货车转向架设计要点

货车转向架设计要点1.基本结构1，不由转向架设计者解决的问题，但对影响转向架性能及车辆运行品质的线路参数应当有充分的了解。

不能设计的主要因素有：轨距，曲线半径，凸竖曲线，凹竖曲线，曲线外轨超高，三角坑，坡度，轨底坡等，在此，仅对三角坑和轨底坡作一说明。

所谓三角坑，它是线路的一种病害，其表现为：线路的左右两轨在机车车辆载荷作用下，开始左（右）轨高出右（左）轨，经过一段时间，右（左）轨又高出左（右）轨，此时便形成三角坑。

两轨面高差即三角坑的深度。

如下图所示。

轨底坡系从1965年起为匹配车轮1/20斜度在钢轨底部垫出1/40的坡度，以便使机车车辆载荷作用在钢轨顶面上。

2，由专门机构设计的车轮，车轴，轴承等，只需会选用。

但如需自行设计，应从结构（如踏面型式：锥形还是圆柱形或LM磨耗型踏面；轴重或轮压，轴承型式及其配合等）和工艺以及货源等方面入手。

3，需要设计的结构及参数：轴重；固定轴距；踏面等效斜度；框架形式（三大件式，构架式或准构架等）；弹簧定位刚度；弹簧（一级或二级及其以上）垂向和横向刚度；心盘类型（形式），大小及摩擦力距的大小；旁承类型（用常接触弹性旁承或刚性旁承）选用，旁承间隙（包括单侧间隙及两侧间隙之和）的确定；减振器的设计（包括单斜契及双斜契减振器，利诺扼减振器等），摩擦系数（当量摩擦系数）的计算。

4，各方案的优化：对所选各方案进行优化要从几何通过和动力性能两大方面入手进行计算。

几何通过要计轮轨搭接量，轮缘与钢轨间隙，可否通过道岔，能通过几号道岔，转向架在曲线上的偏移量以及它与车体相对转角和轮轨间的冲角，计算它可否顺利通过最小半径的曲线等。

道岔系机车车辆从一条线路行驶到另一条线路所设的线段，以普通单开道岔的数为最，约占道岔总数的900以上。

标准道岔的号数是以撤岔角的余切值取整表示。

常用的9号道岔其余切值为9.00027,对应的撤岔角为6.34度，对应的导曲线半径为180m，12号道岔的余切值为12.00036,对应的撤岔角为4.7635度, 对应的导曲线半径为330m。

可见，道岔号数越大，撤岔角越小，导曲线半径越大，侧向过岔速度越高；反之亦然。

动力通过则须通过 动力学计算，使其可靠性满足静强度和疲劳强度的要求（TB/T1335-1996及相关标准）；使其满足稳定性，平稳性（对客车为舒适性）和安全性要求（GB5599及相关标准）。

其评定指标为：轮轨横向力——Q轮轴横向力——H 脱轨系数——P Q 轮重减载率——P P ∆倾覆系数——D磨耗功率和磨耗指数(前者即蠕滑力与蠕滑率的乘积，而磨耗指数即横向力与冲角的乘积；其计算可参考《车辆设计参考手册——转向架及其它资料》)。

轮轨横向力——轮轨接触点的法向力的横向分力和横向蠕滑力。

A ，道钉拔起，道钉应力为弹性极限时Q b ≤19+0.3P s *B, 道钉拔起，道钉应力为屈服极限时Q s ≤29+0.3P s *P s ——车轮净轮重主要影响因素为：K px ，K py ，K pZ K sy ， λ 。

轮轴横向力——是指轮对（不仅仅是车轮）与钢轨接触点的法向力横向分力和横向蠕滑力。

H=0.85X(10+)221Pst Pst + * 主要影响因素为：K px ，K py ，K pZ K sy ， λ 。

*轮重减载率——转向架过曲线时会引起轮重减载，其减载量由三部分组成：一是线路扭曲引起的减载；二是横向力引起的减载；三是车辆固有的减载（其计算可参见“车辆设计手册”——转向架部分）。

