货车常接触弹性旁承分析研究.docx

文章编号 :1008 - 7842 (2011) 01 - 0016 - 06货车常接触弹性旁承分析研究孟宏1 , 刘宏友2(1中国南车二七车辆有限公司 ,北京 100072 ; 2中国北车四方车辆研究所有限公司 ,青岛 266031)摘 要 结合工程实际问题 ,在分析国内外旁承的结构和作用的基础上 ,通过研究旁承回转阻力矩对车辆动力学性能的影响 ,提出了旁承标称压力这一关键因素的最佳值 ,并针对既有系列平车确定了要求的标称压力 。基于平 车自重较轻 、侧滚转动惯量偏小 、扭转刚度偏低 ,车辆运行中相对其他车辆易发生大的侧滚变形 ,致使提供旁承回转阻力矩的标称压力对侧滚运动较敏感 ,为了降低旁承的敏感性 ,结合 n x70a 车辆 ,进行了采用长行程低刚度旁承 的研究 ,通过研究得出结论 ,低刚度旁承可有效降低旁承对动力学性能影响的敏感性 。关键词 铁路集装箱专用车 ;龄前转向架 ; 动力学性能 ; 临界速度 ; 标称压力中图分类号 : u270 . 1 + 1文献标志码 : b随着铁路运输装备技术的发展 ,铁路货运车辆技术也得到了飞速发展 。但货车运用和考核试验研究中发 现采用相同转向架的不同车辆的动力学性能普遍存在 差异 ,尤其平车相对其他车辆这种差异更为突出 。分析其原因 1 主要是货车运用的特殊性和检修要求 ,不同类 型和结构的车辆普遍采用通用标准转向架 ,而且目前转 向架的弹性旁承刚度相对较大 ;再加上平车由于车体的 自重相对较轻 、侧滚转动惯量偏小 、扭转刚度偏低 ,车辆 运行中相对其他车辆易发生大的侧滚变形 ,致使提供旁承回转阻力矩的标称压力对侧滚运动较敏感 ,最终导致 平车易出现空车横向动力学性能较差 、重车垂向振动加 速度较大等问题 。为此 ,深入研究保证铁路车辆运行稳定性的关键零 部件之一的旁承至关重要 。1 旁承的功能和设计原则货车转向架旁承按作用方式可分为间隙旁承和常 接触弹性旁承 ,常接触弹性旁承目前主要包括常接触型 和双作用常接触型 。间隙旁承由旁承体和调整垫板组成 ,旁承体为刚性 体 ,车体上旁承和转向架旁承之间有固定的间隙 。在车辆正常运行时 ,间隙旁承一般不接触和承担载荷 ,不提 供回转阻力矩 , 但当车辆倾翻和侧滚时可起到阻 止 作 用 。此时转向架的回转阻力矩主要由心盘提供 ,回转阻 力矩的大小主要取决于心盘上的载荷 。因此 ,装用间隙 旁承的车辆在空车时转向架的总回转阻力矩较小 ,其运行临界速度较低 ,仅适应于运行速度较低的车辆 。 常接触弹性旁承主要由旁承座 、弹性体或弹簧 、磨耗板和调整垫板等组成 。双作用常接触弹性旁承还设有刚性滚子或弹性挡垫 。常接触弹性旁承在车体落成后产生预定的压缩量 ,旁承形成对车体的支撑而承担一 定的载荷 。在车辆运行时 ,常接触弹性旁承一方面提供 一定的阻力以阻止车体倾翻和侧滚运动 ,另一方面在上下旁承的接触面间产生摩擦阻力并形成回转阻力矩以 抑制车体的摇头运动 。因此 ,装用常接触弹性旁承的车 辆提高了空车时转向架的总回转阻力矩 ,提高了车辆的 运行临界速度 ,可适应于运行速度较高的车辆 。由于旁承结构型式和性能参数直接关系到车辆的蛇行运行临界速度 、脱轨系数 、车轮减载率 、曲线通过性 能等重要动力学性能指标 。为此 ,国内外铁路货车随着 车辆速度等级的提高 ,旁承研发经历了由间隙旁承 、常 接触弹性旁承 、长行程弹性旁承的发展历程 2 。美国在 2002201201 前 , 铁路货车上主要安装的是标准间隙旁承 , 2002201201 后 a a r 批准在所有新造车 辆上装用常接触弹性旁承 ,有效地改善了车辆的运行性 能 。