貨車基礎(chǔ)制動裝置對車輪磨耗的影響

劉振明

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

2006年以來，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。本文對轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)向架基礎(chǔ)制動裝置結(jié)構(gòu)和受力進行了分析，并據(jù)此得出基礎(chǔ)制動裝置結(jié)構(gòu)對車輪磨耗的影響結(jié)果。

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

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

圖1 轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)向架

圖2 基礎(chǔ)制動裝置結(jié)構(gòu)

固定和游動杠桿下段、固定杠桿上段、游動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)制動裝置側(cè)視圖

2 基礎(chǔ)制動裝置受力分析

分別對緩解和制動狀態(tài)下基礎(chǔ)制動裝置各部件進行受力分析，然后根據(jù)制動梁的受力情況分析閘瓦對車輪的作用。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）支點受力分析

支點的受力情況如圖4所示。

圖4 支點受力

圖5 固定杠桿受力

根據(jù)圖4可以列出如下等式：

式中F11為支點座對支點沿50°方向的支承反力；F12為支點座對支點沿垂直于50°方向的支承反力；F21為固定杠桿對支點沿50°方向的支承反力；F21為固定杠桿對支點沿垂直于50°方向的作用力；G1為支點的重力（包括支點與固定杠桿連接處的圓銷等），為4．823 kg；M1為支點座對支點的平衡力矩；L2為F12與F22作用點的距離，裝第3孔時為210 mm；L為F12與G1作用點的距離，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)的投影為垂向時進行計算。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為支點對固定杠桿沿50°方向的作用力，根據(jù)式（1），（2）求得，為22．42 N；F22為支點對固定杠桿沿垂直于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為制動梁對固定杠桿沿40°方向的支承反力；F42為制動梁對固定杠桿沿垂直于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）固定杠桿端制動梁受力分析

固定杠桿端制動梁受力情況如圖6所示。

圖6 固定杠桿端制動梁受力

根據(jù)圖6可以列出制動梁沿車輛橫向未被平衡的力為：

式中F41為固定杠桿對制動梁沿50°方向的作用力，根據(jù)式（5），（6），（7）求得，F(xiàn)41＝192．6 N；F42為固定杠桿對制動梁沿垂直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)制動裝置結(jié)構(gòu)的原因，固定杠桿端制動梁受到一個大小為61 N的橫向力，該力指向無支點座的一側(cè)。

2．1．2 游動杠桿端

（1）游動杠桿受力分析

游動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)的投影為垂向時進行計算。游動杠桿的受力情況如圖7所示。

圖7 游動杠桿受力

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為游動杠桿重力（包括游動杠桿與制動梁連接處的圓銷等），為15．66 kg；G3為中拉桿重力之半（包括中拉桿與游動杠桿連接處的圓銷等），為11．94 kg；F71為制動梁對固定杠桿沿40°方向的支承反力；F72為制動梁對固定杠桿沿垂直于40°方向的支承反力；M2為制動梁支柱對游動杠桿的力矩。

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）游動杠桿端制動梁受力分析

游動杠桿端制動梁的受力分析如圖8所示。

根據(jù)圖8可以列出制動梁沿車輛橫向未被平衡的力為：

式中G4為制動梁的重力（包括閘瓦等），為64．36 kg；F71為固定杠桿對制動梁沿53°方向的作用力，根據(jù)式（9），（10），（11）求得，F(xiàn)71＝237．9 N；F72為固定杠桿對制動梁沿垂直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)下游動杠桿端制動梁不受橫向力。

2．2 制動狀態(tài)

制動狀態(tài)基礎(chǔ)制動裝置的受力與車輛結(jié)構(gòu)有關(guān)，下面以C80型敞車為例，對制動狀態(tài)時制動梁的受力情況進行分析。

由于C80型敞車車體拉條和轉(zhuǎn)K6轉(zhuǎn)向架中拉桿相對于車輛縱向垂直平面均是偏斜布置的，這使得兩端制動梁的受力情況均發(fā)生改變。下面計算這兩者對制動梁橫向受力的影響。C80型敞車的制動拉條沿車輛縱向向有支點座側(cè)偏斜1．3°，導致車體拉條對游動杠桿有一個橫向分力。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導致制動時存在橫向分力。經(jīng)計算，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)的相對垂向偏移量為21．9 mm，換算成中拉桿的角度為1．195°。

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

重車時車體拉條的拉力為19 540 N，按角度計算得出車體拉條的橫向分力為443 N，指向有支點座一側(cè)。根據(jù)車體拉條的拉力和杠桿長度比例，計算得出中拉桿的壓力為19 540×450÷150＝58 620 N，每個閘瓦對車輪的縱向壓力為19 540 N，按角度計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)的計算情況，可得出重車制動狀態(tài)固定杠桿端制動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，指向無支點座的一側(cè)。

同理，可得出空車制動狀態(tài)游動端制動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，指向有支點座的方向；重車制動狀態(tài)游動端制動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，指向有支點座的一側(cè)。

2．3 緩解和制動狀態(tài)制動梁受力匯總

緩解和制動狀態(tài)制動梁受力計算結(jié)果匯總?cè)绫?所示。根據(jù)表1可知，緩解狀態(tài)固定杠桿端制動梁受到橫向力作用，這個橫向力是使該制動梁產(chǎn)生橫向偏移的原因。通過對其他各型轉(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，不易使制動梁產(chǎn)生橫向偏移。

