不均衡閘瓦壓力作用下轉(zhuǎn)向架前后輪對(duì)非對(duì)稱運(yùn)動(dòng)

劉鵬飛，王開(kāi)云，張凱龍，曹云強(qiáng)

(1.石家莊鐵道大學(xué) 省部共建交通工程結(jié)構(gòu)力學(xué)行為與系統(tǒng)安全國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，河北 石家莊 050043；2.西南交通大學(xué) 牽引動(dòng)力國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，四川 成都 610031)

閘瓦制動(dòng)在鐵路機(jī)車(chē)車(chē)輛上已得到長(zhǎng)期的廣泛應(yīng)用，其性能好壞對(duì)列車(chē)運(yùn)行安全性至關(guān)重要。長(zhǎng)期以來(lái)，關(guān)于閘瓦制動(dòng)的研究主要從制動(dòng)力作用下的動(dòng)力學(xué)問(wèn)題和閘瓦自身摩擦引起的熱—機(jī)耦合等2個(gè)方面開(kāi)展。嚴(yán)雋耄等[1]較早的系統(tǒng)論述了閘瓦制動(dòng)力作用下的列車(chē)縱向沖動(dòng)行為，并對(duì)輪軌接觸特性進(jìn)行了研究；陳光雄等[2]專門(mén)研究了閘瓦制動(dòng)引起的顫振及噪聲問(wèn)題；COLE等[3]對(duì)列車(chē)制動(dòng)時(shí)的不穩(wěn)定行為也進(jìn)行了討論；ZHANG等[4]研究了制動(dòng)力矩對(duì)貨車(chē)動(dòng)力學(xué)性能的影響，指出制動(dòng)力矩的作用會(huì)改變車(chē)輛某個(gè)方面的動(dòng)態(tài)特性；李亨利等[5]分析了閘瓦制動(dòng)力對(duì)輪軌接觸力學(xué)的影響，指出閘瓦力及制動(dòng)力會(huì)改變輪軌接觸和蠕滑關(guān)系；LIU等[6-8]綜合車(chē)輛—軌道耦合動(dòng)力學(xué)和列車(chē)縱向動(dòng)力學(xué)研究方法，分析了動(dòng)態(tài)車(chē)鉤力與閘瓦制動(dòng)力聯(lián)合作用下輪軌耦合振動(dòng)特性；楊廣雪等[9]指出閘瓦制動(dòng)產(chǎn)生的壓應(yīng)力通過(guò)與熱處理的殘余應(yīng)力疊加可抑制車(chē)輪腹板疲勞損傷。應(yīng)丁之[10]、孫可心[11]、張金煜等[12]從閘瓦制動(dòng)性能試驗(yàn)、閘瓦偏磨、輪瓦熱交換及制動(dòng)溫度場(chǎng)等角度對(duì)閘瓦自身的力學(xué)及傳熱特性進(jìn)行了研究。

運(yùn)營(yíng)實(shí)踐表明，盡管機(jī)車(chē)車(chē)輛會(huì)在一定周期內(nèi)對(duì)閘瓦制動(dòng)機(jī)構(gòu)進(jìn)行檢修，仍會(huì)因結(jié)構(gòu)損壞、部件變形、閘瓦磨耗等問(wèn)題，無(wú)法避免閘瓦壓力不均衡問(wèn)題的出現(xiàn)。如早在2008年，17025次列車(chē)就因閘瓦磨耗不均導(dǎo)致制動(dòng)力不均衡，制動(dòng)力大的閘瓦與車(chē)輪相磨產(chǎn)生冒火星現(xiàn)象而被攔停[13]；2016年，大秦鐵路公司C80型貨車(chē)112塊閘瓦的壓力測(cè)試結(jié)果顯示，列車(chē)管減壓50 kPa時(shí)，閘瓦壓力從0～4.69 kN不等分布，引起了車(chē)輛抱閘故障[14]。同一輪對(duì)左右側(cè)不均衡的閘瓦壓力除影響制動(dòng)力有效發(fā)揮外，無(wú)疑還會(huì)對(duì)輪對(duì)形成附加的搖頭力矩(簡(jiǎn)稱閘瓦力矩)。眾所周知，輪對(duì)的搖頭和橫移運(yùn)動(dòng)姿態(tài)很大程度上反映了輪對(duì)自身的蠕滑導(dǎo)向能力，那么在閘瓦力矩作用下，輪對(duì)的運(yùn)動(dòng)行為會(huì)發(fā)生何種變化是值得深入探究的科學(xué)問(wèn)題，且是機(jī)車(chē)車(chē)輛存在的共性問(wèn)題，尚未引起關(guān)注。同時(shí)，摸清這一規(guī)律，對(duì)于指導(dǎo)轉(zhuǎn)向架基礎(chǔ)制動(dòng)系統(tǒng)的改進(jìn)設(shè)計(jì)和檢修具有重要意義。

