技术领域

本发明涉及铁道货车转向架， 具体地指一种大抗菱刚度铁道货车转 向架。

背景技术

铁道货车转向架是铁道货车的关键性部件。 传统的铁道货车转向架 大多数包含两个侧架组成和一个摇枕组成的三 大件式结构。 侧架组成的 两端导框通过承载鞍和轴承组成安装在前后轮 对组成上， 摇枕组成的两 端则通过两组中央弹簧悬挂装置安装在侧架组 成的中央方框内。 中央弹 簧悬挂装置主要由位于中间的承载弹簧组件、 位于两侧的减振弹簧和位 于减振弹簧顶端的斜楔构成， 斜楔上垂直的主摩擦面和倾斜的副摩擦面 分别与侧架组成的侧架立柱面和摇枕组成的摇 枕八字面摩擦接触， 承载 弹簧组件、 减振弹簧及其上的斜楔一起承担摇枕组成的载 荷。 摇枕组成 的上部两侧设置有下旁承组成，其与摇枕组成 的心盘共同承载车体重量。 转向架中还设置有基础制动装置， 用于对货车实施刹车。

上述三大件式结构转向架虽然具有构造简单、 轮重均载性好、 制造 和检修成本低廉的优点， 但也存在摇枕组成和侧架组成之间连接结构松 散、 抗菱变形的刚度差的缺陷， 由此不足以抵抗摇枕组成和侧架组成之 间剧烈的摇头运动， 导致转向架通过曲线轨道时其轮对组成对钢轨 的冲 角偏大， 轮轨磨耗增多。 特别是中央弹簧悬挂装置的斜楔具有较大的设 计顶角 （其副摩擦面与铅垂面之间的夹角） ， 大约在 35~70°的范围内， 其抗菱刚度十分有限， 当摇枕组成相对于侧架组成作纵向运动时， 摇枕 八字面对斜楔的作用力的垂向分力将大于斜楔 主、 副摩擦面的摩擦力的 垂向分力之和， 此时斜楔会向下运动， 使摇枕组成与侧架组成之间的纵 向距离变小， 摇枕组成与侧架组成之间即可产生相对转动， 发生菱形变 形。 这样， 车辆的临界速度只能较低， 车辆运行速度受限， 运行品质不 高， 不能满足铁道货车大幅提速的需要。

为了解决上述问题， 目前提速货车采用了在两个侧架组成之间加装 交叉支撑装置或加装弹簧托板的方式， 以增强传统铁道货车转向架的抗 菱刚度。 但加装交叉支撑装置或弹簧托板的结构较为复 杂、 簧下质量偏 重、 制造和检修成本也偏高。 因此， 对传统的铁路货车转向架进行改进， 设计一种具有足够抗菱刚度和优良动力学性能 的转向架， 对改善铁道车 辆的运行品质具有重要的现实意义。 发明内容

本发明的目的就是要克服现有加装交叉支撑装 置或弹簧托板的转向 架所存在的不足， 提供一种结构简单可靠、 制造和维护成本低廉、 具有 优良动力学性能和曲线通过能力、 满足铁道货车大幅提速需要的大抗菱 刚度铁道货车转向架。

为实现上述目的， 本发明所设计的大抗菱刚度铁道货车转向架， 包 括前后轮对组成、 两个侧架组成、 一个摇枕组成和两组中央弹簧悬挂装 置， 所述轮对组成的两端安装有轴承组成， 所述侧架组成的两端导框通 过承载鞍承放在所述轴承组成上， 所述摇枕组成的两端安装在所述中央 弹簧悬挂装置上， 所述中央弹簧悬挂装置承放在所述侧架组成的 中央方 框内。 所述中央弹簧悬挂装置包括承载弹簧组件、 安装在承载弹簧组件 两侧的减振弹簧、 以及安装在减振弹簧顶部的小顶角斜楔， 所述小顶角 斜楔的主摩擦面与侧架组成的侧架立柱摩擦板 贴合， 所述小顶角斜楔的 副摩擦面与摇枕组成的摇枕八字面贴合。 其特殊之处在于： 所述小顶角 斜楔的结构设计参数满足如下数学关系： α=16~30°， 且 <¾01 + ₁ 。 其 中， α为所述副摩擦面与铅垂面之间的夹角， μ为所述主摩擦面的摩擦系 数， 为所述副摩擦面的摩擦系数。

