)影響因素。轉(zhuǎn)向架蛇行運(yùn)動(dòng)是由其橫移和搖頭構(gòu)成的復(fù)合運(yùn)動(dòng)形式，通常轉(zhuǎn)向架搖頭運(yùn)動(dòng)具有相對(duì)橫移的相位滯后，即跟隨輪對(duì)的車軸橫向力稍大于前導(dǎo)輪對(duì)，簡(jiǎn)稱為轉(zhuǎn)向架搖頭相位穩(wěn)定裕度。由于轉(zhuǎn)向架與車體的接口比較復(fù)雜，整車穩(wěn)定性態(tài)通常不會(huì)形成簡(jiǎn)單的車體/轉(zhuǎn)向架不穩(wěn)定問題，因此“裕度”并非“余量”。

3.2 空車最小軸重條件

在現(xiàn)有技術(shù)條件下，空車最小軸重條件是能夠確保空車回送輪軌接觸安全的最小軸重，如平車回送和壓艙物。在特定的轉(zhuǎn)向架對(duì)車體的接口關(guān)系下可以證明，隨著實(shí)際軸重的不斷降低，前導(dǎo)與跟隨輪對(duì)的車軸橫向力開始彼此接近，轉(zhuǎn)向架構(gòu)架的橫向振動(dòng)增強(qiáng)，需要形成二系橫向懸掛來衰減車體的橫向振動(dòng)。如果進(jìn)一步降低實(shí)際軸重，則前導(dǎo)輪對(duì)的車軸橫向力將大于跟隨輪對(duì)，即轉(zhuǎn)向架搖頭相位超前，輪重減載率或車輪脫軌系數(shù)的最大值將接近或超過安全閾值。

3.3 大阻尼抑制蛇行機(jī)制及其技術(shù)局限性

根據(jù)等效阻尼的定義，傳統(tǒng)的油壓抗蛇行減振器具有與旁承摩擦類似的大阻尼特性，其可以有效抑制頻率較低(如1.0 Hz～2.0 Hz)的蛇行振蕩，簡(jiǎn)稱大阻尼抑制蛇行機(jī)制。若輪對(duì)的縱向/橫向定位剛度為15/6 MN/m，λe=0.20，則不穩(wěn)定蛇行振蕩頻率加快，約為7.0 Hz～8.0 Hz，上述大阻尼抑制蛇行機(jī)制暴露出的技術(shù)局限性主要表現(xiàn)如下：

(1)由于轉(zhuǎn)向架搖頭相位滯后的非線性影響，稍有磨耗穩(wěn)定裕度就迅速降低，即具有輪軌磨耗敏感性，λe≤λemax。根據(jù)UIC518或EN14363的規(guī)定，當(dāng)車速提升至280 km/h及以上運(yùn)行時(shí)，實(shí)際等效錐度λe≤0.15。

(2)若λe>0.15，則跟隨輪對(duì)的車軸橫向力增大，從而打破輪軌的橫向動(dòng)態(tài)制衡關(guān)系[8-9]，使縱向力偶交替變化，加劇了踏面的縱向磨耗，車輪快速形成下凹型踏面磨耗特征，這種現(xiàn)象稱為輪對(duì)自穩(wěn)定問題。為了確保輪對(duì)自穩(wěn)定性，瑞典鐵路SJ3000擺式轉(zhuǎn)向架將軸箱懸掛減振器傾斜45°，以衰減轉(zhuǎn)向架構(gòu)架的橫向振動(dòng)。

(3)如果抗蛇行阻尼更大，例如日本新干線轉(zhuǎn)向架，其抗蛇行線性阻尼的標(biāo)定值為2 450 kN·s/m×2(每架2個(gè))，這使輪軌對(duì)中很難及時(shí)恢復(fù)，可能出現(xiàn)輪對(duì)偏磨現(xiàn)象。不僅如此，不落輪鏇次數(shù)過多會(huì)造成輪對(duì)動(dòng)平衡問題，使正則攝動(dòng)轉(zhuǎn)變?yōu)槠娈悢z動(dòng)問題。以相應(yīng)的磨耗輪軌接觸動(dòng)力作用作為輸入激勵(lì)，將會(huì)迫使轉(zhuǎn)向架懸掛特性發(fā)生非線性演變，例如在較高頻率激擾下，日系空簧的熱力學(xué)非線性使其懸掛動(dòng)態(tài)剛度變硬，從走行部到車體的垂向振動(dòng)傳遞率增強(qiáng)，車體因其1階垂彎模態(tài)被激發(fā)而產(chǎn)生振動(dòng)。單牽引桿裝置的縱向牽引剛度較雙牽引桿裝置低很多，兩者的每架牽引剛度分別為7.5 MN/m，50 MN/m。因此，以單牽引桿的鉸接縱向動(dòng)荷為激勵(lì)，前位與后位轉(zhuǎn)向架進(jìn)行縱向的相向運(yùn)動(dòng)，與車體垂彎之間形成耦合振動(dòng)，這一模態(tài)簡(jiǎn)稱縱向與垂向耦合模態(tài)。如果這一耦合模態(tài)被激發(fā)振動(dòng)，則整備車體將演變?yōu)榇瓜騽側(cè)狁詈瞎舱?，其中牽引變流器吊掛模態(tài)頻率最低，極易發(fā)生模態(tài)共振而造成安裝吊架開裂。

4 抗蛇行(寬)頻帶吸能機(jī)制

就新型抗蛇行減振器而言，低頻結(jié)構(gòu)阻尼與高頻阻抗作用是影響抗蛇行動(dòng)態(tài)特性的兩個(gè)重要因素。與傳統(tǒng)的油壓抗蛇行減振器相比，新型抗蛇行減振器有單/雙循環(huán)兩種工作原理，前者偏重于低頻結(jié)構(gòu)阻尼，后者偏重于高頻阻抗作用。布魯尼認(rèn)為[10]抗蛇行準(zhǔn)靜態(tài)特性，即由示功圖(或稱滯回曲線)繪制的阻尼特征曲線，尚未計(jì)入激擾頻率對(duì)動(dòng)態(tài)特性的影響，因此不足以描述裝車特性。

