曹玉峰 ，徐世鋒 ，盧碧紅 ，邵文東 ，周國(guó)東 ，甄亞林

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

鐵路貨車技術(shù)的不斷完善與改進(jìn)，大幅提升了車輛運(yùn)用效率和可靠性，基本能夠滿足我國(guó)鐵路貨運(yùn) “速、密、重”并舉的發(fā)展目標(biāo)。但隨著重載運(yùn)輸?shù)某掷m(xù)推進(jìn)和發(fā)展及三年貨運(yùn)增量的要求，又對(duì)鐵路貨車技術(shù)提出了新的挑戰(zhàn)，如何改善閘瓦和車輪輪緣偏磨、減少列檢更換閘瓦的作業(yè)時(shí)間及頻次，成為鐵路貨車技術(shù)工作者需要攻克的新技術(shù)難題。輪瓦關(guān)系的研究是一項(xiàng)系統(tǒng)工程，本文將從轉(zhuǎn)向架基礎(chǔ)制動(dòng)裝置對(duì)輪瓦關(guān)系的影響進(jìn)行論述，從理論分析、試驗(yàn)研究、運(yùn)用考驗(yàn)等方面系統(tǒng)介紹轉(zhuǎn)向架基礎(chǔ)制動(dòng)裝置的改進(jìn)方向及運(yùn)用效果，為新技術(shù)擴(kuò)大運(yùn)用考驗(yàn)及推廣應(yīng)用奠定基礎(chǔ)。

1 理論分析

杠桿與銷軸在制造及組裝時(shí)偏差的影響會(huì)導(dǎo)致試驗(yàn)結(jié)果差別較大，規(guī)律性不強(qiáng)，因此本文首先就基礎(chǔ)制動(dòng)裝置對(duì)輪瓦關(guān)系的影響進(jìn)行理論分析。以大批量應(yīng)用的轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)向架作為研究對(duì)象，通過(guò)數(shù)值分析和多體動(dòng)力學(xué)仿真計(jì)算，系統(tǒng)研究直制動(dòng)杠桿與折彎制動(dòng)杠桿對(duì)制動(dòng)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(jìn)方向。

1.1 制動(dòng)梁橫移量計(jì)算

既有轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)向架游動(dòng)杠桿折彎角度13°，固定杠桿折彎角度10°，通過(guò)數(shù)值分析發(fā)現(xiàn)，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(duì)制動(dòng)梁產(chǎn)生一個(gè)橫向力，在該橫向力作用下制動(dòng)梁發(fā)生橫移[1]；同時(shí)，杠桿自身的折彎會(huì)產(chǎn)生一個(gè)附加的彎矩作用，進(jìn)一步增加制動(dòng)梁的橫移量，見(jiàn)圖1和表1。

F1、F2.固定杠桿對(duì)支點(diǎn)的支承反力；F3、F4.鏈蹄環(huán)對(duì)支點(diǎn)的作用力；G1.支點(diǎn)重力；M1.固定杠桿對(duì)支點(diǎn)的平衡力矩；L1.F1、F2到原點(diǎn)的距離；L2.F3、F4到原點(diǎn)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(dòng)梁對(duì)固定杠桿的支承反力；G4.游動(dòng)杠桿的重力；G5.車體上拉桿重力的一半；F7、F8.前制動(dòng)梁游動(dòng)杠桿的支承反力。

表1 制動(dòng)梁所受的主動(dòng)力計(jì)算結(jié)果 N

1.2 緩解速度計(jì)算

車輛緩解瞬間并沒(méi)有主動(dòng)緩解力促使閘瓦與車輪分離，主要依靠車輛運(yùn)行時(shí)產(chǎn)生的振動(dòng)，制動(dòng)梁在重力作用下沿側(cè)架滑槽12°角向下移動(dòng)直至輪瓦分離，最終實(shí)現(xiàn)車輛緩解。車輛制動(dòng)時(shí)，基礎(chǔ)制動(dòng)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(guān)系處于平衡狀態(tài)。制動(dòng)力撤除的短時(shí)間內(nèi)，基礎(chǔ)制動(dòng)裝置的內(nèi)力如果不能快速解除，會(huì)延長(zhǎng)閘瓦脫離車輪的時(shí)間，導(dǎo)致閘瓦磨損增大。