本文從簡(jiǎn)單的六自由度轉(zhuǎn)向架模型出發(fā)，忽略非線性因素，研究閘瓦力矩作用下二軸轉(zhuǎn)向架前、后輪對(duì)的橫移和搖頭動(dòng)態(tài)響應(yīng)，以突出單純閘瓦力矩的作用效果，揭示前、后輪對(duì)非對(duì)稱運(yùn)動(dòng)的本質(zhì)。進(jìn)而，考慮輪軌蠕滑非線性，以整車(chē)動(dòng)力學(xué)模型為例，進(jìn)一步檢驗(yàn)簡(jiǎn)化模型反映的基本規(guī)律，最后討論關(guān)鍵因素對(duì)輪對(duì)運(yùn)行姿態(tài)的影響。

1 閘瓦力矩作用下轉(zhuǎn)向架受力狀態(tài)

以彈性約束單輪對(duì)為例，考慮其靜平衡條件下的受力狀態(tài)和動(dòng)作過(guò)程，研究閘瓦力矩改變輪對(duì)運(yùn)動(dòng)狀態(tài)的基本原理。

閘瓦力矩作用下單輪對(duì)運(yùn)動(dòng)如圖1所示。當(dāng)輪對(duì)承受順時(shí)針閘瓦力矩M時(shí)，輪對(duì)勢(shì)必相應(yīng)產(chǎn)生1個(gè)正向搖頭角φw，由輪軌蠕滑理論可知，輪軌橫向蠕滑力與搖頭角滿足式(1)，因此作用于輪對(duì)上的合成橫向蠕滑力Fy為正向，推動(dòng)輪對(duì)正向移動(dòng)，產(chǎn)生橫向位移yw，之后由于踏面具有錐度，右輪滾動(dòng)半徑增大，左輪滾動(dòng)半徑減小，左、右輪對(duì)間形成式(2)給出的縱向蠕滑力，且其合成的縱向蠕滑力矩與閘瓦力矩M方向相反，縱向蠕滑力矩的逐漸增大直至與力矩M相互抵消，輪對(duì)才達(dá)到新的平衡狀態(tài)。當(dāng)輪對(duì)為彈性約束狀態(tài)時(shí)，縱向蠕滑力矩與彈性約束力矩將同時(shí)作為反力矩以抵消力矩M，這一狀態(tài)下面通過(guò)轉(zhuǎn)向架模型進(jìn)行細(xì)致討論。

Fy=2f22φw

(1)

(2)

式中：FLx和FRx分別為左、右車(chē)輪縱向蠕滑力；r0為車(chē)輪名義滾動(dòng)圓半徑；f11和f22分別為縱向和橫向蠕滑系數(shù)；λ為車(chē)輪踏面錐度。

圖1 閘瓦力矩作用下單輪對(duì)運(yùn)動(dòng)