但实际运用中由于车辆高速运行稳定性不足导致 车体晃动严重引发了多起脱轨事故 , 2004 年 t tc i 及 车辆制造厂针对解决车体晃动问题进行试验研究 ,试验 共选用了 5 种旁承 ,其中包括间隙旁承 、标准常接触弹性旁承和各种长行程常接触弹性旁承 ,试验发现弹性体 为长行程的常接触旁承不仅能够使车辆通过曲线具有 最低的车轮减载能力 ,而且列车速度在 112 k m/ h 时仍 然具有较高的稳定性 。因此 , a a r 决定在 2005204 起 在现有车辆上全面推广长行程常接触型旁承 2 。图 1(a) 为金属帽子长行程弹性旁承的结构示意图 ;图 1 ( b)为非金属帽子长行程弹性旁承的结构示意图 。我 国 在 2 0 世 纪 9 0 年 代 中 期 以 前 转8 a 系 列 转 向孟宏 (1966 ) 男 ,山西大同人 ,教授级高级工程师 (修回日期 :2010 - 08 - 06)第 1 期货车常接触弹性旁承分析研究17图 1 长行程弹性旁承的结构示意图架采用间隙旁承 。从 20 世纪 90 年代中期开始 ,在提速120 k m/ h 转向架上开始研制和采用常接触弹性旁承 。 目前 ,新型铁路货车均采用了常接触弹性旁承 ,图 2 为我国较为典型的两种常接触弹性旁承 ,图 2 ( a ) 为带滚子的常接触弹性旁承的结构示意图 ; 图 2 ( b) 为不带滚 子常接触弹性旁承的结构示意图 。图 2 常接触弹性旁承的结构示意图货车运用和分析研究表明 :常接触弹性旁承对于提高车辆的运动稳定性非常有效 3 ,4 ,同时常接触弹性旁 承还能有效地抑制车体的侧滚运动 ,避免车体侧滚出现 刚性冲击和降低轮重减载率 。但常接触弹性旁承若提 供了过大的回转力矩会恶化车辆的曲线通过能力 ,因此 在选择常接触弹性旁承的回转阻力矩时要同时兼顾运 动稳定性和曲线通过能力 。根据常接触弹性旁承在车辆系统中所起的作用 ,常 接触弹性旁承应具有适当的垂向刚度和工作高度 ,以通 过一定的压缩量提供一定的正压力阻止车体倾翻和抑 制侧滚运动 ;应具有一定的纵向刚度以确保提供适当而 稳定的回转阻力矩 ,以抑制车体摇头运动 ,提高车辆的 运行平稳性和稳定性 ,从而提高空车的蛇行运动临界速 度 ,但应限制回转阻力矩在旁承被压死时过度增大 ,以 保证车辆的曲线通过能力 。2 旁承对车辆动力学性能的影响分析研究基于上述对旁承的 分析 , 借 鉴 国内 外旁 承研 究 经 验 ,针对不同车辆 ,以确保车辆运行性能为目的 ,就车辆 用旁承进行分析研究 。2 . 1旁承回转阻力矩对车辆的蛇行运动稳定性的影响根据现有转 k 型货车转向架的结构 , 旁承中心横向跨距 2 bs = 1 520 mm ,旁承摩擦副摩擦系数为 sb=0 . 30 . 4 (计算中取最小值sb = 0 . 3) ,若每个旁承的工作载荷为psb ( kn) ,则每个转向架旁承提供的回转摩擦阻力矩 m sb ( kn m) 为 5 :msb = - psb 2 bs sgn ()sb式中 为车体相对于转向架摇枕的摇头角速度 。( 1)如车体质量用 mc 表示 ,则作用在每个心盘上的载荷 pcp 为 : ( mc g - 4 psb )( 2)pcp =2每个心盘提供的回转摩擦阻力矩 mcp ( kn m 为 :)2mcp = -pcp rcpcp sgn ()( 3)3式中 rcp 为心盘半径 ,m ;cp 为上下心盘间摩擦系数 。对于货车 ,通常空车的蛇行稳定性较差 ,因此 ,在分 析中以满足空车工况的蛇行运动稳定性来研究旁承回 转阻力矩对车辆性能的影响 。