第一限度（许可限度）65.0≤∆PP 第二限度（安全限度） 60.0≤∆P P P ∆ ——轮重减载量 KNP —— 轮重 KN主要影响因素为：K py ，：K py ，K pZ C pZ ，C sZ ，K pnx ， λ * 脱轨系数——P Q 是车轮同一侧轮轨横向力和垂向力的比值，它综合反应了Q 和P 的变化情况。

第一限度 （许可限度）2.1≤PQ 第二限度 （安全限度） 0.1≤P Q 主要影响因素为：K py ，：K py ，K pZ ， K pZ ，K sy 、，C pz ， C sZ ，λ。

* 倾覆系数——倾覆系数是指车辆在横向力作用下，一侧车轮增载，另一侧车轮减载，车辆一侧垂向力的变化量与静止时垂向载荷的比值称倾覆系数。

D 8.0≤5 各参数选择原则：5．1 轴重：它与线路强度，桥梁载重等级和钢轨重量等因素有关。

因此，对各种大车应按《铁路桥函设计规范》和《铁路桥涵检定规范》进行过桥检定计算，轴重与钢轨重量的关系可表示为：轴重（吨数）=（1/k）x钢轨的重量（每延米千克数）k——取2.0- --2.2。

对运量大，行车速度高以及大批量的车辆轴重取k=2.2 。

5．2 固定轴距：固定轴距定的小，可以减少转向架的自重，减少侧向力，降低点头振动的振幅。

减轻轮缘与钢轨内侧的磨耗，可以灵活地通过曲线；但固定轴距定的太小，更换内侧闸瓦困难，检修不便，且使蛇行运动波长减少。

目前线路允许每延米载荷按65KN计算，故货车固定轴距通常在1580——1850mm间。

5．3 踏面等效斜度；车轮踏面斜度是影响轮对各振型稳定性最显著的因素之一，失稳临界速度与踏面等效斜度的平方根成反比。

当前计算中，分新轮和旧轮两种工况，旧轮按0.2计算。

5.4构架型式：在我国的主型转向架中，一种为由一个摇枕和两个侧架组成的三大件式转向架，其主要优点是结构简单，制造，检修方便，均载性较好；其缺点是两轮对有“菱形”变位，轮缘与钢轨冲角较大，蛇行运动加剧；另一种为由一个心盘梁（或称横梁），两个侧梁组成的称为构架式转向架（包括改69准构架式转向架），其优点是定位刚度大，几乎无“菱形”变位，故有较高的二次蛇行临界速度，结构较复杂，运用时间长后易出现裂纹，故只适合单件或小批量生产。

5．5 弹簧定位刚度：早期的货车转向架使用过叠板弹簧，但因摩擦阻力不稳定，易生刚性冲击，自振频率较高等原因而不使用了。

目前使用的为钢质圆弹簧，其次，也有用橡胶弹簧的，空气弹簧在货车转向架中很少应用。

但随着速度的不断提高，将会广泛使用。

圆弹簧质量小，制造检修方便，特别是弹簧的横向弹性有利于缓和车辆的横向振动，故广泛地被使用。

钢质圆弹簧为双卷或三卷时，相邻两层簧的螺旋应相反，一个左旋，另一个必须右旋，以免相互卡住或簧组转动或歪斜。

其当量刚度为：串联1/K=1/K1+1/K2+1/K3+1/Kn **并联K=K1+K2+K3+Kn **式中K——当量刚度K1 ，K2 ，K3 ，Kn——分别为n个弹簧中每个弹簧的刚度，N——弹簧的个数。

并且相邻两层簧的径向间隙应不小于7——10mm 。

可按下式初算：相邻两层簧的间隙为Cr。

Cr=（（De-de）-（Di+di））/2≥（de-di）/2式中De——外层簧的中径Di——内层簧的中径de——外层簧的直径di——内层簧的直径5.6 弹簧的垂向径向刚度：车辆的自振频率与弹簧总挠度的关系，一般工况下应是：刚度越大，自振频率越高，响应大;反之亦然。