為突出轉(zhuǎn)向架基本受力狀態(tài)和輪對(duì)蠕滑導(dǎo)向過(guò)程，這里研究對(duì)象僅限于1個(gè)普通的二軸轉(zhuǎn)向架。圖2給出了輪對(duì)彈性定位的二軸轉(zhuǎn)向架直線運(yùn)行力學(xué)模型，其中輪對(duì)和構(gòu)架只考慮橫移和搖頭自由度，整個(gè)轉(zhuǎn)向架共計(jì)6個(gè)自由度。一系和二系懸掛也只考慮各自的縱向、橫向懸掛剛度；由于只進(jìn)行靜平衡分析，忽略懸掛系統(tǒng)中的阻尼作用和速度項(xiàng)。圖中，F(xiàn)pLi和FpRi分別為i位輪對(duì)左、右側(cè)閘瓦壓力；Mi為將i位輪對(duì)兩側(cè)的閘瓦壓力等效后的閘瓦力矩；其余相關(guān)符號(hào)的含義和取值見(jiàn)表1，為典型鐵路客車(chē)基本參數(shù)，可參見(jiàn)文獻(xiàn)[14]中附錄6。

圖2 二軸轉(zhuǎn)向架直線運(yùn)行力學(xué)模型

表1 轉(zhuǎn)向架動(dòng)力學(xué)建模參數(shù)

忽略蠕滑力和各懸掛元件的非線性特性，推導(dǎo)出轉(zhuǎn)向架各部分的平衡方程為

2kpy(yw1+yw2-2yt)-2ksyyt=0

(3)

kpφ(φw1+φw2-2φt)+2ltkpy(yw1-yw2-

2ltφt)-ksφφt=0

(4)

2kpy(yt-yw1+ltφt)+2f22φw1=0

(5)

(6)

2kpy(yt-yw2-ltφt)+2f22φw2=0

(7)

(8)

其中，

式中：kpφ，ksφ分別為一系、二系懸掛搖頭角剛度；yt和φt分別為構(gòu)架的橫向位移和搖頭角；yw1和yw2分別為前、后輪對(duì)的橫向位移；φw1和φw2分別為前、后輪對(duì)的搖頭角。

式(3)—式(8)依次為構(gòu)架橫移、構(gòu)架搖頭、前輪對(duì)橫移、前輪對(duì)搖頭、后輪對(duì)橫移和后輪對(duì)搖頭的平衡方程，構(gòu)成典型的一組線性方程組。對(duì)6個(gè)自由度轉(zhuǎn)向架模型，采用高斯消元法對(duì)式(3)—式(8)求解，即可得到各部件的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)。

2 閘瓦力矩作用下前后輪對(duì)非對(duì)稱運(yùn)動(dòng)

設(shè)置2個(gè)計(jì)算工況：(1)工況1，閘瓦力矩僅作用于1位輪對(duì)即前輪對(duì)(M1≠0。M2=0)；(2)工況2，同等大小的閘瓦力矩僅作用于2位輪對(duì)即后輪對(duì)(M1=0，M2≠0)。這樣，通過(guò)在前輪對(duì)、后輪對(duì)分別施加閘瓦力矩，便于分析制動(dòng)時(shí)閘瓦力矩對(duì)各輪對(duì)運(yùn)動(dòng)狀態(tài)的影響方式和影響程度。

綜合考慮構(gòu)架和輪對(duì)運(yùn)動(dòng)，得出輪對(duì)和各部件橫移量和搖頭角隨正向(順時(shí)針?lè)较?閘瓦壓力的變化規(guī)律如圖3所示。圖中，實(shí)線、虛線分別代表工況1和2的計(jì)算結(jié)果，以下同理。由圖3可以看出：工況1中，前輪對(duì)、構(gòu)架、后輪對(duì)均發(fā)生了較大的橫移，閘瓦力矩為15 kN·m時(shí)前、后輪對(duì)最大橫移量分別達(dá)到7和5.3 mm，而工況2中，各部件的橫移量均保持在較低水平，后輪對(duì)最大橫移量約為1.65 mm，前輪對(duì)橫移量?jī)H為0.023 mm，工況1中前輪對(duì)橫移量為工況2的4倍之多；從搖頭角響應(yīng)來(lái)看，工況1中，前輪對(duì)、構(gòu)架的正向搖頭角基本相當(dāng)(0.4 mrad)，后輪對(duì)則呈反向搖頭，且幅值(-0.15 mrad)約為前輪對(duì)搖頭角的一半，工況2中前輪對(duì)和構(gòu)架呈負(fù)向搖頭(-0.27 mrad)，后輪對(duì)為正向搖頭(0.31 mrad)，且前、后輪對(duì)搖頭角幅度大小很接近，只是方向相反。

