輕型鐵路貨運車輛空車回送低動力作用及其解決對策

李特特，魏鴻亮，樸明偉+，杜 偉，3，李 華，徐世鋒

(1.大連交通大學 機械工程學院,遼寧 大連 116028；2.中車齊齊哈爾車輛有限責任公司，黑龍江 齊齊哈爾 161002;3.遼寧鐵道職業(yè)技術學院 鐵道車輛學院，遼寧 錦州 121000)

0 引言

空車回送低動力作用是輕型鐵路貨運車輛研制的主要技術難題之一，針對目前鐵路貨運提速的特殊需求，快捷/高速貨運轉向架有必要采用動態(tài)設計和軟件分析方法，用輸入/相關激勵來把握正則/奇異攝動相互轉變的辯證關系，從而使輕型鐵路貨運車輛依據(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力作用的要求。

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

鐵路貨運提速需要研制一類輕型鐵路貨運車輛，包括行包車、集裝箱平車、快運棚車以及小汽車商品或冷鏈運輸特種車輛，軸重為17 t～18 t。由于貨物容重比較低，輕型鐵路貨運車輛具有特殊性，如空重比懸殊、車體重心高、車輛定距較長等，特別是在車速的要求下，一般快捷/高速貨運轉向架將踏面制動(適用于≤140 km/h的車速)改用輪盤或輪邊制動。當空車為最小軸重時，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]，使車輪踏面產生許多擦傷或擦痕，增強磨耗輪軌接觸的作用并產生輪軌噪聲。不僅如此，轉向架懸掛特性亦會因此發(fā)生非線性演變，增強了由走行部到車體的振動傳遞率，使輕量化車體發(fā)生剛柔耦合共振。

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

(1)160 km/h有搖枕快捷貨運轉向架原始設計保留了心盤旁承接口關系，以外置牽引桿、二系橡膠堆懸掛和心盤旁承構成了搖枕復雜約束關系。

(2)250 km/h無搖枕高速貨運轉向架設計以空簧懸掛構成對車體的3/4點支承方式，并以抗蛇行減振器取代旁承摩擦，以期形成有效的回轉阻力矩。

(3)在上述兩個基本模型基礎上，在160 km/h快捷貨運轉向架的改進設計中進一步提出如下3個預選方案：

1)有搖枕快捷貨運轉向架預選方案Ⅰ，二系空心橡膠堆懸掛采用標準橫向跨距2.0 m形成對搖枕的彈性支承。

2)無搖枕快捷貨運轉向架預選方案Ⅱ，二系空心橡膠堆懸掛采用標準橫向跨距2.0 m構成轉向架對車體的全旁承支承接口關系。

3)無搖枕快捷貨車轉向架預選方案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適度降低對車體的側扭力矩。

在160 km/h快捷貨運轉向架原始設計的配置下，空載全側開快運棚車剛柔耦合仿真與整車臺架振動試驗取得了一致的結論，即頂棚局部垂向耦合共振，因此剛柔耦合仿真研究提出如下建議[6]：輕量化車體設計要合理權衡長約24 m地板底架組合結構的剛度不均勻性與細長頂棚超靜定結構的變形協(xié)調性，盡可能避免寬體鋁合金側門橫向耦合共振及其對塞拉鎖定穩(wěn)定性的影響。

在相關軟件分析綜合技術平臺的支撐下，快捷/高速貨運轉向架動態(tài)設計也要抓住輪軌接觸與轉向架懸掛兩大非線性影響因素，進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問題，即輪對的自穩(wěn)定性和回轉阻力矩的有效性，盡快突破空車回送低動力作用的關鍵技術，使輕型鐵路貨運車輛更好地滿足鐵路貨運提速的3大特殊需求，即提高額定載重量、提升貨物集散能力和擴大中長途運輸收益。

在無/有搖枕兩種預選方案配置下，本文首先再次進行快運棚車剛柔耦合仿真及輕量化車體結構的優(yōu)化設計與驗證，進一步確認輕型鐵路貨運車輛研制中存在的回轉阻力矩的有效性、垂向振動傳遞率和有害磨耗3大技術問題；然后借鑒歐美鐵路的相關經驗，根據(jù)抗蛇行頻帶吸能機制制訂無搖枕轉向架理想配置方案，以較充裕的安全穩(wěn)定裕度破解空車回送動力作用的技術難題；最后深入研討單牽引桿裝置和二系空心橡膠堆懸掛對振動磨耗造成的影響，明確無搖枕預選方案Ⅱ的改進設計方向。

本文研究試圖完成如下3點創(chuàng)新工作：①以整車穩(wěn)定性態(tài)分析圖引領轉向架參數(shù)優(yōu)配，更好地處理轉向架對車體的復雜接口關系，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整車MBS(multi-body system)的接口處理對策，以復雜約束及其內力的精準分析確保模態(tài)應力恢復(Modal Stress Recovery，MSR)的正確性，進而準確研判危險區(qū)域或焊縫；③以輪軌橫向動態(tài)制衡關系把握正則/奇異攝動相互轉變的辯證關系，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，從而在合理科學的修程修制下提升極限與構造速度。

