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2022年11月JOURNALOFTHECHINARAILWAYSOCIETYNovember2022
文章编号:1001-8360(2022)11-0028-09
基于线路试验的重载货车转向架动力学性能研究
张良威1!2'3!姚松1,徐力2'3!姜瑞金2~!刘凤伟2'3
(1-中南大学交通运输工程学院$湖南长沙410075;$
湖北武汉430200;,湖北武汉430200)
摘要:为研究重载货车转向架在不同边界条件下的动力学性能$配装高重心车体按照北美AARM976标准进
行线路动力学试验,试验过程中出现重车蛇行失稳、小半径曲线轮轨横向力偏大、垂向振动加速度超标等问题%
针对上述问题采用试验与仿真相结合的方法,
基础进行动力学性能研究%结果表明:高重心是导致重车状态下转向架蛇行临界速度降低的主要原因,增大定位
刚度可提高失稳临界速度;当曲线半径为145-582m时$合理匹配各定位参数可使导向轮对低轨侧牵引率降低
到轮轨滚动接触疲劳的安定极限内;通过10个并行或交错线路垂向不平顺正弦激励时,悬挂系统的刚度和阻尼
合理配置且非线性摩擦斜楔工作状态应良好,可保证在整个运行速度范围内将车辆系统的车体侧滚、点头和浮沉
振动衰减到安全区间%
关键词:重载;货车转向架;蛇行失稳;曲线性能;车辆系统动力学
中图分类号::Adoi:.1001-
ResearchonDynamicPerformanceofRailwayHeavy-haulFreightCar
BogiesBasedonDynamieTest
ZHANGLiangweS1f2f3$YAOSong1$XULi2$3$JIANGRuijin2'3$LILFengweS2'3
(&TransportationEngineering,CentralSouthUniversity$Changsha410075,China;
,CRRCYangtzeGroupCo.,Ltd.,Wuhan430200,China;
,Wuhan430200,China)
Abstract:Inordertostudythedynamicperformanceofhew:-haulfreightcarbooiesundvodaI'ereniboundaraccndi-
tions,thedynamictestwithhighcantvoofgravityofcarbodywascarriedoutaccordingtNorthAmericanAARM976
,someproblems,suchastheloadedhunting,excessivelateralforceofsmallradiuscurveand
,
acoe-
06^x0ofgravityisthemainreasonforthebogiohuntingundertheloadedccndition,andtheincreaseofthepositioning
〜582m,thelowraittractionratioofthe
steeringwheel-setcanbereducedtothestabilitylimitofthewheel-raitrollingcontactfatiouebyproperlymatchingthe
,thestiinessanddampingofthe
suspensionsystemshouldbereesonablycanfiouredandthenonlmexrfrictionwedgebeingoodworkingccndition,which
canensurethatthecarbodyrolling,pitchingandbouncingvibrationofthewagoncanbeattenuatedtoasafetylevel
withinthewholespeed.