圖3 正向閘瓦力矩作用下輪對(duì)橫移和搖頭運(yùn)動(dòng)

根據(jù)圖3的計(jì)算結(jié)果，給出了工況1和工況2中各部件最終達(dá)到平衡狀態(tài)時(shí)運(yùn)行姿態(tài)如圖4所示。由圖4可以看出：閘瓦力矩作用對(duì)前、后輪對(duì)的影響規(guī)律不一致，作用前輪對(duì)時(shí)更易使輪對(duì)發(fā)生輪緣貼靠現(xiàn)象；此外，若考慮輪對(duì)的曲線通過(guò)時(shí)，不均衡閘瓦力產(chǎn)生的力矩還可能引起較大的輪對(duì)沖角。

圖4 閘瓦力矩作用下轉(zhuǎn)向架各部件運(yùn)動(dòng)姿態(tài)

下面根據(jù)輪對(duì)受力平衡關(guān)系，對(duì)上述現(xiàn)象的產(chǎn)生機(jī)理作進(jìn)一步論述。根據(jù)式(6)和式(8)，輪對(duì)橫向位移與構(gòu)架搖頭角、輪對(duì)搖頭角的關(guān)系可表述為

(9)

其中，

Mφi=kpφ(φt-φwi)

式中：Mφi為i位輪對(duì)受到的懸掛搖頭力矩。

對(duì)前輪對(duì)施加正向閘瓦力矩，輪對(duì)會(huì)發(fā)生相應(yīng)的正向搖頭運(yùn)動(dòng)，進(jìn)而產(chǎn)生橫向蠕滑力，在橫向蠕滑力作用下輪對(duì)向正向橫移，此時(shí)輪對(duì)的橫移和搖頭均會(huì)引起構(gòu)架的順時(shí)針搖頭，構(gòu)架和輪對(duì)的搖頭角同向，兩者差值φt-φwi較小，懸掛搖頭力矩Mφi相應(yīng)減小，對(duì)輪對(duì)橫移的影響減弱。因此，由式(9)知，較大的閘瓦力矩Mi將引起較大的輪對(duì)橫移，換言之，輪對(duì)只有通過(guò)較大的橫移量才能產(chǎn)生足夠的縱向蠕滑力矩來(lái)平衡閘瓦力矩M1。對(duì)后輪對(duì)施加正向閘瓦力矩，后輪對(duì)發(fā)生正向搖頭并向正向移動(dòng)，輪對(duì)橫移引起構(gòu)架的負(fù)向搖頭，同樣由式(9)可看出，構(gòu)架和輪對(duì)搖頭位移差φt-φwi將呈負(fù)向增大，即形成的懸掛搖頭力矩Mφi為逆時(shí)針增大，能有效平衡閘瓦力矩M2，因此M2與Mφi總合成力矩的量值減小，進(jìn)而產(chǎn)生較小的輪對(duì)橫移。這也就解釋了為何在前輪對(duì)、后輪對(duì)上施加同樣大小的閘瓦力矩，但前輪對(duì)會(huì)引起更大的橫移，而后輪對(duì)的橫移量較小。