为了研究装用 j c 旁承回转阻力矩 变 化对 车辆 运铁 道 机 车 车 辆第 31 卷18动稳定性的影响 ,根据弹性旁承技术条件 ,针对旁承制造及安装公差 ,旁承存在 4 种极限状态 ,分别对应 4 种 不同回转阻力矩 ,其中上限值为最小安装间隙最大压缩 量下旁承提供的回转阻力矩 ;下限值为最大安装间隙最小压缩量条件下旁承提供的回转阻力矩 ;名义值为理论 安装间隙理论压缩量条件下旁承提供的回转阻力矩 ;而 超限值为名义值的 44 % 。在此基础上 ,进行不同旁承 回转阻力矩条件下车辆稳定性的分析 1 ,图 3 为不同旁 承回转阻力矩下各型车辆临界速度的计算结果 。为了更系统地研究导致货车提速稳定性差的原因 ,应用 提 速 货 车 轨 道 耦 合 动 力 学 模 型 和 t t isim 软 件 6 针对平车进行了考虑轨道弹性结构影响的临界速 度分析计算 ,同时 ,针对平车考虑了通过减小旁承间隙增加回转阻力矩为 10 . 03 kn m 工况 ,应用 2 种模型 进行了临界速度分析 ,分析结果如表 1 所示 1 。表 1nx17 bk应用耦合模型与传统模型计算临界速度比较km h - 1旁承回转阻力矩/ ( kn m - 1 )设计运用速度耦合模型结果传统模型结果上限值 10 . 83名义值 9 . 03下限值 5 . 12超限值 4 . 01 10 . 03 工况120120120120141 . 7137 . 2121 . 7111 . 6147 . 6141 . 4124 . 2113 . 3120 139 . 7 144 . 8 计算结果表明 :对于平车 ,旁承回转阻力矩的变化对临界速度的影响比较敏感 ,而且余量较小 ,为了确保 车辆运行稳定性 ,在心盘不悬空的前提下 ,应尽可能提 高旁承回转阻力矩 ,工程具体应用可适当减小上旁承磨耗板与滚子的间隙从而适度增大旁承回转阻力矩 。2 . 1 . 1 j c 旁承载荷 psb 对平车蛇行运动稳定性的影响 分析结果为了使研究不确定因素尽可能少 ,分析研究均假设 旁承磨耗板的摩擦系数和旁承间距为定值 ,则仅研究通过弹性旁承压缩提供的标称压力变化对性能的影响 。针对目前 主型 集装 箱 车和 专用 平 车 如 : x6 k 、x7 k 、n x17 k 、n x17b k 、n x70 、n x70 a 等系列平车进行采用 j c 常 接触旁承工作载荷对车辆的蛇行运动稳定性的分析计 算 ,表 2 为旁承载荷 psb 对平车蛇行临界速度 vcr 的影响结果 。图 3 jc 旁承不同回转阻力矩下车辆临界速度计算结果图 3 结果表明 :若弹性旁承各项指标均满足技术要求 ,各车型均可以满足 120 k m/ h 运行速度要求 , 提高 回转阻力矩可以增大临界速度余量 ;减小回转阻力矩各 车型的临界速度均有所降低 ,但罐车相对其他车型满足120 k m/ h 运行速度要求的余量较小 。4 种车型临界速 度相比罐车 、平车 、敞车易在较高速度运行时发生蛇行失稳 ,使车辆的动力学性能恶化 ,造成摩擦定位的各零 部件相互磨耗加剧 , 磨耗的加剧又使车辆性能更 加 恶 化 ,形成恶性循环 。旁承载荷 psb对平车蛇行临界速度 vcr 的影响 5km h - 1表 2psb / kn1011121314151617181920新轮轨磨耗轮轨新轮轨 磨耗轮轨新轮轨 磨耗轮轨新轮轨 磨耗轮轨新轮轨 磨耗轮轨新轮轨 