Keyword#:heavyhaul;wagonboaio;huntingstability;curveperformanca;vehiclesystemdynamics
重载货车转向架作为重载铁路货车的承载和走行
收稿日期:2021-03-25;修回日期:2021-06-21关键部件,对车辆运行的稳定性、安全性和可靠性起着
作者简介:张良威(1983-),男,湖北松滋人,高级工程师,硕士
E-mail:******@,车辆运行过程中的动态响应对车辆系统
各零部件、轨道以及线路基础等的动态冲击破坏和疲
第11期张良威等:基于线路试验的重载货车转向架动力学性能研究29
劳损伤有着重要影响,悬挂性能优良的重载货车转向
架将具有良好的动态响应特性,可以显著降低动作用
力和轮轨接触应力
[因此,以低动作用力、低轮轨式中:"为车辆定距,叫!为车体点头转动惯量,kg-
接触应力、安全可靠和系统协调作为主要原则[A*,开
m#几j为点头频率,Hz%
展重载货车转向架动力学性能研究具有重要的工程应受车体质量、重心、转动惯量、系统悬挂刚度以及
用价值%车辆定距等因素影响,车辆系统各振动的自振频率较
铁路重载货车转向架动力学性能主要考核蛇行稳
低且部分振动会相互耦合,为保证行车安全和降低动
定性、曲线通过性能以及通过特定不平顺线路的动态
态响应带来的结构疲劳损伤,重载铁路货车转向架悬
响应特性[4]%
挂系统应能将车辆系统的低频共振衰减到合理
蛇行运动是铁路货车轮对或车体的横向和摇头运区间[12'13]%
动相耦合的非线性动态行为,蛇行失稳会导致轮轨间
,基于线
作用力急剧增加,存在脱轨风险,通常情况下传统三大
路试验中的相关问题现象和试验数据,采用动力学仿
件式货车转向架重车蛇行失稳临界速度高于空车,但
真模型对重载铁路货车转向架的动力学性能进行了系
是随着车体轻量化技术的采用,轴重增加和每延米重
统研究,为重载货车转向架设计和典型故障的解决提
利用率的提高使得车辆重心大幅增高,高重心状态下
供科学依据%
的车辆容易引发蛇行失稳现象[5'8*,需系统研究重载
货车转向架在高重心车体下的蛇行失稳原理和相关解1试验条件
决措施%
为研究重载铁路货车转向架动力学响应特性,
曲线通过性能决定着铁路货车转向架通过曲线的
在北美交通技术中心(TTCI)
安全性和轮轨接触状态,研究表明[9?"],轮轨横向力导
重载铁路货车转向架进行了13种工况的线路动力
致的高轮轨冲击(HIW)是轮轨滚动接触疲劳和车轮
学试验[⑷,本文以其中具有代表意义的4种试验
踏面裂纹萌生的主要原因,降低导向轮对低轨侧T/N
工况为基础开展重载货车转向架动力学性能研究,
值(纵向蠕滑力和横向蠕滑力的矢量和除以法向载
分别为蛇行稳定性、圆曲线通过性能、扭转和侧滚
荷)可获得优良的曲线通过性能,大幅延长车轮和钢
性能、点头和浮沉性能%表1为试验测试的边界条
轨的使用寿命%
件,图1(a)和图1(b)分别为扭转和侧滚、点头和
重载铁路货车多体系统具有侧滚、点头和浮沉等
浮沉动态响应测试输入的线路不平顺波形%试验
固有振动,当车辆以某特定运行速度通过周期性线路
过程中采用了两种具有代表意义的铁路重载货车
不平顺时所引起的系统振动频率与相关振动的固有频
车体,分别为51型通用带盖漏斗车和IC型专用带
率接近时,将引起共振,该特定速度为共振速度,车体
盖漏斗车,
沉浮运动的共振速度为
m,,满载状态下
,侧滚、点头和摇头转动惯量
、、-m2;IC
式中:!为线路不平顺波长,m;O为中央悬挂一侧垂向
,满载状
刚度,N/m;-为车体质量,kg;/gj为沉浮频率,Hz%