與雙作用油缸類似，基于雙循環(huán)的抗蛇行減振器具有較高的液壓剛度。通過對(duì)抗蛇行臺(tái)架的動(dòng)態(tài)測(cè)試數(shù)據(jù)進(jìn)行分析表明，在微小的位移攝動(dòng)條件下，如位移幅值A(chǔ)≤1 mm，抗蛇行動(dòng)態(tài)特性具有Maxwell模型的可回歸性，其可以等效為彈簧K0和阻尼C0的串聯(lián)單元，且具有如下動(dòng)態(tài)特性：

相位滯后

Φ=atan(X′/X)；

(1)

動(dòng)態(tài)剛度

(2)

動(dòng)態(tài)阻尼

(3)

式中：τ為松弛時(shí)間，τ=C0/K0；X為蓄能剛度，X′為耗散剛度，有

(4)

(5)

耗散剛度X′具有極值特征，其在中心頻率f0=1/τ(圓頻率)處有極大值K0/2，此即為頻帶吸能特性。

與Kelven模型相比，Maxwell模型具有不同的動(dòng)態(tài)剛度變化規(guī)律。具體地，隨著激擾頻率的加快，相位滯后由-90°降低為0°，相應(yīng)的動(dòng)態(tài)阻尼Cd由C0逐漸衰減至0，動(dòng)態(tài)剛度Kd則由0逐漸增大并趨于K0。然而在串聯(lián)單元中，彈簧剛度K0與等效阻尼C0恒定不變，激擾低于固有頻率，動(dòng)態(tài)剛度趨于K0，若高于固有頻率，則等效阻尼C0形成相位滯后，動(dòng)態(tài)剛度將迅速衰減。

由此可見，轉(zhuǎn)向架與車體的接口包括牽引桿裝置、抗蛇行減振器、二系垂向/橫向懸掛、橫向/垂向減振器和抗側(cè)滾扭桿裝置，其動(dòng)態(tài)特性均會(huì)因車速提升或線路工況而改變。

基于單循環(huán)的抗蛇行減振器通過控制方向閥使介質(zhì)流經(jīng)阻尼閥的方向不變，因此抗蛇行阻尼特性具有十分理想的壓縮和反彈對(duì)稱性，且線性阻尼值可調(diào)節(jié)。因?yàn)榘踩y的壓力閾值和液壓剛度均較低，所以液壓剛度與端節(jié)點(diǎn)橡膠的徑向剛度無關(guān)。

在較低頻率激擾下，單循環(huán)抗蛇行減振器的相位滯后較Maxwell模型的要大一些，形成了較大的低頻結(jié)構(gòu)阻尼，有益于提高轉(zhuǎn)向架搖頭的相位穩(wěn)定裕度。即利用較低的液壓剛度，單循環(huán)抗蛇行減振器亦可在中心頻率為f0的較低頻段上形成頻帶吸能機(jī)制，從而克服大阻尼抑制蛇行機(jī)制的局限性。若調(diào)大線性阻尼值，則可在較低頻段上使轉(zhuǎn)向架搖頭相位穩(wěn)定裕度更加充裕。

如果激擾頻率過高，則基于單循環(huán)的抗蛇行減振器會(huì)發(fā)生漏油。為了預(yù)防氣泡阻塞，通常在輔助腔內(nèi)放置若干個(gè)自膨脹袋。如果圓曲線半徑較小或過渡曲線長(zhǎng)度較短，則在車速為300 km/h及以上運(yùn)行才會(huì)出現(xiàn)輕微的漏油現(xiàn)象。

相對(duì)而言，由于形成高頻阻抗作用，基于雙循環(huán)的抗蛇行減振器可以有效消除轉(zhuǎn)向架搖頭相位滯后的非線性影響，降低跟隨輪對(duì)的車軸橫向力。若采用基于單/雙循環(huán)的抗蛇行并聯(lián)配置，則可形成抗蛇行寬頻帶吸能機(jī)制，從而更好地指導(dǎo)(超)高速轉(zhuǎn)向架參數(shù)優(yōu)配。

5 凹坑有害磨耗及其反饋負(fù)面影響

三大件貨運(yùn)轉(zhuǎn)向架存在的菱形變位和承載鞍間隙誤差使車輪踏面形成了凹坑有害磨耗，導(dǎo)致輪對(duì)滾徑差(Rolling Radius Difference，RRD)產(chǎn)生負(fù)斜率變化。實(shí)際上，諸如轉(zhuǎn)K6等三大件貨運(yùn)轉(zhuǎn)向架的改進(jìn)設(shè)計(jì)采用彈性交叉桿裝置增強(qiáng)抗菱剛度，改用八字形橡膠墊來消除輪對(duì)定位誤差，長(zhǎng)期運(yùn)維的效果表明，凹坑有害磨耗與輪軌并不具有明顯的相關(guān)性。

就高速輪軌的運(yùn)維實(shí)踐而言，凹坑有害磨耗指車輪踏面中央形成的局部下凹型磨耗。跟蹤測(cè)試數(shù)據(jù)分析表明，隨著運(yùn)行里程的增加，輪對(duì)滾徑差RRD具有非線性突變和漸變兩種不同的演變過程。前者屬于輪對(duì)自穩(wěn)定問題，不足5×104km即可形成踏面接觸光帶；后者與回轉(zhuǎn)阻力矩的有效性相互關(guān)聯(lián)，逐漸形成踏面接觸光帶，因此輪對(duì)鏇修周期取決于軌道線路服役的技術(shù)條件，如山區(qū)線路、明線與暗線交錯(cuò)。

