常接觸彈性旁承間隙算法及調(diào)簧工藝研究

黃志松，雷張文，周 浩，殷 彬，方繼武，張 璨

(1.寶雞中車時(shí)代工程機(jī)械有限公司株洲分公司，湖南 株洲 412000；2.中車長(zhǎng)江車輛有限公司，湖北 武漢 430212)

0 引言

常接觸彈性旁承具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造成本低、動(dòng)力學(xué)性能優(yōu)異的特點(diǎn)，2000年后被廣泛應(yīng)用于國(guó)內(nèi)的鐵路車輛。這種旁承主要由旁承座、彈性體、磨耗板和調(diào)整墊板等組成。采用這種旁承結(jié)構(gòu)的車輛，轉(zhuǎn)向架通過(guò)心盤和旁承與車體連接，心盤承擔(dān)車體主要垂向載荷并傳遞縱向力，車輛運(yùn)行時(shí)上下心盤接觸面產(chǎn)生摩擦力形成回轉(zhuǎn)阻力矩。車體落車后旁承產(chǎn)生預(yù)定的壓縮量及壓縮力，該壓縮力承擔(dān)部分車體垂向載荷，車輛運(yùn)行時(shí)該壓縮阻力抵抗車體傾翻和側(cè)滾運(yùn)動(dòng)，同時(shí)上下旁承的接觸面間產(chǎn)生摩擦阻力形成回轉(zhuǎn)阻力矩，該阻力矩與心盤接觸面產(chǎn)生的回轉(zhuǎn)阻力矩共同抑制車體的搖頭運(yùn)動(dòng)。一般隨著旁承回轉(zhuǎn)阻力矩增大，臨界速度會(huì)得到提高；旁承間隙越大，越有利于車輛通過(guò)曲線，同時(shí)車輛側(cè)滾幅度越大，抗傾覆能力越差。為了得到較好的車輛動(dòng)力學(xué)性能，車輛設(shè)計(jì)時(shí)需要對(duì)旁承與心盤的載荷比、旁承預(yù)壓縮量、旁承剛度、旁承間隙、旁承磨耗板摩擦系數(shù)、回轉(zhuǎn)力矩等參數(shù)進(jìn)行科學(xué)匹配。

公司研發(fā)的一種軌道工程車，二系采用了球面心盤和常接觸彈性旁承結(jié)構(gòu)，由于車輛結(jié)構(gòu)復(fù)雜，車輛調(diào)簧難度較大。車輛試制過(guò)程中，研究團(tuán)隊(duì)系統(tǒng)的收集了車輛重量數(shù)據(jù)，分析旁承剛度、旁承間隙(或旁承壓縮量)、重心等參數(shù)間的關(guān)系，提出調(diào)簧方法并完善了調(diào)簧工藝，最終解決了該型車輛調(diào)簧問(wèn)題。

1 車輛基本參數(shù)與旁承結(jié)構(gòu)介紹

1.1 車輛基本參數(shù)

該型車輛定距25 m，長(zhǎng)約31.5 m，主要有車體和車下2個(gè)雙軸轉(zhuǎn)向架組成，其中Ⅰ端轉(zhuǎn)向架為動(dòng)力轉(zhuǎn)向架，重約6 t，Ⅱ端轉(zhuǎn)向架為非動(dòng)力轉(zhuǎn)向架，重約5t。車輛枕梁縱向中心線處設(shè)置球面心盤，每個(gè)枕梁心盤兩側(cè)對(duì)稱布置常接觸旁承。車輛主要參數(shù)如表1所示。