1 快運棚車改進設計及剛柔耦合仿真

在前期臺架振動試驗對比工作的基礎上，本章以快運棚車的改進設計為目標，再次進行整備車輛剛柔耦合仿真分析；然后根據(jù)局部高應力及其對結構疲勞損傷的評估，利用結構優(yōu)化完善局部剛度補強設計；最后以新型集裝箱長平車剛柔耦合仿真的可重復性，進一步確認所需要解決的3大關鍵技術問題，確?；剞D阻力矩的有效性，降低垂向振動傳遞率，并盡可能避免有害磨耗。

1.1 剛柔耦合仿真模型考證及其主要技術特點

在160 km/h快捷貨運轉向架原始設計的配置下，根據(jù)如圖1a所示的拓撲關系圖，前期研究建立了如圖1b所示的轉向架模板模型，進而構建了如圖1c所示的空車與重車組裝模型，其具有如下特點：①全柔性耦合車體模型，包括4組對開側門和塞拉鎖定約束；②在重車工況下考慮了貨物集成箱對地板形成的阻尼約束效應。

在車鉤縱向模擬約束下，對整車臺架振動試驗施加車輪激擾輸入并測得車體振動響應。在相關模態(tài)測試對比的基礎上，整備車輛剛柔耦合仿真進一步對如下技術問題進行了深入研究：

(1)走行部與車體垂向耦合機制 考慮到外置牽引桿約束的影響，轉向架構架點頭模態(tài)頻率較高，如同向點頭模態(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)此剛柔耦合仿真與臺架試驗兩者均可以確認發(fā)生了頂棚局部垂向耦合共振。

(2)回轉阻力矩的有效性 當輪對縱向/橫向定位剛度增強到15/6 MN/m時，動態(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阻力矩不能有效抑制蛇行振蕩的問題。

160 km/h快捷貨運轉向架的原始設計采用如圖1b所示的外置牽引桿，試圖利用左右兩側牽引桿的反對稱布置平衡旁承摩擦形成的回轉阻力矩，使搖枕復雜約束力系穩(wěn)定。然而轉向架與車體的復雜接口關系會引發(fā)上述兩個技術問題，具體而言，與Y37吊擺搖枕的情況類似，在搖枕彈性支承下，原始設計亦存在旁承摩擦不穩(wěn)定的問題，而外置牽引桿增強了對轉向架構架點頭的約束剛度，在走行部與車體之間形成垂向耦合關系。

Y37是Y25構架式貨運轉向架的一種改進設計，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。因為軸箱懸掛與利諾爾干摩擦減振形成高速磨損，利諾爾拉桿對輪對縱向定位剛度的貢獻不斷降低，安全穩(wěn)定裕度變得越來越不充裕，所以Y37的吊擺搖枕進一步暴露了旁承摩擦不穩(wěn)定問題，目前被強制停用。

由此可見，旁承摩擦形成的回轉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。若將軸箱轉臂定位方式作為提速貨運轉向架客車化的一個主要技術特征，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阻力矩，無搖枕預選方案Ⅱ/Ⅲ就采用了這一方式。

1.2 面向局部剛度補強的結構優(yōu)化設計

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

將德國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的剛柔耦合仿真分析評估表明，頂棚出現(xiàn)了1階橫彎模態(tài)自激振動，導致較嚴重的變形協(xié)調問題。具體為，中間拱形撐柱(簡稱中柱)的根部形成了局部高應力，其屬于脈沖載荷類型，最大應力循環(huán)幅值約為170 MPa；同時在頂棚和端墻轉角處也形成了次高應力區(qū)域，其屬于交變載荷類型。

輕量化車體優(yōu)化設計在完善局部剛度補強后，最大應力循環(huán)載荷幅值由170 MPa降低為82 MPa，應力的發(fā)生部位也由中柱根部的主筋板轉移到中柱兩側立柱人孔周邊轉角處。上述評估結論在如下前提下得出：

(1)采用內置式剛度補強結構的巧妙設計降低中柱根部的局部高應力，使局部高應力蛻變到并不重要的兩側立柱人孔周邊位置。

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

(3)考慮到上述局部剛度補強，如果頂棚增設中央縱梁，則總質量將增大，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)相對既有鐵路三大干線試用譜，德國高干擾譜(ORE B176)更適用于車速≤200 km/h的有砟鐵路線路。

(5)與整車臺架振動試驗相比，不斷對整備車輛剛柔耦合仿真模型進行精細化處理，例如對子結構交界面處理的完善與優(yōu)化，盡可能改進寬體鋁合金側門上下邊的變形協(xié)調性，從而更加全面而有效地驗證了結構優(yōu)化設計的效果。