5.1 高速晃車現(xiàn)象

回轉(zhuǎn)阻力矩有效性問題亦是造成德國(guó)ICE3系列轉(zhuǎn)向架原型設(shè)計(jì)技術(shù)缺陷的主要原因[11]，其與新型抗蛇行減振器并無任何關(guān)聯(lián)。在輪對(duì)強(qiáng)剛性定位約束下，縱向/橫向定位剛度為120/12.5 MN/m，車體搖頭大阻尼特征迫使后位轉(zhuǎn)向架搖頭相位穩(wěn)定裕度降低，進(jìn)而與車體側(cè)滾模態(tài)構(gòu)成一次蛇行，其對(duì)輪軌匹配條件具有制約性，即λe≥λemin。

與ETR系列擺式列車相比，ICE3有特殊的軌道線路條件。不合理的輪軌匹配條件導(dǎo)致滾動(dòng)接觸疲勞(Rolling Contact Fatigue，RCF)失效，如名義等效錐度λeN=0.166，其使鋼軌在軌距角一側(cè)產(chǎn)生一系列如同細(xì)絲般的傾斜裂紋。為此，德國(guó)DB鐵路公司不得不對(duì)ICE快鐵(鋼軌E2的軌底坡為1∶40)進(jìn)行鋼軌打磨修型，但是誤差控制得十分嚴(yán)格，要求λe=0.10～0.13，λemax=0.15[12]，使300 km/h等級(jí)鐵路專線形成客運(yùn)或?qū)＼噷＞€運(yùn)營(yíng)方式，其他線路或夜間貨運(yùn)，或客貨混運(yùn)。相對(duì)而言，ETR600的軌道線路條件為：鋼軌E1的軌底坡1∶20，λe≤0.05。其中輪對(duì)重力剛度形成的恢復(fù)力是維系轉(zhuǎn)向架橫向穩(wěn)定的主要因素。

然而客運(yùn)或?qū)＼噷＞€并非保障高鐵運(yùn)用安全穩(wěn)定的充要條件，在特定的(非)結(jié)構(gòu)攝動(dòng)影響下(如高速道岔通過、鋼軌打磨誤差或側(cè)風(fēng)對(duì)車體擾動(dòng)等)，ICE3的一次蛇行轉(zhuǎn)變?yōu)槎紊咝胁⑺查g發(fā)生高速晃車。

5.2 凹坑有害磨耗

根據(jù)輪軌橫向動(dòng)態(tài)制衡關(guān)系可以證明，高速晃車加劇了車輪踏面橫向磨耗的不均勻性，由于直線運(yùn)行或大半徑曲線通過所占的比例較高，車輪踏面逐漸形成凹坑有害磨耗。

就ICE3原型設(shè)計(jì)而言，形成凹坑磨耗有輪軌匹配條件制約和高速晃車兩個(gè)主要因素，輪對(duì)滾徑差和輪軌干/濕摩擦是決定其演變程度的次要因素。當(dāng)λe≤0.10時(shí)，一次蛇行轉(zhuǎn)變?yōu)槎紊咝小Ｈ缟纤?，ICE城際快鐵不得不進(jìn)行鋼軌打磨修型處理，其對(duì)誤差的控制十分苛刻。不僅如此，當(dāng)受到橫風(fēng)、側(cè)風(fēng)和尾流擾動(dòng)時(shí)，會(huì)因一次蛇行而增強(qiáng)流固耦合效應(yīng)，使車體瞬間發(fā)生側(cè)滾晃動(dòng)。高速晃車現(xiàn)象會(huì)對(duì)車輪自旋蠕滑產(chǎn)生負(fù)面的反饋影響。

與常規(guī)鐵路貨運(yùn)車輛不同，形成高速輪軌有害磨耗的原因在于轉(zhuǎn)向架和車體的接口比較復(fù)雜，例如抗側(cè)滾扭桿或單牽引桿裝置運(yùn)用不當(dāng)，在這兩種情況下，車輪自旋蠕滑和力偶對(duì)輪軌表面的磨耗功(或稱磨耗指數(shù)、滾動(dòng)阻力)均會(huì)產(chǎn)生波動(dòng)影響。

鑒于實(shí)際的磨耗輪軌接觸動(dòng)力作用及其所造成的負(fù)面影響，目前有3種處理凹坑有害磨耗的觀點(diǎn)：

(1)在通過小半徑曲線時(shí)，虛輪緣大小與牽引阻力相互關(guān)聯(lián)，通常車輪踏面的最大凹陷深度控制在5 mm～6 mm以下。

(2)鐵路貨運(yùn)提速到90 km/h～100 km/h以上后，輪軌滾動(dòng)接觸點(diǎn)發(fā)生跳動(dòng)，RCF失效，為此建議[13-14]最大凹陷深度達(dá)到2 mm～3 mm時(shí)，應(yīng)該盡快對(duì)輪對(duì)進(jìn)行鏇修。

(3)高速鐵路運(yùn)維實(shí)踐表明，當(dāng)最大凹陷深度達(dá)到0.3 mm～0.5 mm時(shí)，輪軌滾動(dòng)接觸點(diǎn)跳動(dòng)，并造成踏面中央集中磨耗，鋼軌走行則形成寬光帶。

5.3 主要反饋的負(fù)面影響

由于實(shí)際輪軌接觸偏離了(近)線性關(guān)系，接觸點(diǎn)跳動(dòng)導(dǎo)致磨耗輪軌產(chǎn)生不良接觸，造成車輪踏面中央集中磨耗，鋼軌走行光帶變寬，而且其動(dòng)力作用會(huì)逐漸加劇，不可能形成2點(diǎn)接觸過渡的緩沖作用。根據(jù)閉環(huán)系統(tǒng)的觀點(diǎn)，高速輪軌有害磨耗的主要反饋存在如下負(fù)面影響：

(1)逐漸增強(qiáng)的磨耗輪軌接觸動(dòng)力作用導(dǎo)致鋼軌發(fā)生局部橫向耦合共振，有害磨耗與轉(zhuǎn)向架的關(guān)鍵部件失效具有相關(guān)性，如軸箱端蓋脫落、齒輪箱殼體振裂或齒形聯(lián)軸器燒毀。

(2)轉(zhuǎn)向架懸掛特性會(huì)因此產(chǎn)生非線性演變，進(jìn)而引起整備車輛發(fā)生剛?cè)狁詈瞎舱瘢鐮恳兞髌鳈M向竄動(dòng)導(dǎo)致抖車現(xiàn)象，因此其橫移模態(tài)頻率不得低于12 Hz。