至于輪對(duì)和構(gòu)架搖頭角變化，前輪對(duì)上作用有正向閘瓦力矩時(shí)構(gòu)架呈正向搖頭，釋放了輪對(duì)的正向搖頭運(yùn)動(dòng)，因此輪對(duì)有較大的正向搖頭角，后輪對(duì)有閘瓦力矩時(shí)構(gòu)架負(fù)向搖頭，而輪對(duì)呈正向搖頭，兩者運(yùn)動(dòng)趨勢(shì)互有抵抗，因此限制了后輪對(duì)的正向搖頭角幅度。

當(dāng)前輪對(duì)、后輪對(duì)先后作用負(fù)向(逆時(shí)針)閘瓦力矩時(shí)，在外部閘瓦力矩作用下，前輪對(duì)與構(gòu)架的搖頭方向始終保持一致，而后輪對(duì)的搖頭方向卻與構(gòu)架始終相反。因此，同以上分析過(guò)程，前輪對(duì)的橫移量同樣大于后輪對(duì)，如圖5所示。

圖5 負(fù)向閘瓦力矩作用下轉(zhuǎn)向架橫移運(yùn)動(dòng)

綜合上述分析結(jié)果，前、后輪對(duì)分別施加大小、方向相同的閘瓦力矩，前輪對(duì)的橫移量遠(yuǎn)大于后輪對(duì)。從受力平衡角度看，造成這一非對(duì)稱運(yùn)動(dòng)的根本原因在于，受閘瓦力矩作用的主動(dòng)輪對(duì)是否能和構(gòu)架保持同向搖頭。當(dāng)構(gòu)架和主動(dòng)輪對(duì)的搖頭一致時(shí)，懸掛搖頭力矩難以抵消閘瓦力矩，只能通過(guò)輪對(duì)較大的橫移量產(chǎn)生縱向蠕滑力矩來(lái)平衡。當(dāng)主動(dòng)輪對(duì)和構(gòu)架搖頭運(yùn)動(dòng)反向時(shí)，懸掛搖頭力矩抵消較大部分的閘瓦力矩，輪對(duì)較小的橫移量即能產(chǎn)生足夠的縱向蠕滑力矩使系統(tǒng)平衡。無(wú)論閘瓦力矩作用哪個(gè)輪對(duì)，構(gòu)架搖頭位移始終和1位輪對(duì)保持相近，這也充分體現(xiàn)了前輪對(duì)的導(dǎo)向作用。

3 閘瓦力矩作用下整車(chē)動(dòng)力學(xué)行為

為了檢驗(yàn)上文簡(jiǎn)化模型中的基本規(guī)律，基于車(chē)輛—軌道耦合動(dòng)力學(xué)理論和表1所給參數(shù)，建立了考慮輪軌接觸、減振器卸荷特性等非線性環(huán)節(jié)的客車(chē)—軌道耦合動(dòng)力學(xué)分析模型，相關(guān)部件的建模方法和運(yùn)動(dòng)方程可參考文獻(xiàn)[7，15]，這里不再給出。其中，輪對(duì)子模型在原基礎(chǔ)上進(jìn)一步考慮了閘瓦力矩Mi作用，輪軌切向力采用經(jīng)典的Kalker簡(jiǎn)化理論求解。鋼軌為CHN60軌，車(chē)輪型面采用錐形踏面(錐度為0.075)和具有非線性錐度的LM型踏面，如圖6所示。