由于前位與后位轉向架的空間限制，地板底架組合結構設計很難進一步提高其1階垂彎模態(tài)頻率?？紤]到斜板車輪只能采用輪盤制動，將轉向架軸距增大到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剛度不足，鉤緩箱的自由/固定交界面約束亦會對前后端部扭曲模態(tài)頻率產生影響，約為17/20 Hz。

1.3 磨耗輪軌接觸的動力作用及輸入激勵的影響

如圖2a和圖2b所示，在有搖枕預選方案Ⅰ的配置下，搖枕兼作搖臺形成牽引桿內置的設計形式，在搖枕與轉向架構架之間增設前后橡膠堆來平衡旁承摩擦形成的回轉阻力矩。因此，搖枕復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，考慮轉向架兩級懸掛的特殊性(即K2>>K1)，左側與右側軸箱鋼簧懸掛靜撓度產生的變化不一致(即δL<δR)，轉向架構架將相應地發(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<

相應地，旁承摩擦形成的回轉阻力矩出現(xiàn)異常，不能有效抑制不穩(wěn)定蛇行振蕩，使前導與跟隨輪對形成偏磨，并造成較嚴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力作用越來越大，其對輕量化車體振動的負面影響越發(fā)嚴重。

1.4 單牽引桿鉸接動荷及相關激勵的影響

無搖枕預選方案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特性(如圖2c)，輕量化車體的1階垂彎模態(tài)被激發(fā)振動。

由于前位轉向架與車體之間對中性能的動態(tài)制衡關系(如圖3和圖4)，前位/后位牽引桿鉸接點分別產生橫向/縱向動荷效應，并構成相關激勵，增大了由走行部到車體的振動傳遞率，在車體1/4或3/4處的側門下邊滾輪支座形成局部高應力，如圖5a所示。滾輪跳動形成脈沖載荷，最大應力循環(huán)幅值約為93 MPa(端門)和130 MPa(中間門)，如果排除滾輪跳動和應力集中效應兩個因素(如圖5b)，則最大應力循環(huán)幅值降低為30 MPa左右。

側門豎平面大部發(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/增強設計兩種不同約束下，寬體鋁合金側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，這與原始設計樣車臺架振動試驗的情況基本吻合。

由于貨物集成箱對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)而產生振動。由于二系空心橡膠堆的力學性質不穩(wěn)定，重車車體點頭會偏向左側或右側，迫使前位與后位單牽引桿因強烈的橫向動荷效應而形成相應的激勵，其諧振頻率分別為3.8 Hz，4.0 Hz。結果前/后端墻頂部出現(xiàn)異常振動，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車體側扭剛度的貢獻，當正線順坡段通過時，順坡率應≤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。

如果將兩側空心橡膠堆的橫向跨距縮短到1.6 m，則可改善無搖枕預選方案(Ⅲ)順坡段通過的性能，但是轉向架懸掛的非線性及其對輕量化車體剛柔耦合振動的負面影響不會因此而發(fā)生任何改變。

綜上所述，目前二系空心橡膠堆懸掛的技術條件并不成熟，其不穩(wěn)定的力學性質是造成振動磨耗的主要原因。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 主要技術問題及其可重復性

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

由此可見，在國家重大研發(fā)計劃項目層面，本文研究成果為剛柔耦合仿真分析的一個成功案例，其可以避免新型車輛研發(fā)投資損失，包括改進樣機制造和相關試驗的成本，粗略統(tǒng)計超500萬元。

2 歐洲既有鐵路貨運提速及其共性技術問題

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

根據(jù)UIC基準模型[1]，DRRS25 DL采用雙層橡膠圈軸箱懸掛定位方式巧妙地實現(xiàn)了空車/重車輪對定位約束剛度的自主轉變，使其從0.25 MN/m提高到0.75 MN/m，曾經成功應用于車速為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，空車實現(xiàn)最高車速為150 km/h的技術條件十分苛刻，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，擦輪或擦傷導致磨耗輪軌接觸的動力作用增強，使橡膠軸箱懸掛和干摩擦減振系統(tǒng)產生相位滯后的非線性影響，如振動噪聲。由于嚴格限制ICE城際快鐵的夜間貨運噪聲，德國DB鐵路公司不得不將其降速至140 km/h[7]，例如改用Y25構架式轉向架配置，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TF25 SA技術研制了新型(鉸接)2軸車，可以以160 km/h的速度持續(xù)運行，并以輪盤制動取代踏面制動，廣泛應用于行包車、小汽車商品或冷鏈運輸特種車，其關鍵技術在于利用外置牽引桿適度增強輪對的縱向定位剛度，消除了車體上擺與輪對橫移模態(tài)之間的牽連運動關系。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軌道線路的適應性，但是這種TF25 SA技術具有局限性，需要采用主動差速控制技術進一步提高臨界速度。