(3)輪軌滾動(dòng)接觸點(diǎn)跳動(dòng)導(dǎo)致車輪自旋蠕滑的奇異性，造成輪軌滾動(dòng)接觸磨耗不均勻[15-16]，由于鋼軌波浪形磨耗與車輪多邊形磨耗的形成機(jī)理具有相似性與伴生性，其影響會(huì)在整個(gè)鐵路網(wǎng)內(nèi)不斷擴(kuò)大。

6 準(zhǔn)靜態(tài)攝動(dòng)仿真及其分析技術(shù)的缺陷

目前，某些流行分析軟件采用準(zhǔn)靜態(tài)攝動(dòng)仿真分析方法(如圖6)，但是必須滿足如下3個(gè)前提條件：

(1)只有在小蠕滑或無自旋假設(shè)成立的前提下，約束內(nèi)力連續(xù)光滑變化，提速軌道車輛系統(tǒng)才可降階至SI2 DAEs(穩(wěn)定的2階微分代數(shù)方程)。

(2)忽略車輪自旋蠕滑及其力偶波動(dòng)的影響，輪軌表面磨耗功僅由縱向和橫向兩部分組成，輪軌接觸趨于(近)線性關(guān)系。

(3)提速軌道車輛系統(tǒng)必須滿足運(yùn)動(dòng)一致性或模型有效性，并回歸至漸進(jìn)穩(wěn)定意義下的正則攝動(dòng)問題。

如果一個(gè)非線性系統(tǒng)S(ε)中包含有一個(gè)難以精確確定或作緩慢變化的參數(shù)ε，則令ε=0，使系統(tǒng)S(ε)退化為S(0)，進(jìn)而將S(ε)看作為S(0)受到攝動(dòng)(ε≠0)而形成的受擾系統(tǒng)。因此攝動(dòng)方法是將問題簡(jiǎn)化為求解在S(0)基礎(chǔ)上找出非線性系統(tǒng)S(ε)的運(yùn)動(dòng)表達(dá)式，且有正則與奇異兩類攝動(dòng)問題。如式(6)所示，正則攝動(dòng)必須滿足運(yùn)動(dòng)一致性或模型有效性條件，而奇異攝動(dòng)則有多解或分叉現(xiàn)象，不滿足上述條件。

(6)

由于凹坑有害磨耗，實(shí)際輪軌接觸會(huì)逐漸偏離(近)線性關(guān)系。如果假設(shè)為小蠕滑或無自旋，并認(rèn)為小幅蛇行安全論仍然成立，則準(zhǔn)靜態(tài)攝動(dòng)仿真存在如下問題：①混淆正則/奇異攝動(dòng)問題；②形成非線性系統(tǒng)穩(wěn)定性的悖論；③徹底喪失了剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)的非線性屬性。

7 把握正則/奇異攝動(dòng)相互轉(zhuǎn)變的辯證關(guān)系

采用整車穩(wěn)定性態(tài)分析圖引領(lǐng)轉(zhuǎn)向架參數(shù)優(yōu)配，以解決造成有害磨耗的輪對(duì)自穩(wěn)定性和回轉(zhuǎn)阻力矩有效性問題，進(jìn)而利用安全穩(wěn)定裕度變化來更好地遵循均勻、穩(wěn)定及快速磨耗演變規(guī)律。如第1章所述，合理制訂柔性車體對(duì)軌道車輛MBS的接口處理對(duì)策，在更大的頻響范圍內(nèi)控制輪軌接觸與轉(zhuǎn)向架懸掛兩大非線性影響因素。進(jìn)而以輸入/相關(guān)激勵(lì)把握正則/奇異攝動(dòng)相互轉(zhuǎn)變的辯證關(guān)系，在相應(yīng)的管理體制下回歸到轉(zhuǎn)向架標(biāo)稱模型，即漸進(jìn)穩(wěn)定意義下的正則攝動(dòng)問題，在合理科學(xué)的修程修制下提升極限與構(gòu)造速度。

7.1 正則/奇異攝動(dòng)的相互轉(zhuǎn)變

在一般非線性系統(tǒng)中，正則和奇異攝動(dòng)既對(duì)立又統(tǒng)一，兩者的相互轉(zhuǎn)變主要取決于安全穩(wěn)定裕度，例如鎖鐵接觸摩擦的(不)穩(wěn)定性取決于銷軸接觸摩擦角的大小。

為了防止側(cè)門下邊形成縫隙造成散料灑落，敞車增設(shè)了鎖鐵摩擦鎖定機(jī)構(gòu)。根據(jù)復(fù)雜約束及其拓?fù)潢P(guān)系(如圖7)，采用點(diǎn)—面或點(diǎn)—線接觸摩擦單元構(gòu)建鎖鐵及其復(fù)雜約束的隔離體模型，并用連續(xù)摩擦模型計(jì)入干摩擦非線性的影響。

在門栓未插好的情況下，假設(shè)車門對(duì)鎖鐵施加2 kN水平壓力?？紤]鎖鐵自重，在鎖鐵質(zhì)心處將車體橫向和垂向加速度的時(shí)域樣本作為激擾輸入來模擬慣性力作用，其中橫向加速度的均方差值(RMS)2.2σ=1.17 m/s2，最大值MAX=2.05 m/s2，垂向加速度的均方差值(RMS)2.2σ=1.09 m/s2，最大值MAX=1.67 m/s2。對(duì)鎖鐵的原始設(shè)計(jì)和改進(jìn)設(shè)計(jì)(如圖8)進(jìn)行動(dòng)態(tài)仿真分析表明：①當(dāng)銷軸和滑槽之間的接觸角由原始的θ=15°降低為θ=4°時(shí)，其向上的垂向分力顯著降低；②相應(yīng)的接觸摩擦角獲得了更加充裕的穩(wěn)定裕度，不再發(fā)生鎖鐵向上蠕動(dòng)或爬行，甚至跳動(dòng)翻轉(zhuǎn)的問題。由此可見，根據(jù)達(dá)朗貝爾原理，復(fù)雜約束構(gòu)成的動(dòng)態(tài)力系及其攝動(dòng)穩(wěn)定是系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)研究的基本問題。