磨耗轮轨10798108961069510997111991099711210111210011099113101114103113101116104116103113103116104118107116105120107121107118105120108123110120108123109125110123109124111126114124111127112128113126111128115130117127114130114131115130114132117133119130116133117134118132117135120137122134119135119137121135119139122141124137122137121140123138122142125144127141123139123142125140123144126147129143125x6kx7kn x17 kn x17b kn x70n x70a由表 2 中的分析计算结果表明 :(1) 旁承横向中心跨距为 1 520 mm ,旁承摩擦副摩擦系数为 0 . 30 . 4 时 ,要使空车在车轮磨耗后 ,车辆临界速度大于 120 k m/ h ,对于 x6 k 、n x17 k 平车 ,旁承最第 1 期货车常接触弹性旁承分析研究19小工作载荷应为 19 kn ,对于 x7 k 、n x70 a 、n x17b k 平车 ,旁承最小工作载荷应为 18 kn ,对于 n x70 平车 ,旁承最 小工作载荷应为 17 kn 。(2) 要使系列平车在极限工况下的蛇行临界速度大于 120 k m/ h ,并留有一定的余量 ,系列平车用弹性旁 承的最小工作载荷应大于 19 kn 。2 . 1 . 2 j c22 旁承载荷 psb 对车辆蛇行运动稳定性的影 响分析结果由于 j c22 旁承主要应用在定距相对较大的运输小汽车专用车 ( sq5 、sq6 ) 上 ,相对 j c 旁承不仅刚度有所 增大而且滚子间隙也增大 ,为了研究这种旁承对车辆性能的影响 ,临界速度计算时 , 应用不 同软 件 , 就相 同 间 隙 、相同刚度条件下 ,不同旁承压缩量对临界速度的影 响进行了分析计算 ,结果如图 4 所示 ,尽管 3 种通用软件分析结果存在一定差异 ,但总的趋势空车临界速度随 着压缩量的增加而增加 ,而重车相对空车在压缩量达到10 mm 后有下降的趋势 ,说明重车状态下旁承提供的 回转阻力 矩 对 车 辆 的 影 响 程 度 不 如 空 车 状 态 的 影 响大 7 。通过分析研究 ,在相同组装间隙条件下 ,由于橡胶 的蠕变 ,运用一个阶段后的旁承刚度较新造增大 ,相同 压缩量条件下 ,车辆临界速度较新造普遍提高 ; 对于经 过一个段修的旁承 ,压缩量可较新造适当降低 ,这样既 可确保临界速度要求 ,也不会恶化曲线性能 。为了确保车辆具有较高的运行稳定性 ,提供回转阻力矩的旁承标称压力均有一个最小值要求 ,因此 ,旁承选择 及设计时应尽可能确保能提供要求的标称压力 。标称压力偏大会使车辆曲线性能恶化 ,偏小会使车 辆直线运动稳定性降低 ,也就是说刚度大的旁承易使车 辆动力学性能不稳定 ,旁承对性能的影响较敏感 。既然车辆侧滚运动不可避免 ,要实现旁承具有较为 恒定的标称压力 ,降低旁承刚度就成为减小旁承对性能 的影响敏感性的有效措施 ,而国外的经验也如此 。3低刚度旁承对车辆动力学性能的影响分析研究针对既有旁承对车辆性能的影响分析 ,为了降低旁承对车辆动力学性能影响的敏感性 ,就 n x采用低刚度旁承对性能的影响分析 。3 . 1旁承结构说明70 a 车辆进行借鉴国外低刚度长行程旁承技术 ,研究改进方案在满足既有车辆接口要求的前提下 ,考虑既有弹性体结构 以及便于调整 ,旁承压缩范围设计为 2530 mm ,落车 后滚子间隙仍为 5 1 mm ,则自由状态下下旁承磨耗板距滚子的高度 为 31 34 mm ( 32 - 1 mm) , 刚 度约 为0 . 9 mn/ m ,见图 6 。