有學者提出LEILA新型提速貨運轉向架設計，用彈性交叉桿裝置增強前導與跟隨輪對之間的剪切/彎曲剛度，并試圖以心盤膠墊降低垂向振動傳遞率，但是制造工藝難以突破。4L或EURO等新型轉向架構架設計更具想象力，其采用彈性結構或碳纖維復合結構來實現(xiàn)空車/重車的輪對定位約束剛度和轉向架構架懸掛的雙重轉變，然而在現(xiàn)有技術條件下尚不具可行性。

值得注意的是，因為英國TF25構架式貨運轉向架無抗蛇行減振器，仍然保留踏面制動形式，并用減磨硬質合金降低表面粗糙度(亦稱研磨子技術)，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公司設計的LHGVL型轉向架亦采用類似的二系簡單懸掛，使設計車速達到160 km/h，因此改用輪盤制動形式，成功地為穿越英吉利海峽隧道的汽車提供了平均時速為140 km/h的穿梭運輸服務[2]。

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

3 安全穩(wěn)定裕度及相關概念

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

3.1 轉向架搖頭相位穩(wěn)定裕度

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

轉向架搖頭相位穩(wěn)定裕度有輪對定位約束剛度和實際軸重兩個影響因素。轉向架蛇行運動是由其橫移和搖頭構成的復合運動形式，通常轉向架搖頭運動具有相對橫移的相位滯后，即跟隨輪對的車軸橫向力稍大于前導輪對，簡稱為轉向架搖頭相位穩(wěn)定裕度。由于轉向架與車體的接口比較復雜，整車穩(wěn)定性態(tài)通常不會形成簡單的車體/轉向架不穩(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)有技術條件下，空車最小軸重條件是能夠確?？哲嚮厮洼嗆壗佑|安全的最小軸重，如平車回送和壓艙物。在特定的轉向架對車體的接口關系下可以證明，隨著實際軸重的不斷降低，前導與跟隨輪對的車軸橫向力開始彼此接近，轉向架構架的橫向振動增強，需要形成二系橫向懸掛來衰減車體的橫向振動。如果進一步降低實際軸重，則前導輪對的車軸橫向力將大于跟隨輪對，即轉向架搖頭相位超前，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 大阻尼抑制蛇行機制及其技術局限性

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，簡稱大阻尼抑制蛇行機制。若輪對的縱向/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制暴露出的技術局限性主要表現(xiàn)如下：

(1)由于轉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，當車速提升至280 km/h及以上運行時，實際等效錐度λe≤0.15。

(2)若λe>0.15，則跟隨輪對的車軸橫向力增大，從而打破輪軌的橫向動態(tài)制衡關系[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)象稱為輪對自穩(wěn)定問題。為了確保輪對自穩(wěn)定性，瑞典鐵路SJ3000擺式轉向架將軸箱懸掛減振器傾斜45°，以衰減轉向架構架的橫向振動。

(3)如果抗蛇行阻尼更大，例如日本新干線轉向架，其抗蛇行線性阻尼的標定值為2 450 kN·s/m×2(每架2個)，這使輪軌對中很難及時恢復，可能出現(xiàn)輪對偏磨現(xiàn)象。不僅如此，不落輪鏇次數(shù)過多會造成輪對動平衡問題，使正則攝動轉變?yōu)槠娈悢z動問題。以相應的磨耗輪軌接觸動力作用作為輸入激勵，將會迫使轉向架懸掛特性發(fā)生非線性演變，例如在較高頻率激擾下，日系空簧的熱力學非線性使其懸掛動態(tài)剛度變硬，從走行部到車體的垂向振動傳遞率增強，車體因其1階垂彎模態(tài)被激發(fā)而產生振動。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荷為激勵，前位與后位轉向架進行縱向的相向運動，與車體垂彎之間形成耦合振動，這一模態(tài)簡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，則整備車體將演變?yōu)榇瓜騽側狁詈瞎舱?，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)頻帶吸能機制

就新型抗蛇行減振器而言，低頻結構阻尼與高頻阻抗作用是影響抗蛇行動態(tài)特性的兩個重要因素。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，前者偏重于低頻結構阻尼，后者偏重于高頻阻抗作用。布魯尼認為[10]抗蛇行準靜態(tài)特性，即由示功圖(或稱滯回曲線)繪制的阻尼特征曲線，尚未計入激擾頻率對動態(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。通過對抗蛇行臺架的動態(tài)測試數(shù)據(jù)進行分析表明，在微小的位移攝動條件下，如位移幅值A≤1 mm，抗蛇行動態(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，且具有如下動態(tài)特性：

相位滯后

Φ=atan(X′/X)；

(1)

動態(tài)剛度

(2)

動態(tài)阻尼

(3)

式中：τ為松弛時間，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°，相應的動態(tài)阻尼Cd由C0逐漸衰減至0，動態(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，動態(tài)剛度將迅速衰減。