需要注意的是，根據(jù)UIC518/EN14363規(guī)定，車體或轉(zhuǎn)向架構(gòu)架加速度采用10 Hz低通濾波，得到采樣間隔為2 m的等效值，然后按概率為95%的一般事件原則給出均方差(RMS)2.2σ和最大值MAX。但是舒適性評(píng)估Wz或Nvm采用的車體加速度是經(jīng)過40 Hz低通濾波后，按照加權(quán)函數(shù)給出的評(píng)估值，其中橫向與垂向加權(quán)函數(shù)根據(jù)人體生理或心理對(duì)橫向或垂向加速度的敏感程度制定。類似地，車軸橫向力或輪軌橫向力也用采樣間隔為2 m的等效值進(jìn)行評(píng)估，但是采用20 Hz低通濾波處理，并按照概率為99.85%的大概率事件原則給出均方差(RMS)3σ和最大值MAX。實(shí)際上，如果測(cè)試數(shù)據(jù)符合正態(tài)分布規(guī)律，則2.2σ對(duì)應(yīng)的概率為94.44%，3σ對(duì)應(yīng)的概率為99.46%。

7.2 新型2軸車與單輪對(duì)自穩(wěn)定性

2軸車是歐洲鐵路的傳統(tǒng)貨車車型，單輪對(duì)與車體之間采用類似于貨運(yùn)汽車的板簧懸掛，因此單輪對(duì)的自穩(wěn)定性成為制約其提速的主要因素之一。歐洲鐵路采用英國(guó)的TF25 SA技術(shù)(如圖9a)研制了新型2軸車，如行包車、小汽車商品或冷鏈運(yùn)輸特種車等，持續(xù)車速為160 km/h，且改用輪盤制動(dòng)。

如圖9b所示，TF25 SA的核心技術(shù)在于如何利用外置牽引桿適度增強(qiáng)輪對(duì)縱向定位剛度，以保證單輪對(duì)的自穩(wěn)定性。例如輪對(duì)縱向定位剛度為15 MN/m，輪對(duì)橫移模態(tài)趨于自穩(wěn)定振動(dòng)狀態(tài)，車體上擺模態(tài)趨于自激振動(dòng)狀態(tài)，兩者形成牽連運(yùn)動(dòng)關(guān)系，將發(fā)生晃車現(xiàn)象，車輪踏面會(huì)產(chǎn)生擦輪或擦傷斑痕，從而降低表面粗糙度。適度提高輪對(duì)的縱向定位剛度能夠降低輪對(duì)的橫移模態(tài)頻率，從而解除上述牽連運(yùn)動(dòng)關(guān)系，保證160 km/h運(yùn)行的橫向穩(wěn)定性，因此改用輪盤制動(dòng)并滿足車輪WSP系統(tǒng)的小蠕滑條件。

如圖9b所示，隨著輪對(duì)縱向定位剛度的增大，輪對(duì)橫移模態(tài)頻率降低，輪對(duì)搖頭相位滯后減小，因此輪對(duì)橫移模態(tài)的失穩(wěn)車速(或臨界速度)逐步降低。不難看出，新型2軸車主要有如下缺陷：

(1)曲線通過性能較差 目前采用鉸接2軸車形式權(quán)衡每延米載重與額定軸重兩個(gè)技術(shù)指標(biāo)，然而沖角較大仍然是制約曲線通過能力的主要因素?；趩屋唽?duì)的鉸接式擺式列車，如Talgo高速列車，因軸距較長(zhǎng)、車輪沖角較大，曾經(jīng)在曲線通過時(shí)發(fā)生脫軌事故。

(2)在改善橫向穩(wěn)定性方面存在難以解決的技術(shù)難題 為了提高臨界速度，有學(xué)者提出單輪對(duì)差速主動(dòng)控制技術(shù)，試圖借此提升低地板城軌車輛的設(shè)計(jì)速度，然而與德國(guó)宇航中心的新一代高速列車NGT類似，該技術(shù)很難保障軌道電子反饋系統(tǒng)的可靠性，其技術(shù)難度遠(yuǎn)超高速磁浮軌道。

綜上所述，整車穩(wěn)定性態(tài)分析圖是轉(zhuǎn)向架動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)的一項(xiàng)重要組成部分。結(jié)合TF25構(gòu)架式貨運(yùn)轉(zhuǎn)向架或無搖枕預(yù)選方案Ⅱ，采用整車穩(wěn)定性態(tài)分析圖進(jìn)一步對(duì)轉(zhuǎn)向架參數(shù)進(jìn)行優(yōu)配，或者消除有害的牽連運(yùn)動(dòng)，或使有利的牽連運(yùn)動(dòng)更加穩(wěn)健，從而克服目前準(zhǔn)靜態(tài)攝動(dòng)仿真的缺陷，更好地闡述采用抗蛇行減振器的必要性，并制訂無搖枕轉(zhuǎn)向架理想配置方案。

8 無搖枕轉(zhuǎn)向架的理想配置

在空車最小軸重(8 t～9 t或更低)下，如果能夠更好地滿足低動(dòng)力作用的要求，輕型鐵路貨運(yùn)車輛就具備了跨越既有鐵路三大干線和新建有砟鐵路分別提速至160 km/h，250 km/h的技術(shù)條件，從而擴(kuò)大中長(zhǎng)途運(yùn)輸收益。按照額定軸重18 t計(jì)算，每節(jié)車廂的額定載重量可以提高到36 t～40 t，為目前高速貨運(yùn)動(dòng)車組的5倍以上。為此，有必要根據(jù)抗蛇行頻帶吸能機(jī)制來制訂無搖枕轉(zhuǎn)向架的理想配置方案，以較充裕的安全穩(wěn)定裕度更好地保障輪對(duì)自穩(wěn)定性和回轉(zhuǎn)阻力矩的有效性，為大容積棚車的輕量化車體設(shè)計(jì)合理地挖掘技術(shù)空間，更好地實(shí)現(xiàn)其三大技術(shù)首創(chuàng)，即24 m地板底架組合結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、細(xì)長(zhǎng)頂棚超靜定結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和寬體鋁合金側(cè)門塞拉鎖定穩(wěn)定設(shè)計(jì)。