+ 2图 6 低刚度长行程旁承示意图3 . 2 低刚度旁承对性能的影响分析研究为了比较低刚度旁承与既有刚度旁承对性能的影 响差异 ,首先用当前最流行的 3 种车辆系统动力学计算 软件计算了 4 种工况下的空车蛇行失稳临界速度 (如表3) 。从所有的计算结果看 ,并不是旁承提供的回转阻力 距越 大 , 车 辆 的 蛇 行 失 稳 临 界 速 度 就 越 高 , 工 况 4 在 n u ca r s 和 ada m s/ ra il 下的 计 算结 果 就 说 明 了这一点 。即存在一个最佳标称压力 。 在上述分析的基 础上 , 针 对上 述几 种 工况 下的 旁承 ,进行了旁承垂向力变化趋势和纵向力变化 趋势 研 究 ,目的是分析旁承的敏感性 ,通过旁承垂向力变化趋势和纵向力变化趋势比较了低刚度旁承与既有刚度旁 承的差异 ,如表 4表 7 所示 8 。图 4 新造 sq5 车空 、重车的临界速度图 5经过一个段修后 sq5 车空 、重车的临界速度2 . 1 . 3旁承载荷 psb 对车辆蛇行运动稳定性的影响分析结论通过上述关于旁承对性能的影响分析 ,可以得出 :铁 道 机 车 车 辆第 31 卷20表 3旁承 4 种工况下对应的空车蛇行失稳临界速度旁承刚度/ mn m - 1预压缩量/ mm间隙/ mm标称正压力/ knn u ca rs计算结果sim pa c k计算结果ada ms/ ra il计算结果1232 . 02 . 20 . 91010305510202227125 . 9136 . 5137 . 3130 . 1130 . 9135 . 2129 . 4126130 . 8 4 2 . 4 13 4 31 . 2 125 . 9 139 . 4 122 . 4 表 4工况 1 :旁承受力幅值变化范围左旁承垂向力幅值变化范围/ kn右旁承垂向力幅值变化范围/ kn左旁承纵向摩擦力幅值变化范围/ kn右旁承纵向摩擦力幅值变化范围/ kn速度/ ( k m h - 1 )最小值最大值最小值最大值最小值最大值最小值最大值80100120- 8 . 32- 7 . 06- 6 . 96- 21 . 89- 23 . 08- 23 . 04- 6 . 54- 4 . 39- 4 . 52- 20 . 88- 21 . 75- 21 . 77- 5 . 30- 5 . 91- 6 . 005 . 816 . 706 . 71- 5 . 50- 6 . 01- 6 . 016 . 076 . 576 . 54 130 - 2 . 35 - 23 . 20 - 3 . 90 - 24 . 63 - 6 . 17 7 . 08 - 6 . 07 7 . 16 注 :旁承垂向刚度 2 . 0 mn/ m ,初始压缩量 10 mm ,间隙 5 mm ,标称垂向力 20 kn 。表 5工况 2 :旁承受力幅值变化范围左旁承垂向力幅值变化范围/ kn右旁承垂向力幅值变化范围/ kn左旁承纵向摩擦力幅值变化范围/ kn右旁承纵向摩擦力幅值变化范围/ kn速度/ ( k m h - 1 )最小值最大值最小值最大值最小值最大值最小值最大值80100120130- 12 . 98- 11 . 26- 7 . 56- 4 . 69- 28 . 80- 30 . 40- 29 . 39- 31 . 45- 11 . 33- 8 . 44- 10 . 41- 6 . 52- 27 . 53- 28 . 82- 30 . 82- 32 . 45- 7 . 43- 7 . 39- 7 . 35- 8 . 387 . 897 . 528 . 859 . 51- 7 . 