,侧滚、点头和摇头转
车体侧滚运动的共振速度$7为
、、-
m2,约比IC型车体高出30%~43%,IC型车体仅用
于重载货车转向架的蛇行稳定性试验[15*%试验过
式中:B为中央悬挂横向跨距,叫!为车体侧滚转动
程中保持轨道表面清洁干燥,轨顶摩擦系数不小
惯量,kg-m2也7为侧滚频率,Hz%
%
车体点头运动的共振速度为
30铁道学报第44卷
表1试验条件
试验工况踏面类型钢轨类型线路条件线路不平顺
大半径曲线大半径曲线
蛇行稳定性KRAREA136-lb曲线半径/m超高/mm直线曲线半径/m超高/mm&FRA6级
N====
曲线半径/m超高/mm
N=(3。)Dd=
N=(4。)Dd=
圆曲线
AAR1BAREA136-lbN=(5。)Dd=&FRA5级
通过性能
N=(°)Dd=
N=(10°)DT=
N=(12。)Dd=
AREA
扭转和侧滚AAR1B直线图1(G)
136-eb
AREA
点头和浮沉AAR1B直线图1(b)
136-eb
图2仿真模型
3动力学线路试验及仿真模拟
蛇行稳定性线路试验时,车辆以30-75mile/h(1
mile/)的速度通过表1中由大半径曲线+
直线+大半径曲线组成的测试轨道,试验线路长度为
,采用车体心盘位置横向加速度的S0E值(加
图1线路不平顺波形速度标准偏差)
度〔15*%
车体时的蛇行稳定性试验结果,空车状态下,75mile/h
2仿真模型
速度范围内未发生蛇行失稳;重车状态下,运行速度达
多体系统的各种非线性特性会导致动力学仿真模到65mile/h时,前端和后端转向架车体心盘位置处横
型数值模拟和物理样机试验结果存在一定偏差,需要向加速度变化不一致,前转向架横向加速度标准偏差
综合考虑物理样机的试验结果以建立科学合理的动力S0E值急剧增加,而后端转向架车体位置横向加速度
学仿真模型「16*。本文采用北美铁路动力学仿真软件变化平稳,当运行速度为70mile/h时,前转向架处车
NUCARS建立了整车动力学仿真模型,〉,超出了
个轮对(4个侧架、2个摇枕和1个车体共11个刚体组蛇行失稳限度值,前转向架存在轻微的蛇行失稳现象%
成,轮对考虑纵向、横向、垂向、侧滚和摇头5个自由考虑到上述重车状态下的试验结果可能由于转向
度,侧架、摇枕和车体均考虑6个自由度,共计62个自架参数差异或某偶然因素导致,为深入研究其原因,新
由度,各刚体间的相互作用通过等效力元模拟,其中,制两台同类型转向架再次进行蛇行稳定性测试,并对
变摩擦斜楔减振系统采用具有主副摩擦面粘滞-滑动曲线段和直线段的车体横向加速度试验数据进行分段
效应的等效力元进行模拟,共计125个等效力元。仿处理%图4为第二次试验的测试结果,试验结果表明,
真模型依据线路试验结果对各等效力元的类型和输入重载货车转向架在测试轨道的直线段未发生蛇行失
参数进行了修正,仿真模型见图2%稳,但是速度达到70mile/h时,在曲线段开始出现剧
烈的蛇行失稳现象%
第11期张良威等:基于线路试验的重载货车转向架动力学性能研究31
,
界速度逐渐降低,表明蛇行失稳临界速度随着车体重
辆準建怎鰹瞰吕叵輕拴出
心高度的增加而降低%综合上述分析,高重心车体具
有更低的上心滚摆频率,前后转向架在曲线段产生了
同相位蛇行运动并激发了车体的上心滚摆,车体上心
滚摆运动和摇头运动相叠加,导致车体出现一端横向
加速度急剧增加的现象%
/
车体前端车顶位置
车体前端心盘位置
车体后端心盘位置
鰹瞰吕哽
图3蛇行稳定性试验结果(第一次试验)
$_**********
鰹瞰吕叵輕
时间/s
SJQ/U