為驗(yàn)證轉(zhuǎn)向架制動(dòng)杠桿折彎和取直對(duì)緩解速度的影響，本文進(jìn)行了多體動(dòng)力學(xué)仿真分析。圖2為轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)向架基礎(chǔ)制動(dòng)裝置虛擬樣機(jī)模型。1位和2位轉(zhuǎn)向架的基礎(chǔ)制動(dòng)裝置屬于對(duì)稱結(jié)構(gòu)，因此只對(duì)2位轉(zhuǎn)向架進(jìn)行了仿真分析，計(jì)算工況包括直線和R350 m、R600 m、R800 m、R1 000 m曲線。表2為轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)向架閘瓦脫離車輪時(shí)間仿真分析結(jié)果。由表2可知，制動(dòng)力撤除的短時(shí)間內(nèi)，采用直制動(dòng)杠桿0.22 s 4個(gè)閘瓦就能與車輪脫離，而折彎制動(dòng)杠桿需要1.35 s，可見(jiàn)，直制動(dòng)杠桿對(duì)于提高緩解速度效果明顯，有利于改善閘瓦磨耗。

表2 轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)向架閘瓦脫離車輪時(shí)間仿真計(jì)算結(jié)果 s

圖2 轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)向架基礎(chǔ)制動(dòng)裝置虛擬樣機(jī)模型

數(shù)值分析和仿真計(jì)算結(jié)果表明，折彎制動(dòng)杠桿會(huì)增大制動(dòng)梁橫移量，緩解速度慢，應(yīng)研究取消杠桿折彎以改善輪瓦關(guān)系的轉(zhuǎn)向架新型基礎(chǔ)制動(dòng)裝置方案。

2 設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)

目前，國(guó)內(nèi)外裝用中拉桿式基礎(chǔ)制動(dòng)裝置的轉(zhuǎn)向架均采用折彎制動(dòng)杠桿，沒(méi)有應(yīng)用直制動(dòng)杠桿的先例，而且我國(guó)車型多，運(yùn)用工況復(fù)雜，這些因素都在一定程度上增加了直制動(dòng)杠桿的設(shè)計(jì)難度。

經(jīng)結(jié)構(gòu)尺寸校核，采用直制動(dòng)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(diǎn)座及支點(diǎn)、中拉桿與制動(dòng)梁架均發(fā)生干涉。為解決這些技術(shù)難題，對(duì)我國(guó)各車型的上心盤和枕梁結(jié)構(gòu)進(jìn)行了對(duì)比分析，發(fā)現(xiàn)C80、C80B系列車型是上心盤鑄造一體結(jié)構(gòu)，上拉桿頭部與枕梁間隙較通用車型小，難以滿足直制動(dòng)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(shí)際運(yùn)用工況，本文梳理并分析了上百次動(dòng)力學(xué)試驗(yàn)結(jié)果，發(fā)現(xiàn)車輛實(shí)際運(yùn)用過(guò)程中彈簧垂向動(dòng)荷系數(shù)均在0.4以內(nèi)，設(shè)計(jì)直制動(dòng)杠桿可按照車輛實(shí)際運(yùn)用工況執(zhí)行。

根據(jù)車輛實(shí)際運(yùn)用工況，對(duì)通用車型采用直制動(dòng)杠桿方案進(jìn)行了空間位置關(guān)系校核。結(jié)果表明，采用直固定杠桿(155 mm×310 mm)、直游動(dòng)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(dòng)梁、優(yōu)化結(jié)構(gòu)固定杠桿支點(diǎn)座的基礎(chǔ)制動(dòng)裝置能夠保證轉(zhuǎn)向架與車體連接關(guān)系、中拉桿與搖枕孔位置關(guān)系不變，上拉桿頭部與枕梁、上拉桿與固定杠桿支點(diǎn)座及支點(diǎn)、中拉桿與制動(dòng)梁架間隙滿足運(yùn)用要求，轉(zhuǎn)向架基礎(chǔ)制動(dòng)裝置制動(dòng)倍率仍為4。仿真分析及試驗(yàn)結(jié)果表明，中拉桿強(qiáng)度和穩(wěn)定性及各零部件的強(qiáng)度和疲勞性能均滿足要求。采用直制動(dòng)杠桿基礎(chǔ)制動(dòng)裝置，轉(zhuǎn)向架可減少5.66 kg質(zhì)量，更好地滿足重載貨車輕量化要求，轉(zhuǎn)向架折彎制動(dòng)杠桿和直制動(dòng)杠桿方案見(jiàn)圖3。