对于一个自由度点头振动的转向架，其频率：P =1111M K P L式中 L1——构架长度 P1—— 约为0.25L1K1—— 一台转向架的垂向刚度（kN/m ）M1—— 一台转向架的质量(t)5.7心盘类型的选用：传统的承载方式为心盘承载，60t 及其以下的货车转向架下心盘用 φ305（上心盘为φ 300）；在我厂生产的K16A 矿石漏斗车上使用了φ375的大心盘，高速铺轨机用的ø388下心盘；目前，在各型大车上又用了直径为s ø1500的球面下心盘。

心盘直径的不断加大，主要是为了扩大承载面积。

心盘载荷：AAR 推荐：单位面积压力为7Mpa ，我国D 轴心盘载荷为380KN ，单位面积压力为7.3Mpa,E 轴心盘载荷为455KN(下心盘直径为 Ø356和Ø 375)，单位面积压力为6.0Mpa 和5.25Mpa 。

为使心盘压力不超过7Mpa ，可采用大心盘结构（国外已把心盘直径加到600mm ，甚至达1000mm ）。

5．8 旁承常用的有常接触弹性旁承和钢性旁承。

不管何旁承，其摩擦回转力矩都应选得比较合适，因为摩擦回转力矩与抗脱轨安全性有一定影响（M 增大，侧向力增大），脱轨系数Q/P 也表明这一关系。

转向架抗蛇行运动稳定性不仅与其几何参数和质量特性有关，还与运动速度有关，最佳回转阻里力矩M 可近似由下式确定：M=⎪⎭⎫ ⎝⎛+*22141νωωνp m Y 0 ** 对于轮对刚性定位的多轴转向架M=K 41m 2νbr λ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+br 221κλρY 0 **m ——转向架（含轮对）的自重（t ）V ——运行速度（Km*h -1）λ——踏面的斜率（计算中取0.2）b ——轮对滚动圆距离之半(m)r —— 车轮滚动圆半径(m)ω —— 蛇行运动的圆频率（1/s ）ρ—— 转向架(含轮对)绕垂直轴的回转半径(m)Y o —— 转向架的横向振幅(m)K —— 系数 K=2111⎪⎭⎫ ⎝⎛+∑=b ai n n i **N —— 转向架中的轮对数a i —— 第i 个轮对到转向架中心的纵向距离(m)对于刚性定位轮对的两轴转向架取φK=211⎪⎭⎫ ⎝⎛+b l ** L1——转向架固定轴距之半（mm ）对于自由轮对转向架取K=1 **旁承间隙的大小要兼顾车辆可顺个利通过曲线，因此不宜过大。

过大了使摩擦阻力增大，车体与转向架相对转动受阻，致使外侧轮缘侧向力过大。

一般可按下式选取:h=1/4(顺坡率i*车辆定距L) 例如：转K 2取51±。

5.9 减振器有油压减振器，摩擦减振器，橡胶减振器之分。

摩擦减振器又有单摩擦减振器和双摩擦减振器以及利诺尔减振器。

又分常摩擦减振器和变摩擦减振器。

摩擦减振器的相对摩擦系数，在新设计的货车转向架中，相对摩擦系数设计值一般取为0.07，实测值约0.09。

一般振动理论要求的相对摩擦系数为0.07——0.1。

摩擦减振器的摩擦力有常摩擦力和变摩擦力之分，变摩擦力与摩擦块（件）的相对位移有关，如转8A 转向架上行程和下行程的摩擦力应是不相等的，故相对摩擦系数通常用两者的平均值来表示，即Φ=P F F 21+。

而常摩擦减振器的相对摩擦系数PjF =Φ， F ——减振器的摩擦力， F=⨯μN **μ ——摩擦副的摩擦系数，一般μ=0.25——0.35N ——摩擦副表面上的正压力(减振器弹簧的工作压力)Pj ——弹簧装置承受的静载荷。

6, 提速重载货车转向架的设计6．1，转8A 转向架不适于提速重载：转8A （含转8及转8AG ）虽结构简单和均载的优点，但有下列明显缺点，故不适于提速重载的货车使用。

转8A 转向架1966年投入使用，设计时速120Km/h ，但实际运行速度只有60——80Km/h ，当采用锥形踏面时，非线性失稳临界速度为84.5Km/h，参考文献：*--转向架设计（作者：wei Li 2003-10-20 四川.成都）**--车辆设计参考手册(转向架)……，轴箱定位刚度测定。