02- 8 . 26- 7 . 99- 8 . 818 . 308 . 558 . 498 . 74注 :垂向刚度 2 . 2 mn/ m ,初始压缩量 10 mm ,间隙 5 mm ,标称垂向力 22 kn 。表 6工况 3 :旁承受力幅值变化范围左旁承垂向力幅值变化范围/ kn右旁承垂向力幅值变化范围/ kn左旁承纵向摩擦力幅值变化范围/ kn右旁承纵向摩擦力幅值变化范围/ kn速度/ ( k m h - 1 )最小值最大值最小值最大值最小值最大值最小值最大值80100120- 20 . 50- 19 . 28- 15 . 69- 30 . 19- 31 . 63- 32 . 66- 20 . 33- 19 . 67- 17 . 82- 31 . 10- 31 . 82- 33 . 33- 8 . 60- 9 . 39- 9 . 619 . 3510 . 139 . 90- 8 . 80- 9 . 09- 8 . 959 . 549 . 6410 . 44 130 - 16 . 36 - 34 . 55 - 15 . 06 - 33 . 70 - 9 . 23 10 . 15 - 9 . 90 9 . 94 注 :旁承垂向刚度 0 . 9 mn/ m ,初始压缩量 30 mm ,间隙 10 mm ,标称垂向力 27 kn 。表 7工况 4 :旁承受力幅值变化范围左旁承垂向力幅值变化范围/ kn右旁承垂向力幅值变化范围/ kn左旁承纵向摩擦力幅值变化范围/ kn右旁承纵向摩擦力幅值变化范围/ kn速度/ ( k m h - 1 )最小值最大值最小值最大值最小值最大值最小值最大值80100120- 19 . 29- 16 . 03- 16 . 21- 39 . 65- 39 . 92- 39 . 76- 17 . 31- 17 . 47- 17 . 39- 38 . 13- 39 . 80- 39 . 89- 10 . 14- 10 . 99- 10 . 7610 . 5411 . 5811 . 69- 9 . 82- 10 . 53- 10 . 4211 . 0811 . 9211 . 81 130 - 9 . 71 - 48 . 85 - 11 . 99 - 53 . 82 - 11 . 46 12 . 44 - 11 . 87 12 . 18 注 :旁承垂向刚度 2 . 4 mn/ m ,初始压缩量 13 mm ,间隙 4 mm ,标称垂向力 31 . 2 kn 。工况 1 旁承垂向力幅值的变化范围是 : - 2 . 35 - 24 . 63 kn ,相对标称压力 20 kn ,下限降低为标称压 力的 88 . 25 % 、上限增加为标称压力的 23 . 15 % ;旁承纵向摩擦力幅值的变化范围是 : - 6 . 17 7 . 16 kn , 相对工况 2 旁承垂向力幅值的变化范围是 : - 4 . 69 - 32 . 45 kn ,相对标称压力 22 kn , 下限降低为标称压 力的 78 . 68 % 、上限增加为标称压力的 47 . 5 % ; 旁承纵向摩擦力幅值的变化范围是 : - 8 . 81 9 . 51 kn , 相对7 . 16 -( - 6 . 17)9 . 51 - ( - 8 . 81)变化范围的平 均 值 的 幅 值 为 : 7 . 16 -变化范围的 平 均 值 的 幅 值 为 : 9 . 51 -22= 0 . 495 kn ;= 0 . 35 kn ;第 1 期货车常接触弹性旁承分析研究21工况 3 旁承垂向力幅值的变化范围是 : - 15. 06 -34. 55 kn ,相对标称压力 27 kn ,下限降低为标称压力的44. 