表1 車輛主要參數(shù)表

1.2 旁承結(jié)構(gòu)說(shuō)明

轉(zhuǎn)向架構(gòu)架靠近測(cè)量位置設(shè)置2個(gè)凹形旁承盒，旁承體安裝于凹盒結(jié)構(gòu)內(nèi)并通過(guò)防脫結(jié)構(gòu)固定，整車共設(shè)置4個(gè)旁承和2個(gè)心盤，心盤為剛性結(jié)構(gòu)，旁承為彈性結(jié)構(gòu)，車體垂向載荷通過(guò)心盤以及2個(gè)常接觸旁承傳遞到轉(zhuǎn)向架。理論上車輛落車時(shí)水平狀態(tài)下，旁承與心盤垂向載荷比為1:8:1，通過(guò)旁承壓縮力提供車體側(cè)滾的回轉(zhuǎn)力。自由狀態(tài)下旁承間隙s0為30 mm，旁承內(nèi)設(shè)置8 mm旁承墊板，落車后旁承壓縮15 mm，旁承間隙為7 mm；由于落車后旁承間隙s0不方便測(cè)量，通過(guò)測(cè)量旁承頭部間隙s值間接反映旁承間隙值，s值自由狀態(tài)下為15 mm，落車后水平狀態(tài)下為17 mm，考慮到制造公差落車后各旁承s值應(yīng)滿足17 mm±2 mm。為了消除車體、構(gòu)架制造造成旁承安裝面及接觸面水平不平度，旁承體上下表面可設(shè)置調(diào)整墊片。旁承體主要由剛性芯軸、剛性盒、彈性結(jié)構(gòu)3部分組成，自由狀態(tài)下剛性芯軸下方有30 mm間隙，旁承受垂向載荷壓縮22 mm后，芯軸與旁承墊板剛性接觸，達(dá)到最大變形量。車輛旁承結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 旁承結(jié)構(gòu)示意圖

2 旁承間隙與其他參數(shù)關(guān)系的理論推導(dǎo)

2.1 計(jì)算坐標(biāo)及計(jì)算參數(shù)

為了便于分析和計(jì)算，對(duì)整車全局坐標(biāo)及各參數(shù)定義，坐標(biāo)及參數(shù)定義如圖2所示。

圖2 計(jì)算坐標(biāo)系定義示意圖

原點(diǎn)：為軌面車體中心點(diǎn)。

Car(x，y)：車體及車體上部件合重心位置。

GXx：序x軸。

X軸：一端為X軸正方向。

Bx(x，y)：序x轉(zhuǎn)向架在本架局部坐標(biāo)重心位置。

GWx1：序x車軸輪1。

Y軸：左側(cè)為Y軸正方向。

PⅠ：Ⅰ端心盤。

GWx2：序x車軸輪2。

Z軸：軌面向上為Z軸正方向。

PⅡ：Ⅱ端心盤。

Px：序x旁承。

2.2 旁承及心盤載荷計(jì)算

車輛車體重量最終通過(guò)心盤和旁承支持，根據(jù)車體重心位置不同，旁承承載的載荷也不同。圖3反映了車體與旁承、心盤受力關(guān)系。各計(jì)算參數(shù)定義見(jiàn)表2。

表2 計(jì)算參數(shù)定義

圖3 車體與旁承、心盤受力示意圖

如圖3所示，四邊形示意為重量為G_car的車體，重心所在位置為(x，y，z)；三角形示意為車輛作用到旁承及心盤的載荷。由車體及旁承組成的平衡系統(tǒng)，力系平衡方程及力矩平衡方程為：

(1)

將車體視為剛體，各旁承剛度相等，根據(jù)超靜定學(xué)理論結(jié)合公式1，各旁承及心盤載荷求解結(jié)果如下：

(2)

各旁承間隙求解結(jié)果為：

(3)

2.3 輪重軸重計(jì)算

將旁承載荷視為一集中質(zhì)量點(diǎn)，其在轉(zhuǎn)向架局部坐標(biāo)的位置作為該重量點(diǎn)的坐標(biāo)值，兩個(gè)旁承的重量值及坐標(biāo)分別為P1(0，a)、P2(0，-a)。

根據(jù)公式2同理可得，旁承P1分配到各個(gè)車輪的載荷為：

(4)

(5)

(6)

(7)

與公式4～公式7同理，旁承P2分配到各個(gè)車輪的載荷為：

(8)

(9)

(10)

(11)

轉(zhuǎn)向架1重G_B1，重心位置為(xB1，yB1)，計(jì)算轉(zhuǎn)向架自身重量分配到各個(gè)車輪的載值，根據(jù)公式2同理可得，轉(zhuǎn)向架自重分配到各輪輪重為：

(12)

(13)

(14)

(15)

根據(jù)輪重各組成部分線性疊加，最終各輪重值計(jì)算如下：

GW11=P1_GW11+P2_GW11+B1_GW11+PⅠ/4

(16)

GW12=P1_GW12+P2_GW12+B1_GW12+PⅠ/4

(17)

GW21=P1_GW21+P2_GW21+B1_GW21+PⅠ/4

(18)

GW22=P1_GW22+P2_GW22+B1_GW22+PⅠ/4

(19)