圖3 轉(zhuǎn)向架折彎制動(dòng)杠桿和直制動(dòng)杠桿方案

3 試驗(yàn)情況

為驗(yàn)證空間位置校核的準(zhǔn)確性，對(duì)轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)向架直制動(dòng)杠桿方案進(jìn)行了組裝試驗(yàn)驗(yàn)證。根據(jù)上拉桿頭部與枕梁間隙校核結(jié)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(yàn)?zāi)繕?biāo)車。

3.1 轉(zhuǎn)向架緩解阻力試驗(yàn)

對(duì)轉(zhuǎn)K6原型和裝用直制動(dòng)杠桿基礎(chǔ)制動(dòng)裝置方案分別進(jìn)行了緩解阻力測(cè)試(圖4)，對(duì)比結(jié)果表明，采用直制動(dòng)杠桿轉(zhuǎn)向架緩解阻力較原型降低了26.2%。

圖4 轉(zhuǎn)向架緩解阻力測(cè)試

3.2 關(guān)鍵部位間隙檢測(cè)

對(duì)C70型敞車進(jìn)行了直線和曲線的空車新輪新瓦、重車0.4倍動(dòng)荷系數(shù)無(wú)閘瓦工況試驗(yàn)，并與C80B、C80E型敞車原型的試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比分析，C70、C80B、C80E型敞車的試驗(yàn)邊界條件一致，試驗(yàn)車輛及不同曲線半徑模擬工裝見(jiàn)圖5。試驗(yàn)結(jié)果表明，直制動(dòng)杠桿方案的轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)向架裝用于C70型敞車，關(guān)鍵部位間隙能夠滿足使用要求。

圖5 直線和曲線試驗(yàn)現(xiàn)場(chǎng)

(1) 空車新輪新瓦緩解狀態(tài)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(guò)采取中拉桿直徑由50 mm減小至45 mm、制動(dòng)梁凹槽加寬并加深2 mm的改進(jìn)措施，重車0.4倍動(dòng)荷系數(shù)無(wú)閘瓦工況下，緩解狀態(tài)中拉桿與制動(dòng)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(zhuǎn)向架相當(dāng)，能夠滿足使用要求；制動(dòng)狀態(tài)中拉桿與制動(dòng)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(zhuǎn)向架相當(dāng)，能夠滿足使用要求。

(3) 通過(guò)將固定杠桿支點(diǎn)座寬度減小，優(yōu)化在搖枕上的組焊位置，車輛緩解和制動(dòng)狀態(tài)上拉桿與固定杠桿支點(diǎn)座的橫向間隙與轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)向架原型(配C80B型敞車)相當(dāng)。

(4) 通過(guò)優(yōu)化固定杠桿支點(diǎn)座與鏈蹄環(huán)連接孔位置，車輛緩解和制動(dòng)狀態(tài)上拉桿與支點(diǎn)的橫向間隙均比轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)向架原型(配C80B型敞車)大。

(5) 制動(dòng)狀態(tài)車體上拉桿頭部與枕梁垂向間隙比轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)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(yīng)性試驗(yàn)

采用φ840 mm、φ810 mm車輪，通過(guò)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(duì)不同輪徑下的制動(dòng)缸活塞行程、閘調(diào)器初始伸長(zhǎng)量、閘瓦托與交叉桿間隙、中拉桿與搖枕孔間隙進(jìn)行了現(xiàn)場(chǎng)檢測(cè)。

閘瓦厚度由45 mm增加到50 mm，可通過(guò)調(diào)整閘調(diào)器初始伸長(zhǎng)量或轉(zhuǎn)向架支點(diǎn)連接孔位置來(lái)適應(yīng)游動(dòng)杠桿連接孔位置的變化，上拉桿長(zhǎng)度保持不變。為適應(yīng)閘瓦厚度增加及游動(dòng)杠桿連接孔位置變化，提出以下調(diào)整建議：閘調(diào)器初始伸長(zhǎng)量為200～220 mm的車輛優(yōu)先調(diào)整閘調(diào)器，閘調(diào)器初始伸長(zhǎng)量為220～240 mm的車輛調(diào)整轉(zhuǎn)向架支點(diǎn)。

閘瓦厚度增加到50 mm后，新輪新瓦制動(dòng)狀態(tài)下閘瓦托與交叉桿間隙理論值為52.7 mm，現(xiàn)場(chǎng)檢測(cè)間隙范圍為42～51 mm，分析應(yīng)與零部件制造公差和組裝公差等因素有關(guān)。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(yàn)過(guò)程中還對(duì)中拉桿與搖枕孔、橫跨梁間隙進(jìn)行了檢測(cè)，檢測(cè)結(jié)果表明閘瓦厚度增加5 mm后對(duì)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(dòng)試驗(yàn)