(b)摇头角加速度
)/
鰹瞰吕哽
(a)车体横向加速度
图5速度70mile/h时车体横向加速度
(a)直线段
0*25「■吹.・
-・
辆準建怎鰹瞰吕叵輕拴出
°304050607080°35404550556065707580
速度/(mileh1)速度/(milelr1)
(b)曲线段—V-—令—
--O--
空车前端-进入曲线;空车后端-进入曲线;
-*--0--
空车前端-驶出曲线;空车后端-驶出曲线;
车体重心高度----蛇行失稳限度o
T1重车前端-进入曲线;^重车后端-进入曲线;--O--
^重车前端-驶出曲线;―曰―重车后端一驶出曲线;
----蛇行矢稳限度。图6车体重心高度对蛇行稳定性的影响
图4蛇行稳定性试验结果(第二次试验)为解决上述重车状态下重载货车转向架蛇行失稳
试验过程中采集了车体前端心盘位置、车体后端问题,采用经试验结果对比验证后的重载货车转向架
心盘位置以及车体前端车顶位置的横向加速度,忽略动力学仿真模型进行参数优化%仿真分析表明,重载
货车转向架心盘和旁承提供的回转阻力矩,柔性对角
车体弹性变形,对70mile/h速度下的车体横向加速度
连接装置提供的抗菱刚度,变摩擦减振器提供的减振
矢量分解,获得了车体摇头和上心滚摆方向的振动波
阻尼以及轮对纵、横向定位刚度对蛇行稳定性均有影
形,见图5%经过比较分析,车体前端和后端横向加速
响,其中,以轮对纵、横向定位刚度对蛇行稳定性的影
度相位相同,可判断前后转向架发生了同相位蛇行运
响最大,仿真分析结果见图D,当纵向定位刚度不小于
动;,上心
4MN/<、横向定位刚度不小于8MN/<时,
,理论计算车体的上心滚摆固
重重载货车转向架在重车车状态下的蛇行临界速度可
,车体上心滚摆振动模态主频接近固
达到70mile/h%
有频率%车体重心高度对蛇行稳定性的影响仿真分析
结果见图6,
32铁道学报第44卷
(〜%
上卫目-
)低轨侧
鰹瞰聽妲一濮水上無/高轨侧
N
460
/40
20
-R叵輕
W*
虢
图7轮对定位刚度对蛇行稳定性影响仿真分析结果
(R=582m)(R=437m)(R=349m)(R=233m)&=175m)&=145m)
能,综合考虑各参数影响,设计新方案并进行第三次重曲线曲率/(。)
车蛇行稳定性试验,试验结果见图8%在75mile/h速
图9曲线试验结果
度范围内,最大车体横向加速度标准偏差STD值为
,低于蛇行失稳限度值,并通过对各段波形的分轮轨横向力是评价重载货车转向架曲线通过性能
析,均未发生蛇行失稳现象%因此,增加承载鞍与侧架的关键指标,决定着曲线通过的安全性和轮轨滚动接
导框之间的橡胶块水平刚度以提高轮对纵、横向定位触疲劳特性["D*,结合上述试验情况分析可知,降低导
刚度,
数,%相关研究表明「18*,
下达到较高的蛇行失稳临界速度%当通过曲线时导向轮轨低轨侧的牵引比率T/N值小
,可使车轮踏面和钢轨的滚动接触疲劳状态
SJQ/U处于安定极限内,无损伤发生%
辆準建怎鰹瞰吕叵輕拴出轴重重载货车转向架通过曲线时导向轮对低轨侧牵引
比率T/N值的影响,进行了三种方案的曲线试验,试
验方案见表2,试验过程中车辆未平衡超高分别为
(0、-
表2曲线试验方案
轮对纵向轮对横向
试验
定位刚度/定位刚度/备注
方案
°304050607080(MN«m_1)(MN«m_1)
速度/(mileh1)
转向架回转阻力矩为
图8蛇行稳定性试验结果(第三次试验)方案118〜2530〜-m;抗菱刚度
•m/rad
转向架回转阻力矩为
曲线试验时,〜1010〜・m;增加了辅助抗菱