8.1 抗蛇行參數(shù)優(yōu)配

在250 km/h高速貨車轉(zhuǎn)向架其他參數(shù)不變的條件下，抗蛇行減振器選型及其參數(shù)優(yōu)配形成頻帶吸能機(jī)制，即每架2個(gè)抗蛇行減振器(單循環(huán))，液壓剛度K≈4 MN/m×2，線性阻尼標(biāo)定值C≈330 kN·s/m×2，吸能頻帶中心頻率f0≈1.93 Hz。

8.2 技術(shù)效果評(píng)估

空車最小軸重為9 t或空車自重為36 t時(shí)，如下3項(xiàng)直線運(yùn)行車速為250 km/h的動(dòng)態(tài)仿真分析結(jié)果可以充分驗(yàn)證空車回送低動(dòng)力作用的技術(shù)效果：

(1)較充裕的安全穩(wěn)定裕度

在λe=0.05/0.10/0.20/0.30/0.35下，分別給出空車穩(wěn)定性態(tài)分析圖，如圖10所示。

在如圖11所示的5種假設(shè)輪軌匹配條件下，以英國(guó)小缺陷譜作為軌道不平順激擾輸入進(jìn)行安全穩(wěn)定綜合評(píng)估(文中未示)，可以滿足服役條件λe=0.05～0.30，λemax=0.35。

(2)有效抑制不穩(wěn)定蛇行振蕩

當(dāng)實(shí)際等效錐度λe=0.20時(shí)，抗蛇行頻帶吸能機(jī)制對(duì)不穩(wěn)定蛇行振蕩的抑制效果十分有效，如圖12所示。

與德國(guó)低干擾譜相比，英國(guó)小缺陷譜(ERRI B176)考慮了250 km/h新建有砟鐵路的質(zhì)量及其養(yǎng)護(hù)特點(diǎn)，如鋼軌預(yù)防性打磨、道岔打磨處理和路基/橋墩沉降控制等。

(3)均勻、穩(wěn)定和快速磨耗規(guī)律

若將跨越新建有砟鐵路提速至250 km/h，則即使在空車回送下，其輪軌磨耗也基本符合均勻、穩(wěn)定和快速磨耗演變規(guī)律。

在直線運(yùn)行車速250 km/h下進(jìn)行動(dòng)態(tài)仿真分析，圖13～圖15所示為1位輪對(duì)左右車輪踏面與輪緣的磨耗指標(biāo)對(duì)比，根據(jù)適度磨耗原則，其可以維系車輪的正常踏面磨耗，滿足磨耗輪軌接觸低動(dòng)力作用的技術(shù)要求，具體表現(xiàn)為：①在均勻磨耗期，車輪踏面均勻磨耗且磨耗率很低；②在穩(wěn)定磨耗期，逐漸出現(xiàn)輪緣根部磨耗；③在快速磨耗期，輪緣根部磨耗增強(qiáng)，且形成輕微的虛輪緣，最大磨耗指數(shù)在80 N·m/m左右。

若車輪正常踏面磨耗，則輪對(duì)橫移幅值應(yīng)隨實(shí)際等效錐度的增大而逐漸縮窄。具體如表1所示，在(鏇修恢復(fù)至)新車狀態(tài)下輪對(duì)橫移幅值的MAX≈8.8/9.4mm，當(dāng)實(shí)際等效錐度λe=0.30～0.35時(shí)，踏面接觸光帶逐漸收窄至4.5 mm以下。相應(yīng)地，鋼軌形成了理想的走行光帶，居中狹窄且稍偏向軌距角一側(cè)。

表1 前位轉(zhuǎn)向架輪對(duì)橫移幅值統(tǒng)計(jì)特征值 mm

需要注意的是，利用類似于車軸橫向力的動(dòng)態(tài)數(shù)據(jù)處理原則和方法，得到輪對(duì)橫移幅值的統(tǒng)計(jì)特征，其采樣間隔為2 m，并經(jīng)過20 Hz采樣低通濾波處理，按照99.85%和0.15%的概率給出均方差(RMS)3σ和最大值MAX。

圖16～圖18分別為2位輪對(duì)的左右車輪自旋蠕滑及其演變規(guī)律。根據(jù)威金斯理論，車輪自旋蠕滑的最大值ζmax<0.6，完全可以滿足WSP系統(tǒng)的小蠕滑條件，只有在λe=0.30 ～0.35下，車輪自旋蠕滑的最大值會(huì)接近或超過0.6。

由此可見，在排除單牽引桿裝置和二系空心橡膠堆懸掛兩個(gè)不利因素影響的前提下，根據(jù)抗蛇行頻帶吸能機(jī)制，制訂了無搖枕轉(zhuǎn)向架的理想配置方案，通過安全穩(wěn)定和磨耗綜合評(píng)估表明：以英國(guó)TF25構(gòu)架式提速貨運(yùn)轉(zhuǎn)向架為技術(shù)原型,合理選配抗蛇行減振器，完全有條件滿足空車回送低動(dòng)力作用的要求；不僅如此，名義等效錐度λeN還能夠降低至0.05，有利于新車車輪形成均勻踏面磨耗，同時(shí)符合客貨分離與統(tǒng)一/規(guī)范原則。

8.3 統(tǒng)一/規(guī)范輪軌型面匹配條件

對(duì)于常規(guī)鐵路貨運(yùn)車輛，車輪通常選用LM踏面，其名義等效錐度λeN=0.10。確定輕型鐵路貨運(yùn)車輛的輪軌匹配條件需要考慮可客貨分離與統(tǒng)一/規(guī)范原則。