對(duì)裝用直制動(dòng)杠桿基礎(chǔ)制動(dòng)裝置的C70型敞車進(jìn)行了閘瓦壓力測(cè)試，結(jié)果表明：在直線和曲線上，空車新輪新瓦、重車0.4倍動(dòng)荷系數(shù)無(wú)閘瓦工況，車輛制動(dòng)工況閘瓦壓力均能滿足標(biāo)準(zhǔn)要求，車輛緩解工況閘瓦壓力均為零，說(shuō)明杠桿無(wú)卡滯。

4 運(yùn)用考驗(yàn)情況

4.1 直制動(dòng)杠桿裝用于DZ1型轉(zhuǎn)向架運(yùn)用情況

自2014年6月，3 700輛裝用直制動(dòng)杠桿基礎(chǔ)制動(dòng)裝置的DZ1型轉(zhuǎn)向架在中國(guó)鐵路太原局集團(tuán)有限公司管內(nèi)進(jìn)行運(yùn)用考驗(yàn)，運(yùn)用考驗(yàn)結(jié)果表明：DZ1型轉(zhuǎn)向架運(yùn)用狀態(tài)良好、穩(wěn)定，與既有C80型敞車和70 t級(jí)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(jiǎn)稱“齊車公司”)從2014年7月至2015年7月先后6次對(duì)C80E型敞車車輪磨耗情況進(jìn)行調(diào)研，共調(diào)研390輛車、3 120片車輪。C80E型敞車運(yùn)用20萬(wàn)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(yùn)用磨耗后的對(duì)比檢測(cè)數(shù)據(jù)見(jiàn)表3、表4。2016年1月5日中國(guó)國(guó)家鐵路集團(tuán)有限公司組織完成了DZ1型轉(zhuǎn)向架運(yùn)用后的技術(shù)評(píng)審，并以科技裝函[2016]11號(hào)文件批復(fù)。截至目前已普遍運(yùn)用60萬(wàn)km以上，并完成2個(gè)段修，直制動(dòng)杠桿基礎(chǔ)制動(dòng)裝置應(yīng)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(dòng)杠桿裝用于轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)向架運(yùn)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(duì)2016年7月出廠的5輛裝用原型折彎制動(dòng)杠桿和4輛裝用直制動(dòng)杠桿的NX70A型平車進(jìn)行了分解檢測(cè)。

4.2.1 轉(zhuǎn)向架與車體、中拉桿與制動(dòng)梁架間隙檢測(cè)

檢測(cè)結(jié)果表明,車輛運(yùn)用過(guò)程中，上拉桿頭部與車體枕梁、上拉桿與固定杠桿支點(diǎn)座或支點(diǎn)、中拉桿與制動(dòng)梁架均無(wú)接觸痕跡，無(wú)干涉。

4.2.2 緩解阻力及車輪磨耗檢測(cè)

車體與轉(zhuǎn)向架分離后，手動(dòng)將游動(dòng)杠桿推至制動(dòng)位，然后采用拉力計(jì)沿車輛縱向勻速拉動(dòng)游動(dòng)杠桿直至有一塊閘瓦脫離車輪踏面，記錄拉力計(jì)讀數(shù)即為轉(zhuǎn)向架的緩解阻力。采用車輛車輪第4號(hào)檢查器檢測(cè)車輪圓周磨耗量，運(yùn)用后的緩解阻力和車輪磨耗檢測(cè)數(shù)據(jù)見(jiàn)表5。檢測(cè)結(jié)果表明，采用直制動(dòng)杠桿較原型折彎制動(dòng)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(cè)結(jié)果

5 結(jié)束語(yǔ)

理論研究結(jié)果表明，轉(zhuǎn)向架直制動(dòng)杠桿較既有折彎制動(dòng)杠桿可改善制動(dòng)梁橫移和輪瓦作用關(guān)系，提高車輛緩解速度；試驗(yàn)及運(yùn)用考驗(yàn)結(jié)果表明，采用直制動(dòng)杠桿基礎(chǔ)制動(dòng)裝置，轉(zhuǎn)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(wèn)題得到明顯改善，后續(xù)應(yīng)擴(kuò)大裝車驗(yàn)證范圍并追蹤調(diào)研。轉(zhuǎn)向架直制動(dòng)杠桿基礎(chǔ)制動(dòng)裝置技術(shù)有利于延長(zhǎng)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(yùn)增量以及重載貨車技術(shù)發(fā)展的要求。