圖6 錐形踏面與LM型踏面

首先對(duì)錐形踏面和LM型踏面進(jìn)行比較分析，以對(duì)簡(jiǎn)化模型的反映規(guī)律進(jìn)行檢驗(yàn)。輪對(duì)上的閘瓦力矩在1～10 s內(nèi)逐步增至15 kN·m目標(biāo)值，總積分時(shí)間為20 s。以工況1為例，閘瓦力矩施加的過(guò)渡階段及系統(tǒng)達(dá)到新平衡位置后，前轉(zhuǎn)向架各部件的橫移量和搖頭角變化如圖7所示。由圖7可以看出：采用錐形踏面時(shí)，前、后輪對(duì)的橫移量分別為7.51和6.20 mm、搖頭角分別為0.44和-0.14 mrad，而對(duì)應(yīng)圖3中15 km·m閘瓦力矩作用下簡(jiǎn)化模型前、后輪對(duì)位移分別為7.0和5.3 mm，輪對(duì)搖頭角分別為0.40和-0.15 mrad，可見(jiàn)，無(wú)論是部件橫移量還是搖頭角，平衡狀態(tài)下其分布規(guī)律與簡(jiǎn)化模型的結(jié)果十分接近。盡管6個(gè)自由度轉(zhuǎn)向架模型簡(jiǎn)化了車(chē)體參振以及其他很多非線性環(huán)節(jié)，但同樣能夠較好反映出閘瓦力矩作用下輪對(duì)的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)。而采用LM型踏面后，進(jìn)一步考慮了接觸幾何非線性，各部件的位移趨勢(shì)不變，只是幅值有所減小。可以說(shuō)，閘瓦力矩對(duì)前、后輪對(duì)影響規(guī)律的不對(duì)稱性，也是轉(zhuǎn)向架一種特有屬性。

圖7 工況1錐形踏面、LM型踏面轉(zhuǎn)向架動(dòng)態(tài)位移比較

進(jìn)一步，討論車(chē)輛采用實(shí)際的LM型踏面，工況1(M1≠0，M2=0)、工況2(M1=0，M2≠0)轉(zhuǎn)變時(shí)閘瓦力矩對(duì)輪軌作用力和輪對(duì)磨耗情況的影響。不同工況時(shí)前轉(zhuǎn)向架1，2位輪對(duì)的輪軸橫向力及輪對(duì)磨耗功率對(duì)比如圖8所示。從圖8可以看出：閘瓦力矩作用于1，2位輪對(duì)分別會(huì)產(chǎn)生最大4.7和4.1 kN的輪軸橫向力；由于工況1中1位輪對(duì)橫移量大，產(chǎn)生了較大的輪軌縱向蠕滑力和蠕滑率，因此最終合成的磨耗功率明顯增大，輪對(duì)磨耗功率接近0.4 kW，遠(yuǎn)大于工況2中輪對(duì)最大磨耗功率0.06 kW，約為后者的6倍。

因此，從考慮輪軌接觸幾何非線性和力學(xué)非線性的整車(chē)動(dòng)力學(xué)仿真結(jié)果看，閘瓦力矩同樣造成了輪對(duì)的非對(duì)稱運(yùn)動(dòng)，且可以推斷，若閘瓦力矩作用于前輪對(duì)，將產(chǎn)生更為劇烈的輪軌橫向動(dòng)力和輪軌磨耗。

4 關(guān)鍵參數(shù)對(duì)轉(zhuǎn)向架運(yùn)動(dòng)行為影響規(guī)律

考慮工況1、工況2的載荷條件，以下研究一系懸掛剛度和踏面錐度等關(guān)鍵參數(shù)對(duì)轉(zhuǎn)向架各部件運(yùn)動(dòng)行為的影響規(guī)律。

圖8 LM型踏面輪對(duì)輪軸橫向力及磨耗功率

一系懸掛縱向剛度對(duì)轉(zhuǎn)向架各部件橫移量和搖頭角的影響如圖9所示。

圖9 一系懸掛縱向剛度對(duì)轉(zhuǎn)向架各部件橫移量和搖頭角的影響

從圖9可以看出：無(wú)論是工況1還是工況2，隨著一系懸掛縱向剛度增大時(shí)，構(gòu)架和輪對(duì)的橫移量以及搖頭角均先迅速變化，然后趨于穩(wěn)定。例如，一系懸掛縱向剛度從10 MN·m-1增至50 MN·m-1時(shí)，工況1中構(gòu)架橫移量由6.05 mm降至4.15 mm，降幅為1.9 mm，對(duì)應(yīng)工況2中的構(gòu)架橫移量由0.81 mm增至2.9 mm，增幅為2.1 mm；一系懸掛縱向剛度在50～150 MN·m-1范圍變化時(shí)，工況1和工況2對(duì)應(yīng)的構(gòu)架橫移量分別減小和擴(kuò)大了0.8和0.43 mm，由此也可看出，一系懸掛縱向剛度的增加將弱化閘瓦力矩在不同輪對(duì)上作用的效果，亦即使工況1和工況2中轉(zhuǎn)向架部件位移均趨于一致。