本发明将所述小顶角斜楔中 α的最大值限定为 30° , 远小于传统斜 楔中 35~70°的大顶角设计， 并且限定 ί _§α <μ+ _μι ， 这样当摇枕组成相对于 侧架组成作纵向运动时， 摇枕八字面对斜楔的作用力的垂向分力始终小 于斜楔的主摩擦面和副摩擦面摩擦力的垂向向 上分力之和， 从而确保斜 楔不会向下运动 （锁死） ， 摇枕组成和侧架组成不能产生相对转动， 摇 枕组成和侧架组成之间具有足够大的抗菱刚度 。 当然， 如果 α值过小到 接近斜楔主摩擦面的摩擦角， 会使斜楔在摇枕组成相对于侧架组成向下 运动时自锁， 恶化转向架的动力学性能。 故本发明同时将所述小顶角斜 楔中 α的最小值限定为 16° , 并且限定 μ<¾α， 这样可确保斜楔在摇枕组 成作上下运动的过程中也能自由运动 （不锁死） ， 从而使整个转向架具 有优良动力学性能和曲线通过能力。

较佳地， 所述小顶角斜楔的设计宽度 L=200~260mm。该宽度大约是 传统变摩擦斜楔 （变摩擦斜楔是指斜楔安装在置于侧架组成中 央方框内 的减振弹簧上， 斜楔的减振摩擦力随摇枕组成承受的垂直载荷 的改变而 成正比改变） 宽度的 1.3倍以上， 这既增大了小顶角斜楔抵抗摇枕和侧 架之间菱形变形力矩的力臂长度， 又增加了小顶角斜楔主、 副摩擦面与 侧架立柱摩擦板和摇枕八字面的接触面积， 从而进一步提高摇枕组成和 侧架组成之间的抗菱刚度。

更佳地， 所述减振弹簧的力学性能满足如下数学关系： 其中， 为所述减振弹簧的刚度， K为所述中央弹簧 悬挂装置的总刚度 （可由设计要求确定） ， C为铁道货车转向架的相对 摩擦系数， 且 C的取值范围为 0.05~0.15， μ即是所述主摩擦面的摩擦系 数。 因减振弹簧的刚度 ^与小顶角斜楔的 ctga成反比， 可根据 α值的 变化相应调节 值， 从而确保取得合适的摩擦减振力， 不致使衰减车辆 的垂向振动和横向振动的摩擦力过大。

本发明的优点在于： 所设计转向架的小顶角斜楔既可保证在摇枕组 成作上下运动时能自由运动， 又可保证在摇枕组成作纵向移动时锁死， 这样转向架在没有侧架交叉支撑装置或弹簧托 板的条件下仍具有足够大 的抗菱刚度和优良的动力学性能， 而小顶角斜楔宽度大于传统变摩擦斜 楔 1.3倍以上的设计也从另一方面强化了其抗菱刚 度和动力学性能， 从 而可大幅提高车辆运行的临界设计速度和曲线 通过能力， 改善铁道车辆 的运行品质。 同时， 该转向架结构简单、 簧下质量轻、 制造和检修成本 低廉， 符合时速 120km/h铁道货车制造的设计要求， 可满足铁道货车大 幅提速的需要。 附图说明

图 1为一种大抗菱刚度铁道货车转向架的立体结� �示意图； 图 2为图 1所示转向架的中央弹簧悬挂装置的剖视结构� �意图； 图 3为图 2所示中央弹簧悬挂装置的小顶角斜楔的结构� �数标示图； 图 4为图 2所示中央弹簧悬挂装置的小顶角斜楔在摇枕� �成纵向运 动时的受力平衡示意图；

图 5为图 2所示中央弹簧悬挂装置的小顶角斜楔在摇枕� �成向下运 动时的受力平衡示意图。 具体实施方式

以下结合附图和具体实施例对本发明作进一步 的详细描述： 如图 1所示， 本发明的大抗菱刚度铁道货车转向架， 主要由前后轮 对组成 4、 两个侧架组成 1、 一个摇枕组成 2、 两组中央弹簧悬挂装置 8、 两个下旁承组成 3以及基础制动装置 5构成。 轮对组成 4的两端安装有 轴承组成 7， 侧架组成 1的两端导框通过承载鞍 6承放在轴承组成 7上。 摇枕组成 2的两端安装在中央弹簧悬挂装置 8上， 中央弹簧悬挂装置 8 承放在侧架组成 1的中央方框内。

如图 2所示， 中央弹簧悬挂装置 8主要由承载弹簧组件 8c、 安装在 承载弹簧组件 8c两侧的减振弹簧 8b、 以及安装在减振弹簧 8b顶端的小 顶角斜楔 8a构成。承载弹簧组件 8c和减振弹簧 8b的下端安装在侧架组 成 1的中央方框弹簧承台上。 使小顶角斜楔 8a垂直的主摩擦面 8 _ai 与侧 架组成 1的侧架立柱摩擦板 la贴合接触， 小顶角斜楔 8a倾斜的副摩擦 面 8 与摇枕组成 2的摇枕八字面 2a贴合接触， 由此实现小顶角斜楔 8a 的减振摩擦力与摇枕组成 2承受的垂直载荷成正比。小顶角斜楔 8a属变 摩擦斜楔类别， 在车辆空、 重不同载重运行时都能较好地起到摩擦减振 作用。