22 %、上限增加为标称压力的 27. 96 % ;旁承纵向摩擦力 幅值的变化范围是 : - 9. 9010. 44 kn ;相对变化范围的平学性能 ,标称压力过大将会使车辆曲线性能恶化 ,偏小则会使车辆直线运动稳定性降低 。目前使用的刚度较 大的旁承 ,旁承对动力学性能的影响较敏感 。车辆侧滚运动使旁承的压缩量变化是必然的 ,要实现旁承具有较为恒定的标称压力 ,降低旁承刚度就成为 减小旁承对车辆性能影响敏感性的有效措施 。借鉴国外的经验 ,结合 n x70 a 车辆进行的采用低刚度旁承对动 力学性能的影响分析研究也证实了降低旁承刚度可减小旁承对车辆动力学性能的影响敏感性的有效性 。 因此 ,对于我国货车设计模式采用标准通用转向架配置 ,为了确保车辆动力学性能 ,在车体结构和转向架 结构不作大修改的前提下 ,优化旁承 ,采用可实现降低旁承敏感度的低刚度旁承就十分必要 。建议货车主导单位要针对不同车辆进行加大采用 低刚度长行程旁承的研究 。参考文献均值的幅值为 :10. 44 - 10. 44 - ( - 9. 90) = 0. 27 kn (变化2幅度最小)工况 4 旁 承 垂 向 力 幅 值 的 变 化 范 围 是 : - 9. 71 - 53. 82 kn ,相对标称压力 31. 2 kn ,下限降低为标称压力 的 68. 88 %、上限增加为标称压力的 72. 5 % ;旁承纵向摩擦力幅值的变化范围是 : - 11. 8712. 44 kn ,相对变化范围的平均值的幅值为 :12. 44 - 12. 44 - ( - 11. 87) = 0. 285 kn 。2比较上述 4 种工况 ,在运行速度范围内 ,旁承垂向 力变化趋势 ,刚度大的旁承垂向力相对变化范围较大 ,说明旁承对动力学性能的影响较敏感 ;而采用相对较低 刚度的旁承 ,就旁承垂向力变化趋势而言相对变化幅度 较小 ,说明这种旁承对车辆动力学性能敏感程度有了较大幅度的降低 。另外 ,从纵向摩擦力幅值的变化范围趋 势也表明 :低刚度旁承有效地降低了对动力学性能影响 的程度 。总之 ,从旁承垂向力变化趋势和纵向力变化趋势计 算结果看 ,采用工况 3 低刚度旁承与既有刚度旁承相比可降低旁承对车辆动力学性能的影响敏感性 。4 结论通过研究旁承对动力学性能的影响分析 ,得出为了 确保车辆具有较高的运行稳定性 ,不同车辆应具有不同的最佳提供回转阻力矩的旁承标称压力 ,因此 ,车辆总体设计应使旁承选择尽可能确保能提供要求的标称压力 。 针对目前使用的旁承 ,由于刚度相对较大 ,当车辆不可避免地发生侧滚运动时 ,就会引起旁承的压缩量变化 ,从而使标称压力发生较大范围的变化影响车辆动力 1 孟 宏 . 提速机车车辆横向运动稳定性研究 d . 成都 :西南交通大学 , 2009 .刘风伟 . 常接触弹性旁承设计及使用探讨 r . 长江车辆 有限公司产品研究所 ,2008 .刘宏友 , 杨爱国 . 影响转 k6 型转向架动力学性能的 2 个 主要因素分析 j . 铁道学报 ,2006 , 28 (2) :34240 . 鲍 旭 原 . 常 接 触 弹 性 旁 承 与 货 车 提 速 j . 铁 道 车 辆 ,2002 ,40 (7) ,20223 .西南交通大学机械工程学院 . 平车旁承载荷优化计算报 告 r . 2009 .翟婉明著 . 车辆 轨道耦合动力学 (第 3 版) m . 北京 :科学出版社 , 2007 . 2 3 4 5 6 7 北车集团四方车辆研究所 .性能计算报告 r . 2009 .sq5 运输汽车专用车动力学 8 北车集团四方车辆研究所 . n x70a 采用低刚度旁承动 力