由此可見，轉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/垂向減振器和抗側滾扭桿裝置，其動態(tài)特性均會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流經阻尼閥的方向不變，因此抗蛇行阻尼特性具有十分理想的壓縮和反彈對稱性，且線性阻尼值可調節(jié)。因為安全閥的壓力閾值和液壓剛度均較低，所以液壓剛度與端節(jié)點橡膠的徑向剛度無關。

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構阻尼，有益于提高轉向架搖頭的相位穩(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制，從而克服大阻尼抑制蛇行機制的局限性。若調大線性阻尼值，則可在較低頻段上使轉向架搖頭相位穩(wěn)定裕度更加充裕。

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

相對而言，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向架搖頭相位滯后的非線性影響，降低跟隨輪對的車軸橫向力。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制，從而更好地指導(超)高速轉向架參數(shù)優(yōu)配。

5 凹坑有害磨耗及其反饋負面影響

三大件貨運轉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，導致輪對滾徑差(Rolling Radius Difference，RRD)產生負斜率變化。實際上，諸如轉K6等三大件貨運轉向架的改進設計采用彈性交叉桿裝置增強抗菱剛度，改用八字形橡膠墊來消除輪對定位誤差，長期運維的效果表明，凹坑有害磨耗與輪軌并不具有明顯的相關性。

就高速輪軌的運維實踐而言，凹坑有害磨耗指車輪踏面中央形成的局部下凹型磨耗。跟蹤測試數(shù)據(jù)分析表明，隨著運行里程的增加，輪對滾徑差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；后者與回轉阻力矩的有效性相互關聯(lián)，逐漸形成踏面接觸光帶，因此輪對鏇修周期取決于軌道線路服役的技術條件，如山區(qū)線路、明線與暗線交錯。

5.1 高速晃車現(xiàn)象

回轉阻力矩有效性問題亦是造成德國ICE3系列轉向架原型設計技術缺陷的主要原因[11]，其與新型抗蛇行減振器并無任何關聯(lián)。在輪對強剛性定位約束下，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向架搖頭相位穩(wěn)定裕度降低，進而與車體側滾模態(tài)構成一次蛇行，其對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致滾動接觸疲勞(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產生一系列如同細絲般的傾斜裂紋。為此，德國DB鐵路公司不得不對ICE快鐵(鋼軌E2的軌底坡為1∶40)進行鋼軌打磨修型，但是誤差控制得十分嚴格，要求λe=0.10～0.13，λemax=0.15[12]，使300 km/h等級鐵路專線形成客運或專車專線運營方式，其他線路或夜間貨運，或客貨混運。相對而言，ETR600的軌道線路條件為：鋼軌E1的軌底坡1∶20，λe≤0.05。其中輪對重力剛度形成的恢復力是維系轉向架橫向穩(wěn)定的主要因素。

然而客運或專車專線并非保障高鐵運用安全穩(wěn)定的充要條件，在特定的(非)結構攝動影響下(如高速道岔通過、鋼軌打磨誤差或側風對車體擾動等)，ICE3的一次蛇行轉變?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)輪軌橫向動態(tài)制衡關系可以證明，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原型設計而言，形成凹坑磨耗有輪軌匹配條件制約和高速晃車兩個主要因素，輪對滾徑差和輪軌干/濕摩擦是決定其演變程度的次要因素。當λe≤0.10時，一次蛇行轉變?yōu)槎紊咝?。如上所述，ICE城際快鐵不得不進行鋼軌打磨修型處理，其對誤差的控制十分苛刻。不僅如此，當受到橫風、側風和尾流擾動時，會因一次蛇行而增強流固耦合效應，使車體瞬間發(fā)生側滾晃動。高速晃車現(xiàn)象會對車輪自旋蠕滑產生負面的反饋影響。

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

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

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

(2)鐵路貨運提速到90 km/h～100 km/h以上后，輪軌滾動接觸點發(fā)生跳動，RCF失效，為此建議[13-14]最大凹陷深度達到2 mm～3 mm時，應該盡快對輪對進行鏇修。

(3)高速鐵路運維實踐表明，當最大凹陷深度達到0.3 mm～0.5 mm時，輪軌滾動接觸點跳動，并造成踏面中央集中磨耗，鋼軌走行則形成寬光帶。

5.3 主要反饋的負面影響

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

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

(2)轉向架懸掛特性會因此產生非線性演變，進而引起整備車輛發(fā)生剛柔耦合共振，如牽引變流器橫向竄動導致抖車現(xiàn)象，因此其橫移模態(tài)頻率不得低于12 Hz。

(3)輪軌滾動接觸點跳動導致車輪自旋蠕滑的奇異性，造成輪軌滾動接觸磨耗不均勻[15-16]，由于鋼軌波浪形磨耗與車輪多邊形磨耗的形成機理具有相似性與伴生性，其影響會在整個鐵路網內不斷擴大。