图 3标示了小顶角斜楔 8a的主要结构设计参数 L和 α。 其中： L为 小顶角斜楔 8a的宽度， α为小顶角斜楔 8a的副摩擦面 8a ₂ 与铅垂面之间 的夹角， 它们满足如下数学关系： L=200~260mm， α=16~30°， 且 μ<¾α<μ+ _μι 。 这里， μ为小顶角斜楔 8a的主摩擦面 8 ₁ 的摩擦系数， _μι 为小顶角斜楔 8a的副摩擦面 8a ₂ 的摩擦系数。 根据 α值的设计要求， 可 以选择合适的材料或结构使 μ值和 _μι 值也达到设计要求。

图 4标示了摇枕组成相对于侧架组成作纵向运动� �， 摇枕八字面 2a 给小顶角斜楔 8a的作用力 N、摇枕八字面 2a与小顶角斜楔 8a的副摩擦 面 8a ₂ 之间的摩擦力 F _f 、 以及侧架立柱摩擦板 la与小顶角斜楔 8a的主 摩擦面 8 _ai 之间的摩擦力 F _z 。 由图 4可知， 小顶角斜楔 8a所受作用力 N 的垂向分力 N _y =Nx _S ina， 小顶角斜楔 8a 所受作用力 N 的纵向分力 N _z =Nxcosa。且小顶角斜楔 8a同时受其主摩擦面 8 _ai 和副摩擦面 8a ₂ 向上 的摩擦力阻止， 主摩擦面 8 ₁ 上产生的摩擦力 F _z =N _z x =Nxcosax ， 副 摩擦面 8a ₂ 上产生摩擦力 F尸 Νχ _μι 。 根据设计要求 Ny<F _z +F _f xcosa， 即 Nxsino Nxcosax +Nx iXcosa, 简化后即得 tgo + 这样， 小顶角斜 楔 8a被其主摩擦面 8 _ai 和副摩擦面 8a ₂ 的摩擦力锁死而不能向下运动， 摇枕组成和侧架组成之间具有足够大的抗菱刚 度。

图 5标示了摇枕组成相对于侧架组成作向下运动� �， 摇枕八字面 2a 给小顶角斜楔 8a的作用力 N、摇枕八字面 2a与小顶角斜楔 8a的副摩擦 面 8a ₂ 之间的摩擦力 F _f 、 以及侧架立柱摩擦板 la与小顶角斜楔 8a的主 摩擦面 8 _ai 之间的摩擦力 F _z 。 由图 5可知， 小顶角斜楔 8a所受作用力 N 的垂向分力 N _y =Nx _S ina， 小顶角斜楔 8a 所受作用力 N 的纵向分力 N _z =Nxcosa。但小顶角斜楔 8a只受其主摩擦面 8 ₁ 向上摩擦力 F _z 的阻止， 而其副摩擦面 8a ₂ 上的摩擦力 F _f 是向下的， 主摩擦面 8 _ai 上产生的摩擦 力 F _z =N _z x =Nxcosax 。 根据设计要求 F _z <N _y , 即 Nxcosax <Nxsina， 简化后即得 μ<¾α。 这样， 小顶角斜楔 8a不会被其主摩擦面 8 ₁ 的摩擦 力锁死， 在摇枕组成作上下运动时能自由运动， 可保证转向架在车辆运 行中正常衰减振动的功能。

由图 5还可知， 小顶角斜楔 8a的减振力主要是其主摩擦面 8 _ai 产生 的摩擦力 F _z ，而摩擦力 F _z 还与减振弹簧 8b的承载力 P相关， F _z =Pxctgax ， 其中： 为减振弹簧 8b的刚度， y为减振弹簧 8b的挠度。 由 此可得 F^K^yxctga ^ 为保持小顶角斜楔 8a适度的减振力， 所设计 减振弹簧 8b的力学性能应满足如下数学关系： Ki 其中， K为中央弹簧悬挂装置 8的总刚度， C为铁道货车转向架的相对摩擦系 数， 且 C的取值范围为 0.05~0.15。 由于 K值和 μ值是由设计要求确定 的， 这样当 α值趋小时， ctga相应趋大， 减振弹簧 8b的刚度 可相应 选小，从而确保铁道货车转向架的相对摩擦系 数 C始终稳定在 0.05~0.15 的范围内， 不致使衰减车辆的垂向和横向振动的摩擦力过 大。

本发明采用上述结构后， 在不加装侧架交叉支撑装置或弹簧托板的 情况下， 同样具有足够的抗菱刚度、 较高的临界速度、 以及极好的曲线 通过性能， 适用于时速 120km/h的新型铁道货车， 满足铁道货车大幅提 速的需要。