表1 制動梁所受的主動力匯總 N

3 基礎(chǔ)制動裝置對車輪磨耗的影響

3．1 車輪受力分析

當制動梁受到表1所示的制動主動力時，將產(chǎn)生車輪對其支承反力，因此制動梁在水平面內(nèi)的受力情況如圖10所示。圖中F31、F32為車輪對制動梁的垂直于踏面的支承力和輪對制動梁的橫向反作用力F4（按最不利情況考慮，假定橫向力全部由制動梁靠近輪緣的一側(cè)車輪承擔），該力與制動梁所受到的橫向力F2平衡。圖11所表示的是車輪所受到制動梁的力。

圖10 制動梁在水平面內(nèi)的受力情況

圖11 制動梁對車輪的作用力

根據(jù)圖10可以列出如下等式：

式中F1為制動力；F2為制動梁所受的橫向力；F31、F32為左右閘瓦與車輪間的制動力；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、重車制動狀態(tài)下制動梁與車輪間的作用力，結(jié)果如表2所示。

由表2可見，空、重車制動狀態(tài)下，同一輪對兩個車輪所受的制動力略有不同，但差別很小，最大僅有0．36%。

表2 空、重車制動狀態(tài)下車輪受閘瓦的作用力 N

3．2 支點座位置對制動梁橫移的影響

3．2．1 采用舊型支點

圖12為轉(zhuǎn)K6轉(zhuǎn)向架制動杠桿和支點座的相對位置。因為轉(zhuǎn)K6轉(zhuǎn)向架空、重車時搖枕的高度差為43 mm，支點座固定在搖枕上，其高度隨搖枕變化，而制動杠桿的高度不變，所以為了兼顧空、重車時制動杠桿的受力，支點座的位置是按照空、重車時搖枕的平均高度設(shè)計的。在空車狀態(tài)下，支點座比理想位置高出22 mm，因此空車時支點座將帶動支點和固定杠桿上升，固定杠桿推動制動梁向A向即無支點座方向移動。考慮到支點座、支點、固定杠桿、制動梁以及制動圓銷之間的間隙，經(jīng)過計算，當制動梁居中時，閘瓦與輪緣間的間隙為9．2 mm，空車時制動梁最大移動量為8．1 mm，此時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，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制動杠桿和支點座位置

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

力矩M3還使有支點座一側(cè)的制動梁滑塊與側(cè)架滑槽下面的作用力F101大于對側(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)，導致緩解時有支點座一側(cè)的緩解阻力大于對側(cè)。

3．2．2 采用柔性支點

采用柔性支點后，如圖13所示，新增了鏈蹄環(huán)與圓銷、圓銷與支點兩處間隙，這兩處間隙之和在水平方向的分量為7 mm。在這種情況下，支點座若通過杠桿帶動制動梁橫移，必須要先消除這個新增的間隙，結(jié)果是空車時制動梁最大橫移量將達不到8．1 mm，而是8．1－7＝1．1 mm，此時閘瓦與輪緣之間還有9．2－1．1＝8．1 mm的間隙。所以，采用柔性支點后，空車狀態(tài)支點座不在理想位置這個因素對制動梁的橫移作用很小，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，固定杠桿支點也不會對固定杠桿施加力矩，或者僅施加很小的力矩，所以制動梁也不會由于這個原因向B向移動或移動很小。所以說，采用柔性支點后，基本可以消除由于支點座位置的原因?qū)е碌闹苿恿簷M移。

圖13 柔性支點結(jié)構(gòu)

3．3 制動梁受力與橫移對車輪磨耗的影響

3．3．1 對車輪踏面圓周磨耗的影響

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

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

圖14 制動梁橫移后閘瓦與鋼軌對車輪磨耗的疊加

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。實測數(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)固定杠桿端制動梁會受到一個指向無支點座方向的力并向該方向偏移，制動狀態(tài)該端的車輪也受到指向該方向的橫向力作用，因此導致閘瓦與一側(cè)車輪輪緣的接觸幾率增大、閘瓦對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。實測數(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 制動梁緩解阻力不同對車輪磨耗的影響

采用原型結(jié)構(gòu)支點的轉(zhuǎn)向架基礎(chǔ)制動裝置中，重車狀態(tài)下由于圖12中力矩M3的作用，兩側(cè)架滑槽對制動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側(cè)，這是導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

采用柔性支點的轉(zhuǎn)向架基礎(chǔ)制動裝置中，重車狀態(tài)下由于總間隙的增大，圖12中的力矩M3將不復存在或者僅在公差向不利方向累積時才存在并且數(shù)值較小，因此兩側(cè)架滑槽對制動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結(jié)果所證明。根據(jù)試驗結(jié)果，采用原型支點的轉(zhuǎn)向架基礎(chǔ)制動裝置存在別勁現(xiàn)象，且固定端制動梁有支點座一端的緩解阻力大于對側(cè)。采用柔性支點的基礎(chǔ)制動裝置不存在別勁現(xiàn)象，緩解靈活，且制動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)制動裝置的轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)向架，其固定杠桿端制動梁易產(chǎn)生橫向偏移和制動梁兩端緩解阻力不同；

（2）固定杠桿端制動梁橫向偏移和制動梁兩端緩解阻力不同，是導致轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)向架固定杠桿端、有支點座側(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)計中，盡量采用下拉桿結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)制動裝置；不得已采用中拉桿基礎(chǔ)制動裝置時，應(yīng)增大機構(gòu)間隙，盡量減小制動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措施［J］．鐵道車輛，2006，44（11）：48－49．