过曲线曲率为3。()、4。(N=)、转向架回转阻力矩为
方案34〜730〜«m;增加了辅助抗菱
5。(N=)((N=)(10。(R二装置的节点刚度
)、12。R=)的曲线组成的环线%
力随曲线半径变化的箱线图,显示了5%、25%、50%、向架导向轮对低轨侧T/N的试验结果,当曲线曲率小
75%、95%各统计数据段内轮轨横向力的分布情况,。时,三种方案均可以使导向轮对低轨侧T/N处
知轮轨横向力随着曲线半径的减小而增大,5。;当曲线曲率为10。时,方案2和方案3可
线时轮轨横向力急剧增大,50%百分位数的轮轨横向使导向轮对低轨侧T/;当曲线曲率
力为3。〜,对于10。曲率以上为12。时,仅方案3可使导向轮对低轨侧T/N处于
曲线,95%;;比较三种试验方案并结合仿真分析可知,
于低轨侧车轮的轮轨横向力均高于高轨侧的轮轨横向轮对定位刚度、转向架回转阻力矩以及转向架抗菱刚
力,低轨侧车轮50%百分位数的轮轨横向力为高轨侧度对导向轮对低轨侧的T/N有影响,其中轮对纵向定
第11期张良威等:基于线路试验的重载货车转向架动力学性能研究33
f
位刚度影响较大,当轮对纵向疋位刚度不超过7MN/
m时,。曲率
%
O
S
(a)50ms车轮垂向最小载荷百分比
赳
y
瞩
图10对比方案的曲线通过性能试验结果
3・3悬挂振动特性响应
扭转和侧滚工况试验时,
向架配装SC型车体在空载和满载状态下以12-
速度/(milelr1)
70mile/h的速度分别通过图1(g)所示的线路不平
(b)50ms车轴脱轨系数
顺%图11为试验结果,空车状态下,最恶劣试验结果
车体侧滚角度峰峰值限度
对应的速度为20mile/h,50ms车轮垂向最小载荷与
%(<10%),50ms车轴脱轨
(>",车体侧滚角度峰峰值瞬间增
。(〉6。),各项指标均超出了安全限度值;重
车状态下,50ms车轮垂向最小载荷与静载荷为
%,,车体侧滚角度
1020304050607075
。,各项指标均处于安全限度值以内%速度/(mile-h1)
进一步分析可知,在空车状态下,(c)车体侧滚角度峰-峰值
在扭转和侧滚线路工况下的共振速度为20mile/h,共图11扭转和侧滚工况试验结果
;在重车状态下,
限度值以内;重车状态下,最恶劣试验结果对应的速度
车在扭转和侧滚线路工况下的共振速度为12mile/h,
为55mile/h,50ms车轮垂向最小载荷与静载荷百分
;重载货车转向架悬挂采用变摩
%,车体垂向动态加速度最大值瞬间增
擦阻尼减振装置和一级刚度特性弹簧组,为弱阻尼系
(>",%
统,通过试验结果可判断悬挂系统提供的阻尼可以及
(>95%",车体垂向动态加速度和弹簧容量百分比超
时衰减重车状态下车体侧滚运动的共振到安全区间,
出了安全限度值。对于空车状态,
但是不能及时衰减空车状态下车体侧滚运动的共振响
车转向架悬挂系统在理想状态下的浮沉、点头模态固
应,引起车体发生剧烈的下心滚摆运动,左右常接触弹
、,线路不平顺波长为
性旁承需承受大幅度的交替冲击载荷以抑制车体的侧
,点头和浮沉共振速度区间应为118〜128
滚,极限位置出现某侧旁承和心盘与车体接触位置瞬
mile/h,则在整个试验速度范围内,空车状态的点头和
时脱空现象,中央悬挂系统出现弹簧瞬间无压缩现象,
浮沉振动远离共振区间,不会导致50ms车轮垂向最
导致车轮垂向载荷急剧下降%
小载荷急剧降低和车体垂向动态加速度急剧增加%对
点头和浮沉工况试验时,
于重车状态,
向架配装SC型车体在空载和满载状态下以40-
理想状态下的浮沉、、
70mile/h的速度分别通过图1(b"所示的线路不平