6 準靜態(tài)攝動仿真及其分析技術的缺陷

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

(1)只有在小蠕滑或無自旋假設成立的前提下，約束內力連續(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)線性關系。

(3)提速軌道車輛系統(tǒng)必須滿足運動一致性或模型有效性，并回歸至漸進穩(wěn)定意義下的正則攝動問題。

如果一個非線性系統(tǒng)S(ε)中包含有一個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)，進而將S(ε)看作為S(0)受到攝動(ε≠0)而形成的受擾系統(tǒng)。因此攝動方法是將問題簡化為求解在S(0)基礎上找出非線性系統(tǒng)S(ε)的運動表達式，且有正則與奇異兩類攝動問題。如式(6)所示，正則攝動必須滿足運動一致性或模型有效性條件，而奇異攝動則有多解或分叉現(xiàn)象，不滿足上述條件。

(6)

由于凹坑有害磨耗，實際輪軌接觸會逐漸偏離(近)線性關系。如果假設為小蠕滑或無自旋，并認為小幅蛇行安全論仍然成立，則準靜態(tài)攝動仿真存在如下問題：①混淆正則/奇異攝動問題；②形成非線性系統(tǒng)穩(wěn)定性的悖論；③徹底喪失了剛柔耦合系統(tǒng)的非線性屬性。

7 把握正則/奇異攝動相互轉變的辯證關系

采用整車穩(wěn)定性態(tài)分析圖引領轉向架參數(shù)優(yōu)配，以解決造成有害磨耗的輪對自穩(wěn)定性和回轉阻力矩有效性問題，進而利用安全穩(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軌道車輛MBS的接口處理對策，在更大的頻響范圍內控制輪軌接觸與轉向架懸掛兩大非線性影響因素。進而以輸入/相關激勵把握正則/奇異攝動相互轉變的辯證關系，在相應的管理體制下回歸到轉向架標稱模型，即漸進穩(wěn)定意義下的正則攝動問題，在合理科學的修程修制下提升極限與構造速度。

7.1 正則/奇異攝動的相互轉變

在一般非線性系統(tǒng)中，正則和奇異攝動既對立又統(tǒng)一，兩者的相互轉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。

為了防止側門下邊形成縫隙造成散料灑落，敞車增設了鎖鐵摩擦鎖定機構。根據(jù)復雜約束及其拓撲關系(如圖7)，采用點—面或點—線接觸摩擦單元構建鎖鐵及其復雜約束的隔離體模型，并用連續(xù)摩擦模型計入干摩擦非線性的影響。

在門栓未插好的情況下，假設車門對鎖鐵施加2 kN水平壓力。考慮鎖鐵自重，在鎖鐵質心處將車體橫向和垂向加速度的時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。對鎖鐵的原始設計和改進設計(如圖8)進行動態(tài)仿真分析表明：①當銷軸和滑槽之間的接觸角由原始的θ=15°降低為θ=4°時，其向上的垂向分力顯著降低；②相應的接觸摩擦角獲得了更加充裕的穩(wěn)定裕度，不再發(fā)生鎖鐵向上蠕動或爬行，甚至跳動翻轉的問題。由此可見，根據(jù)達朗貝爾原理，復雜約束構成的動態(tài)力系及其攝動穩(wěn)定是系統(tǒng)動力學研究的基本問題。

需要注意的是，根據(jù)UIC518/EN14363規(guī)定，車體或轉向架構架加速度采用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。但是舒適性評估Wz或Nvm采用的車體加速度是經過40 Hz低通濾波后，按照加權函數(shù)給出的評估值，其中橫向與垂向加權函數(shù)根據(jù)人體生理或心理對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的等效值進行評估，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。實際上，如果測試數(shù)據(jù)符合正態(tài)分布規(guī)律，則2.2σ對應的概率為94.44%，3σ對應的概率為99.46%。

7.2 新型2軸車與單輪對自穩(wěn)定性

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

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

如圖9b所示，隨著輪對縱向定位剛度的增大，輪對橫移模態(tài)頻率降低，輪對搖頭相位滯后減小，因此輪對橫移模態(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軸車形式權衡每延米載重與額定軸重兩個技術指標，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Φ你q接式擺式列車，如Talgo高速列車，因軸距較長、車輪沖角較大，曾經在曲線通過時發(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難題 為了提高臨界速度，有學者提出單輪對差速主動控制技術，試圖借此提升低地板城軌車輛的設計速度，然而與德國宇航中心的新一代高速列車NGT類似，該技術很難保障軌道電子反饋系統(tǒng)的可靠性，其技術難度遠超高速磁浮軌道。