一系懸掛橫向剛度變化對(duì)轉(zhuǎn)向架各部件橫移和搖頭運(yùn)動(dòng)的影響如圖10所示。從圖10可以看出：無(wú)論是工況1還是工況2中，增大一系懸掛橫向剛度，前輪對(duì)橫移變化不大，但均會(huì)使構(gòu)架和后輪對(duì)有向前輪對(duì)橫向靠攏的趨勢(shì)，同時(shí)使各部件搖頭角呈逐漸增大趨勢(shì)，當(dāng)一系懸掛橫向剛度增至5 MN·m-1后，對(duì)搖頭角的影響效果減弱。

圖10 一系懸掛橫向剛度對(duì)轉(zhuǎn)向架各部件橫移量和搖頭角的影響

因此，一系懸掛縱向剛度、橫向剛度對(duì)轉(zhuǎn)向架部件位移的影響規(guī)律截然不同。

進(jìn)一步，踏面錐度變化對(duì)轉(zhuǎn)向架位移的影響如圖11所示。從圖11可以看出：工況1中，隨著踏面錐度的增大，轉(zhuǎn)向架各部件橫移量幾乎是等幅減小的，逐漸接近對(duì)中位置，部件的搖頭角也向?qū)χ形恢每繑n；而工況2中，踏面錐度變化對(duì)部件橫移運(yùn)動(dòng)影響微弱；總的來(lái)看，增加踏面錐度同樣將弱化閘瓦力矩作用效果，使工況1和工況2中轉(zhuǎn)向架部件位移均趨于對(duì)中位置。

圖11 踏面錐度對(duì)輪對(duì)橫移量和搖頭角的影響

本文僅從閘瓦壓力不均衡引起的力學(xué)效果進(jìn)行了深入闡述，著重說(shuō)明二軸轉(zhuǎn)向架前、后輪對(duì)非對(duì)稱運(yùn)動(dòng)現(xiàn)象的產(chǎn)生機(jī)理。至于綜合考慮制動(dòng)力、曲線線路等復(fù)雜工況和運(yùn)行條件的輪對(duì)動(dòng)態(tài)力學(xué)問(wèn)題，后續(xù)需要進(jìn)一步探討。

5 結(jié) 論

(1)閘瓦力矩僅作用前輪對(duì)時(shí)，轉(zhuǎn)向架整體出現(xiàn)較大的橫向位移，且前輪對(duì)的橫移量和搖頭角最大，易引起輪緣貼靠和輪軌磨損；而僅作用后輪對(duì)時(shí)，轉(zhuǎn)向架各部件橫移量均保持在較低水平。

(2)若受閘瓦力矩作用的輪對(duì)和構(gòu)架保持同向搖頭，則構(gòu)架和輪對(duì)在懸掛系統(tǒng)中產(chǎn)生的搖頭力矩相抵消，難以平衡外部的閘瓦力矩，閘瓦力矩通過(guò)輪軌蠕滑作用使輪對(duì)產(chǎn)生較大橫移；反之，構(gòu)架和輪對(duì)的懸掛搖頭力矩相疊加，平衡掉大部分閘瓦力矩，輪對(duì)橫移量大大減小。

(3)增加一系懸掛縱向剛度和踏面錐度，將使閘瓦力矩在不同輪對(duì)上作用的效果趨于一致，且踏面錐度的增大有利于使轉(zhuǎn)向架部件位移均趨于對(duì)中位置，而增大一系懸掛橫向剛度幾乎不影響前輪對(duì)橫移，但會(huì)使構(gòu)架和后輪對(duì)橫移接近前輪對(duì)。