根據(jù)客貨分離原則，既有鐵路的客運(yùn)列車開行次數(shù)顯著降低，輕型鐵路貨運(yùn)車輛應(yīng)該充分利用輪軌關(guān)系的優(yōu)勢(shì)技術(shù)資源(如圖19a的斜紋帶)，將跨越既有鐵路三大干線提速至160 km/h，將名義等效錐度λeN盡可能降低至(0.03～0.06)，且與其他類型的鐵路貨運(yùn)車輛在鋼軌磨耗方面形成互補(bǔ)，無需鋼軌打磨處理亦可達(dá)到減磨降耗的目的。

車輪踏面LMA/LM與鋼軌CN60KG匹配，分別形成趨于密貼/圓錐型接觸兩種極端情況，XP55則介于兩者之間(如圖19b)，較好地兼顧了直線穩(wěn)定與曲線導(dǎo)向性能，因此軌道窗口寬展，相應(yīng)的等效錐度曲線平坦光滑。XP55踏面的名義滾動(dòng)圓偏向軌距角一側(cè)，且偏離軌頭中心線約為8 mm，CRH5的運(yùn)維經(jīng)驗(yàn)表明：車輪磨耗踏面與鋼軌軌頭不易形成局部密貼型接觸，而且車輪踏面與輪緣的磨耗規(guī)律更符合經(jīng)濟(jì)鏇修的要求。

若有條件，則將跨越新建有砟鐵路提速至250 km/h，名義等效錐度λeN降低至0.05(空車)/0.06(重車)，與CRH5的快鐵車輛類似，其不僅可以改善對(duì)軌道線路的適應(yīng)性與友好性，還能與車速大于300 km/h的高速客運(yùn)動(dòng)車組在鋼軌磨耗方面形成互補(bǔ)，降低并減小對(duì)鋼軌或道岔進(jìn)行打磨處理的依賴，并滿足統(tǒng)一/規(guī)范輪軌型面匹配的技術(shù)要求，更好地實(shí)現(xiàn)高速度低影響的目標(biāo)。

如圖20所示，在無搖枕轉(zhuǎn)向架的理想配置下，隨著等效錐度λe由0.05降低為0.02，車體搖頭模態(tài)(伴隨上擺運(yùn)動(dòng))的最小模態(tài)阻尼不斷降低。當(dāng)λe=0.03時(shí)，車體搖頭模態(tài)(伴隨上擺運(yùn)動(dòng))的最小穩(wěn)定裕度≥5%。考慮到前位轉(zhuǎn)向架的搖頭相位裕度較后位轉(zhuǎn)向架小得多，取名義等效錐度λeN=0.05/0.06。

綜上所述，研制快捷/高速貨運(yùn)轉(zhuǎn)向架必須利用抗蛇行減振器，根據(jù)抗蛇行頻帶吸能機(jī)制制訂無搖枕轉(zhuǎn)向架的理想配置方案，在空車最小軸重條件下以較充裕的安全穩(wěn)定裕度確保輪對(duì)自穩(wěn)定性和回轉(zhuǎn)阻力矩的有效性，進(jìn)而破解空車回送低動(dòng)力作用的技術(shù)難題。

9 牽引/旁承橡膠堆新技術(shù)對(duì)策

在無搖枕轉(zhuǎn)向架理想配置的基礎(chǔ)上，以新型集裝箱長(zhǎng)平車為研究對(duì)象，車輛定距為20.6 m，深入研究單牽引桿裝置和二系空心橡膠堆懸掛對(duì)振動(dòng)磨耗造成的影響，進(jìn)而制訂相應(yīng)的對(duì)策，以明確無搖枕預(yù)選方案Ⅱ的設(shè)計(jì)改進(jìn)方向。

在抗蛇行參數(shù)優(yōu)配下，無搖枕預(yù)選方案Ⅱ還需處理好如下關(guān)系：

(1)轉(zhuǎn)向架具有2級(jí)懸掛的特殊性，K2>>K1，因此僅憑借軸箱懸掛減振器不可能衰減車體的垂向振動(dòng)能量，使整備車體發(fā)生剛?cè)狁詈险駝?dòng)。

(2)若降低二系空心橡膠堆懸掛的垂向剛度，則需要進(jìn)一步解決以下問題：①如何保持車鉤或地板高度一致并滿足動(dòng)態(tài)限界通過要求；②如何趨利避害，處理好單牽引桿鉸接動(dòng)荷的非線性影響。

單牽引桿裝置鉸接點(diǎn)的約束內(nèi)力主要有橫向和縱向兩種動(dòng)態(tài)成份。橫向分力有助于改善車體對(duì)轉(zhuǎn)向架的對(duì)中性能，但是在空車最小軸重下其也是造成有害磨耗的一個(gè)影響因素。若將縱向分力作為激勵(lì)，則整備車體會(huì)發(fā)生垂向剛?cè)狁詈瞎舱?。由此可見，如果降低二系空心橡膠堆懸掛的垂向剛度，則單牽引桿裝置將對(duì)橫向或垂向懸掛剛度產(chǎn)生非線性影響。

結(jié)合新型集裝箱長(zhǎng)平車的剛?cè)狁詈戏抡娣治?，制訂如下牽?旁承橡膠堆的新技術(shù)對(duì)策：

(1)用空心橡膠堆和膜式空簧構(gòu)成二系組合懸掛，利用膜式空簧的準(zhǔn)零剛度特性保持車鉤或地板高度一致，盡可能避免整備車體發(fā)生垂向剛?cè)狁詈险駝?dòng)，降低順坡段通過時(shí)車體的側(cè)扭載荷并滿足動(dòng)態(tài)限界通過要求。

(2)用雙牽引桿或牽引橡膠堆取代單牽引桿裝置，盡可能消除轉(zhuǎn)向架對(duì)高重心車體接口形成的有害牽連運(yùn)動(dòng)，進(jìn)而在空車最小軸重下改善車輪磨耗。

10 結(jié)束語(yǔ)