綜上所述，整車穩(wěn)定性態(tài)分析圖是轉向架動態(tài)設計的一項重要組成部分。結合TF25構架式貨運轉向架或無搖枕預選方案Ⅱ，采用整車穩(wěn)定性態(tài)分析圖進一步對轉向架參數(shù)進行優(yōu)配，或者消除有害的牽連運動，或使有利的牽連運動更加穩(wěn)健，從而克服目前準靜態(tài)攝動仿真的缺陷，更好地闡述采用抗蛇行減振器的必要性，并制訂無搖枕轉向架理想配置方案。

8 無搖枕轉向架的理想配置

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力作用的要求，輕型鐵路貨運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的技術條件，從而擴大中長途運輸收益。按照額定軸重18 t計算，每節(jié)車廂的額定載重量可以提高到36 t～40 t，為目前高速貨運動車組的5倍以上。為此，有必要根據(jù)抗蛇行頻帶吸能機制來制訂無搖枕轉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自穩(wěn)定性和回轉阻力矩的有效性，為大容積棚車的輕量化車體設計合理地挖掘技術空間，更好地實現(xiàn)其三大技術首創(chuàng)，即24 m地板底架組合結構設計、細長頂棚超靜定結構設計和寬體鋁合金側門塞拉鎖定穩(wěn)定設計。

8.1 抗蛇行參數(shù)優(yōu)配

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

8.2 技術效果評估

空車最小軸重為9 t或空車自重為36 t時，如下3項直線運行車速為250 km/h的動態(tài)仿真分析結果可以充分驗證空車回送低動力作用的技術效果：

(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種假設輪軌匹配條件下，以英國小缺陷譜作為軌道不平順激擾輸入進行安全穩(wěn)定綜合評估(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

當實際等效錐度λe=0.20時，抗蛇行頻帶吸能機制對不穩(wěn)定蛇行振蕩的抑制效果十分有效，如圖12所示。

與德國低干擾譜相比，英國小缺陷譜(ERRI B176)考慮了250 km/h新建有砟鐵路的質量及其養(yǎng)護特點，如鋼軌預防性打磨、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。

在直線運行車速250 km/h下進行動態(tài)仿真分析，圖13～圖15所示為1位輪對左右車輪踏面與輪緣的磨耗指標對比，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力作用的技術要求，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，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，則輪對橫移幅值應隨實際等效錐度的增大而逐漸縮窄。具體如表1所示，在(鏇修恢復至)新車狀態(tài)下輪對橫移幅值的MAX≈8.8/9.4mm，當實際等效錐度λe=0.30～0.35時，踏面接觸光帶逐漸收窄至4.5 mm以下。相應地，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。

表1 前位轉向架輪對橫移幅值統(tǒng)計特征值 mm

需要注意的是，利用類似于車軸橫向力的動態(tài)數(shù)據(jù)處理原則和方法，得到輪對橫移幅值的統(tǒng)計特征，其采樣間隔為2 m，并經過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不利因素影響的前提下，根據(jù)抗蛇行頻帶吸能機制，制訂了無搖枕轉向架的理想配置方案，通過安全穩(wěn)定和磨耗綜合評估表明：以英國TF25構架式提速貨運轉向架為技術原型,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

對于常規(guī)鐵路貨運車輛，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，既有鐵路的客運列車開行次數(shù)顯著降低，輕型鐵路貨運車輛應該充分利用輪軌關系的優(yōu)勢技術資源(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車輛在鋼軌磨耗方面形成互補，無需鋼軌打磨處理亦可達到減磨降耗的目的。

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)定與曲線導向性能，因此軌道窗口寬展，相應的等效錐度曲線平坦光滑。XP55踏面的名義滾動圓偏向軌距角一側，且偏離軌頭中心線約為8 mm，CRH5的運維經驗表明：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)律更符合經濟鏇修的要求。

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，其不僅可以改善對軌道線路的適應性與友好性，還能與車速大于300 km/h的高速客運動車組在鋼軌磨耗方面形成互補，降低并減小對鋼軌或道岔進行打磨處理的依賴，并滿足統(tǒng)一/規(guī)范輪軌型面匹配的技術要求，更好地實現(xiàn)高速度低影響的目標。

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

綜上所述，研制快捷/高速貨運轉向架必須利用抗蛇行減振器，根據(jù)抗蛇行頻帶吸能機制制訂無搖枕轉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)定裕度確保輪對自穩(wěn)定性和回轉阻力矩的有效性，進而破解空車回送低動力作用的技術難題。

9 牽引/旁承橡膠堆新技術對策

在無搖枕轉向架理想配置的基礎上，以新型集裝箱長平車為研究對象，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振動磨耗造成的影響，進而制訂相應的對策，以明確無搖枕預選方案Ⅱ的設計改進方向。

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

(1)轉向架具有2級懸掛的特殊性，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能量，使整備車體發(fā)生剛柔耦合振動。

(2)若降低二系空心橡膠堆懸掛的垂向剛度，則需要進一步解決以下問題：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荷的非線性影響。