運(yùn)用相同的算法，可得到Ⅱ端轉(zhuǎn)向架各個(gè)車輪輪重。

車軸的軸重為所屬該軸的兩輪輪重之和，由公式16～19計(jì)算轉(zhuǎn)向架1兩軸的軸重為：

GX1=GW11+GW12

GX1=GW21+GW22

(20)

運(yùn)用相同的算法，可得到Ⅱ端轉(zhuǎn)向架各個(gè)車軸的軸重。

2.4 影響旁承間隙的主要因素

根據(jù)式2～式3的推導(dǎo)理論可知，影響旁承間隙的參數(shù)有旁承剛度值K和車體重心，其中重心Y軸相比X軸坐標(biāo)對(duì)間隙影響更大。單獨(dú)分析剛度、重心Y軸坐標(biāo)值與旁承間隙的靈敏度，結(jié)果如表3所示。

表3 重心Y軸對(duì)旁承間隙靈敏度

根據(jù)表3和表4靈敏度分析，滿足旁承間隙情況下剛度越小，重心Y坐標(biāo)偏移量將越小，制造難度越大；不調(diào)整車體重心情況下，即使剛度值設(shè)置到2.6 kN/mm依然難以控制所有旁承間隙達(dá)到要求值，但可通過(guò)不同剛度旁承混裝的方式調(diào)整旁承間隙；調(diào)整車體重心后，剛度大于2.6 kN/mm時(shí)，調(diào)簧難度將大大減小。

表4 剛度對(duì)旁承間隙靈敏度

3 驗(yàn)證及調(diào)簧方法

3.1 計(jì)算理論驗(yàn)證

在樣車試制時(shí)，由于旁承剛度普遍接近剛度下限(2.26 kN/mm)，調(diào)整難度很大，旁承間隙始終無(wú)法保證，經(jīng)過(guò)多次嘗試后仍然無(wú)法解決該問(wèn)題。根據(jù)理論計(jì)算，分別單獨(dú)驗(yàn)證了制作剛度大于2.6 kN/mm旁承與原剛度旁承混裝、采用剛度大于2.6 kN/mm旁承調(diào)簧、優(yōu)化車體重心并采用剛度大于2.6 kN/mm旁承調(diào)簧3種方案，最終均解決了調(diào)簧旁承間隙不能保證的難題。最終為了減少制造難度，批量生產(chǎn)的車輛采用優(yōu)化設(shè)備布置調(diào)整車體重心，同時(shí)結(jié)合剛度大于2.6 kN/mm旁承的解決了該方案，調(diào)簧后車輛各項(xiàng)尺寸、輪軸重及偏差均滿足設(shè)計(jì)要求。

3.2 調(diào)簧方法

整備狀態(tài)下，將車輛停放在水平道上，測(cè)量各旁承間隙初始值，如間隙不滿足設(shè)計(jì)要求，則吊起車體使車體與轉(zhuǎn)向架之間的間隙滿足更換旁承的空間要求，調(diào)整調(diào)整墊厚度，落車后測(cè)量旁承體間隙值在17 mm±2 mm范圍內(nèi)(圖4所示A、B值)即滿足要求，否則重復(fù)以上過(guò)程。

圖4 旁承間隙示意圖

通過(guò)批量調(diào)簧收集整理數(shù)據(jù)，總結(jié)了調(diào)簧經(jīng)驗(yàn)并形成工藝文件，詳細(xì)的經(jīng)驗(yàn)數(shù)據(jù)及調(diào)簧流程如圖5所示。

4 結(jié)語(yǔ)

由于該產(chǎn)品已設(shè)計(jì)定型，為了減少產(chǎn)品改動(dòng)量，本文針對(duì)暴露的問(wèn)題，進(jìn)行了單點(diǎn)優(yōu)化補(bǔ)救并解決了問(wèn)題，車輛懸掛參數(shù)均在原設(shè)計(jì)范圍內(nèi)，不影響車輛動(dòng)力學(xué)性能。在新產(chǎn)品車輛設(shè)計(jì)、制造過(guò)程，建議從車體的重心管理、輪重軸重及其偏差設(shè)置、懸掛參數(shù)設(shè)置與動(dòng)力學(xué)性能及車輛柔性系數(shù)之間的關(guān)系著手，系統(tǒng)地分析并匹配各項(xiàng)參數(shù)，以便制造性能最優(yōu)的產(chǎn)品。