在高鐵客運(yùn)需求快速增長(zhǎng)而票價(jià)長(zhǎng)期低位的形勢(shì)下，鐵路貨運(yùn)提速被賦予了如下新內(nèi)涵：①積極分享物流快速增長(zhǎng)的利益蛋糕；②積極分享高速輪軌技術(shù)的成果；③積極分享物聯(lián)網(wǎng)的便捷優(yōu)勢(shì)。最新公布的《交通強(qiáng)國(guó)發(fā)展綱要》也首次明確了鐵路貨運(yùn)的重載與提速兩項(xiàng)重點(diǎn)工作，特別是利用高速輪軌技術(shù)盡快突破快捷/高速貨運(yùn)列車的關(guān)鍵技術(shù)。因此，以輪對(duì)縱向/橫向定位剛度15/6 MN/m為基礎(chǔ)參數(shù)，我國(guó)鐵路貨運(yùn)提速制訂了快捷/高速貨運(yùn)轉(zhuǎn)向架兩種基本模型，有效規(guī)避了歐洲鐵路自導(dǎo)向或徑向轉(zhuǎn)向架的局限。

為此，研制輕型鐵路貨運(yùn)車輛應(yīng)該以輸入/相關(guān)激勵(lì)來把握正則/奇異攝動(dòng)相互轉(zhuǎn)變的辯證關(guān)系，正確認(rèn)識(shí)滿足空車回送低動(dòng)力作用要求需要解決的關(guān)鍵技術(shù)問題。相應(yīng)地，研制快捷/高速貨運(yùn)轉(zhuǎn)向架必須采用抗蛇行減振器，在空車最小軸重下保證輪對(duì)的自穩(wěn)定性和回轉(zhuǎn)阻力矩的有效性，為輕量化車體設(shè)計(jì)合理地挖掘技術(shù)空間，使其更好地解決超靜定和結(jié)構(gòu)穩(wěn)定等典型力學(xué)問題。

結(jié)合相關(guān)項(xiàng)目的科研工作，本研究取得如下主要成果：①在國(guó)家重大研發(fā)計(jì)劃項(xiàng)目層面，快運(yùn)棚車的改進(jìn)設(shè)計(jì)及驗(yàn)證成為剛?cè)狁詈戏抡娣治龅囊粋€(gè)成功案例，其節(jié)約了進(jìn)行改進(jìn)樣機(jī)制造和試驗(yàn)所需的超500萬(wàn)元的研發(fā)投資；②根據(jù)抗蛇行頻帶吸能機(jī)制，制訂了無搖枕轉(zhuǎn)向架的理想配置方案，論證了無搖枕預(yù)選方案Ⅱ利用抗蛇行減振器來滿足空車回送低動(dòng)力作用要求的技術(shù)可行性。通過上述工作，本文得到如下結(jié)論：

(1)空車回送低動(dòng)力作用是關(guān)系鐵路貨運(yùn)提速可持續(xù)發(fā)展的重要經(jīng)濟(jì)技術(shù)指標(biāo)之一，其需要解決確?；剞D(zhuǎn)阻力矩的有效性、降低垂向振動(dòng)傳遞率和盡可能避免有害磨耗三大關(guān)鍵技術(shù)問題，使輕型鐵路貨運(yùn)車輛更好地滿足鐵路貨運(yùn)提速的三大特殊需求，即提高額定載重量、提升貨物集散能力和擴(kuò)大中長(zhǎng)途運(yùn)輸收益。

(2)與歐洲既有鐵路的提速情況不同，高速度等級(jí)鐵路專線才是我國(guó)鐵路貨運(yùn)提速破解空車回送低動(dòng)力作用技術(shù)難題的1項(xiàng)必要前提。動(dòng)態(tài)仿真分析表明：①就有/無搖枕3個(gè)預(yù)選方案，目前用空心橡膠堆構(gòu)成二系懸掛的技術(shù)條件尚不成熟，或因搖枕復(fù)雜約束的動(dòng)態(tài)不穩(wěn)定性造成十分嚴(yán)重的輪軌磨耗問題，或因垂向振動(dòng)傳動(dòng)率增強(qiáng)迫使寬體鋁合金側(cè)門發(fā)生橫向耦合共振導(dǎo)致塞拉鎖定失效；②用單牽引桿和橡膠旁承構(gòu)成轉(zhuǎn)向架與車體的簡(jiǎn)單接口，必須采用抗蛇行減振器才能滿足空車回送低動(dòng)力作用的要求，而解決振動(dòng)磨耗問題尚需進(jìn)一步制訂二系牽引/旁承橡膠堆兩項(xiàng)新技術(shù)對(duì)策。因此，結(jié)合鐵路貨運(yùn)提速的特殊性，研制快捷/高速貨運(yùn)轉(zhuǎn)向架必須堅(jiān)持客車化的改進(jìn)方向。

(3)在相關(guān)的軟件分析綜合技術(shù)平臺(tái)支撐下，快捷/高速貨運(yùn)轉(zhuǎn)向架動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)必須抓住輪軌接觸與轉(zhuǎn)向架懸掛兩個(gè)非線性影響因素；以整車穩(wěn)定性態(tài)分析圖引領(lǐng)轉(zhuǎn)向架參數(shù)優(yōu)配，切實(shí)解決輪對(duì)自穩(wěn)定性和回轉(zhuǎn)阻力矩有效性兩大技術(shù)問題，盡可能避免有害磨耗；合理制訂柔性車體對(duì)輕型鐵路貨運(yùn)車輛MBS的接口處理技術(shù)對(duì)策，實(shí)現(xiàn)對(duì)跨越廣義與模態(tài)空間的復(fù)雜約束內(nèi)力的精準(zhǔn)分析，正確研判危險(xiǎn)區(qū)域或焊縫，從而使標(biāo)稱模型回歸至漸進(jìn)穩(wěn)定意義下的正則攝動(dòng)問題，利用虛擬激勵(lì)法編制載荷譜，借助現(xiàn)代信息技術(shù)手段盡早融入物聯(lián)網(wǎng)并跨入智能貨車新時(shí)代。