單牽引桿裝置鉸接點的約束內力主要有橫向和縱向兩種動態(tài)成份。橫向分力有助于改善車體對轉向架的對中性能，但是在空車最小軸重下其也是造成有害磨耗的一個影響因素。若將縱向分力作為激勵，則整備車體會發(fā)生垂向剛柔耦合共振。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橫向或垂向懸掛剛度產生非線性影響。

結合新型集裝箱長平車的剛柔耦合仿真分析，制訂如下牽引/旁承橡膠堆的新技術對策：

(1)用空心橡膠堆和膜式空簧構成二系組合懸掛，利用膜式空簧的準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)生垂向剛柔耦合振動，降低順坡段通過時車體的側扭載荷并滿足動態(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，盡可能消除轉向架對高重心車體接口形成的有害牽連運動，進而在空車最小軸重下改善車輪磨耗。

10 結束語

在高鐵客運需求快速增長而票價長期低位的形勢下，鐵路貨運提速被賦予了如下新內涵：①積極分享物流快速增長的利益蛋糕；②積極分享高速輪軌技術的成果；③積極分享物聯(lián)網的便捷優(yōu)勢。最新公布的《交通強國發(fā)展綱要》也首次明確了鐵路貨運的重載與提速兩項重點工作，特別是利用高速輪軌技術盡快突破快捷/高速貨運列車的關鍵技術。因此，以輪對縱向/橫向定位剛度15/6 MN/m為基礎參數(shù)，我國鐵路貨運提速制訂了快捷/高速貨運轉向架兩種基本模型，有效規(guī)避了歐洲鐵路自導向或徑向轉向架的局限。

為此，研制輕型鐵路貨運車輛應該以輸入/相關激勵來把握正則/奇異攝動相互轉變的辯證關系，正確認識滿足空車回送低動力作用要求需要解決的關鍵技術問題。相應地，研制快捷/高速貨運轉向架必須采用抗蛇行減振器，在空車最小軸重下保證輪對的自穩(wěn)定性和回轉阻力矩的有效性，為輕量化車體設計合理地挖掘技術空間，使其更好地解決超靜定和結構穩(wěn)定等典型力學問題。

結合相關項目的科研工作，本研究取得如下主要成果：①在國家重大研發(fā)計劃項目層面，快運棚車的改進設計及驗證成為剛柔耦合仿真分析的一個成功案例，其節(jié)約了進行改進樣機制造和試驗所需的超500萬元的研發(fā)投資；②根據(jù)抗蛇行頻帶吸能機制，制訂了無搖枕轉向架的理想配置方案，論證了無搖枕預選方案Ⅱ利用抗蛇行減振器來滿足空車回送低動力作用要求的技術可行性。通過上述工作，本文得到如下結論：

(1)空車回送低動力作用是關系鐵路貨運提速可持續(xù)發(fā)展的重要經濟技術指標之一，其需要解決確?；剞D阻力矩的有效性、降低垂向振動傳遞率和盡可能避免有害磨耗三大關鍵技術問題，使輕型鐵路貨運車輛更好地滿足鐵路貨運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大中長途運輸收益。

(2)與歐洲既有鐵路的提速情況不同，高速度等級鐵路專線才是我國鐵路貨運提速破解空車回送低動力作用技術難題的1項必要前提。動態(tài)仿真分析表明：①就有/無搖枕3個預選方案，目前用空心橡膠堆構成二系懸掛的技術條件尚不成熟，或因搖枕復雜約束的動態(tài)不穩(wěn)定性造成十分嚴重的輪軌磨耗問題，或因垂向振動傳動率增強迫使寬體鋁合金側門發(fā)生橫向耦合共振導致塞拉鎖定失效；②用單牽引桿和橡膠旁承構成轉向架與車體的簡單接口，必須采用抗蛇行減振器才能滿足空車回送低動力作用的要求，而解決振動磨耗問題尚需進一步制訂二系牽引/旁承橡膠堆兩項新技術對策。因此，結合鐵路貨運提速的特殊性，研制快捷/高速貨運轉向架必須堅持客車化的改進方向。

(3)在相關的軟件分析綜合技術平臺支撐下，快捷/高速貨運轉向架動態(tài)設計必須抓住輪軌接觸與轉向架懸掛兩個非線性影響因素；以整車穩(wěn)定性態(tài)分析圖引領轉向架參數(shù)優(yōu)配，切實解決輪對自穩(wěn)定性和回轉阻力矩有效性兩大技術問題，盡可能避免有害磨耗；合理制訂柔性車體對輕型鐵路貨運車輛MBS的接口處理技術對策，實現(xiàn)對跨越廣義與模態(tài)空間的復雜約束內力的精準分析，正確研判危險區(qū)域或焊縫，從而使標稱模型回歸至漸進穩(wěn)定意義下的正則攝動問題，利用虛擬激勵法編制載荷譜，借助現(xiàn)代信息技術手段盡早融入物聯(lián)網并跨入智能貨車新時代。