,点头和浮沉共振速度区间应为51〜57mile/
顺%图12为试验结果,空车状态下,50ms车轮垂向
h,由试验结果可知共振速度为55mile/h,共振频率为
%,车体垂
,悬挂系统提供的阻尼不能抑制重车状态下点
,各项指标均处于安全
34铁道学报第44卷
以上述试验结果为依据,对空车状态在扭转和侧
头和浮沉模态的共振响应,弹簧压缩容量超过95%表
滚线路工况、重车状态在点头和浮沉线路工况进行了
示中央悬挂系统出现弹簧瞬间压并现象,刚性冲击导
仿真分析,仿真结果见表3〜表5,
致车体垂向加速度急剧增大。
载货车转向架的旁承参数、斜楔参数、中央悬挂系统垂
向刚度以及减振斜楔弹簧预压缩载荷等对系统的动态
响应影响较大。对于空车状态下的扭转和侧滚工况,
增加常接触弹性旁承的垂向间隙可以适当缓解左右旁
承交替压死状态下的刚性冲击,提高车轮垂向最小载
荷,但改善效果有限。降低斜楔角度和增大摩擦接触
面摩擦系数可以增加斜楔摩擦减振力,提高强迫振动
系统衰减共振的能力,但是斜楔角度过小或者摩擦系
数过大会导致斜楔运动的卡滞,使得斜楔减振运动受
,反而会降低系统的衰减阻尼,综合分析可知合理的
斜楔角度范围为30。〜35。,主摩擦面摩擦系数范围为
〜%中央悬挂系统总刚度和减振弹簧的预压缩
载荷对空车扭转侧滚工况、重车点头和浮沉工况性能
有较大影响,刚度会影响斜楔减振装置的做功行程和
系统的共振速度区间,减振弹簧预压缩载荷、减振弹簧
做功行程、斜楔角度和摩擦面摩擦系数影响着悬挂系
4045505560657075统的减振能力,适当降低垂向刚度和保证足够的减振
速度/(milelr1)
弹簧垂向预压缩载荷可以提高减振性能,将线路不平
顺激励引起的共振响应衰减到安全区间%
表3空车状态下旁承参数对扭转和侧滚工况
动态响应的仿真结果
预压缩垂向空车50ms车轮
垂向刚度/共振速度/
型号载荷/间隙/垂向最小载荷与
(MN«m_1)(mile•h_1)
kNmm静载荷百分比/%
CCB-
CCB-
图12重载货车转向架点头和浮沉工况试验结果SSB-
表4斜楔参数对动态响应的仿真结果
斜楔参数空车状态下的扭转和侧滚工况重车状态下的点头和浮沉工况
斜楔角斜楔主/副50ms车轮垂向最小载荷与共振速度/车体垂向动态共振速度/
度/(°)摩擦系数静载荷百分比/%(mile•h_1)加速度/g(mile•h_1)
.
.
.
.
.
.
.
.
.
第11期张良威等:基于线路试验的重载货车转向架动力学性能研究35
表5弹簧参数对动态响应的仿真结果
弹簧参数空车状态下的扭转和侧滚工况重车状态下的点头和浮沉工况
单侧中央悬挂空车/重车单组
50ms车轮垂向最小共振速度/车体垂向动态加共振速度/
总刚度/减振弹簧预压缩
载荷与静载荷百分比/%(mile*h1)速度/g(mile•h1)
(MN«m_1)载荷/kN
.
.
.
.
依据上述仿真分析情况,%百分位数的轮轨横向力比高轨侧高
转向架悬挂参数进行了优化改进,〜,合理匹配各参数,将轮对纵向定位刚
约1600km的线路磨合,确保斜楔具有良好的减振状度控制在7MN/m以下可使导向轮对低轨侧牵引比率
态,图13为改进方案在扭转和侧滚工况、点头和浮沉"1值降低到轮轨滚动接触疲劳的安定极限内%
工况下的试验结果,空车状态下,扭转和侧滚工况的共(3)通过10个并行或交错线路垂向不平顺时,重
振速度为20mile/h,50ms车轮垂向最小载荷值与静载铁路货车转向架中央悬挂系统的刚度和阻尼需配置
%%;合理且非线性摩擦单元斜楔工作状态良好,才能保证
重车状态下,点头和浮沉工况的共振速度为60