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1、第6期(总第199期)机械工程与自动化No.62016年12月MECHANICALENGINEERING&AUTOMATIONDec.文章编号:1672-6413(2016)06-0018-03新型杠杆式变摩擦减振器重载货车转向架研究胥夕明1,付茂海1,李家星2(1.西南交通大学机车车辆工程系,四川成都610031;2.西安动车段检修车间,陕西西安710000)摘要:针对斜楔式货车转向架减振器结构复杂、减振性能不稳定的特点,在保持三大件式转向架特性的前提下,提出了杠杆式减振装置重载货车转向架的结构方案。对减振装置的结构原理进行了详细论证,并根据TB／T1335
2、-1996和TB／T1959-2006标准,通过有限元法对侧架、摇枕进行了强度分析。结果表明,侧架、摇枕的静强度与刚度均满足标准要求。关键词:杠杆式变摩擦减振器;重载货车;转向架中图分类号:U260.331∶TP391.7文献标识码:A0引言向的振动,还可以吸收垂向的振动,减振原理如图1三大件式货车转向架成本低、可靠性好、适应线路(b)所示。不平顺的能力强,广泛应用于重载货车中。该转向架表1新型转向架的主要性能参数采用楔块式减振器,摇枕上容纳斜楔的八字面结构复参数数值杂、成本高,其制造、维护较困难。同时,振动能量主要轴重(t)32.5通过斜楔、摇枕和侧架间的摩
3、擦力消耗,而该摩擦力、轴型RF2转向架的抗菱刚度等重要技术参数与减振弹簧的支撑轴距(mm)≤1860反力和斜楔的磨耗程度直接相关,因此在车重变化和轴承型号352312斜楔磨耗后,减振力和抗菱刚度变化大,直接影响转向自重(t)≤5.5[1-4]最高商业运营速度(km／h)100架的运行性能。因此设计一款结构简单、性能稳定的减振器对三大件式货车转向架的发展具有重大意义。单车通过最小曲线半径(m)100连挂通过最小曲线半径(m)145为了与新型变摩擦减振器配合使用,根据我国重强度满足TB／T1335-1996要求载货车发展的需要,本文中转向架拟采用32.5t轴刚度满
4、足TB／T1959-2006要求重,这符合当前的社会背景和重载货车的发展趋势。限界满足GB146.1-1983要求1新型转向架的性能参数为满足当前铁路对重载的需要,32.5t轴重新型由力矩平衡及摩擦原理可得:杠杆式变摩擦减振器转向架应满足表1所示性能参数F下×L1=FN×L2.(1)要求[5-9]。Fμ=FN×μ.(2)式(1)、式(2)中,L1、L2在设计制造时就已经确2新型杠杆式变摩擦减振器机构当前的斜楔式减振器具有结构复杂、制造及维护定,为定值,F下与FN成正比关系,从而形成变摩擦原理,可以适应不同车重对减振力的需求。为了避免当成本高的特点,并不利于货车
5、转向架的发展。新型杠减振器杠杆机构绕支点转动后两块磨耗板形成线面接杆式减振机构示意图如图1(a)所示,中央悬挂的螺旋触,造成减振力骤降,设置了可以转动的活动磨耗板。钢弹簧分为固定端螺旋钢弹簧和活动端螺旋钢弹簧。活动磨耗板可以保证在减振器杠杆机构绕支点转动固定端螺旋钢弹簧直接坐落在侧架弹簧承台上,而活后,两块磨耗板仍然能面面接触,具有自适应功能。在动端螺旋钢弹簧则坐落在减振杠杆上。摇枕的支承力由活动螺旋钢弹簧与固定端螺旋钢弹簧共同承载。杠磨耗板磨耗后,L1、L2变化很小,故磨耗对杠杆式减振器影响很小。杆机构和侧架弹簧承台之间设置有一个转动中心,即由于磨耗对新型杠
6、杆式减振机构影响很小,故该杠杆的支点。摇枕传递给活动端螺旋钢弹簧的垂向力减振机构对摇枕的纵向约束比传统的斜楔式减振机构F下通过杠杆机构按一定的比例传递到杆杆的上端,更大,可提高转向架的抗菱刚度,理论上可以提高车辆并以纵向力FN作用在摇枕上。杠杆机构的上端安装的临界速度。有磨耗板,与摇枕上的磨耗板形成一对摩擦副。设摩擦副的摩擦系数为μ,在纵向压力FN的作用下产生摩3转向架的结构特点采用杠杆式变摩擦减振装置后,摇枕和侧架需要擦减振力F,F又分为水平方向减振力F和垂向减μμμh进行重新设计。摇枕端部将原八字面结构设计为箱型振力F,故新型杠杆型减振器不仅可以吸收水平方
7、μv收稿日期:2016-03-14;修订日期:2016-09-20作者简介:胥夕明(1989-),男,四川绵阳人,在读硕士研究生,研究方向为铁道车辆设计及理论。2016年第6期胥夕明,等:新型杠杆式变摩擦减振器重载货车转向架研究·19·结构。为了安装杠杆式减振装置,侧架弹簧承台和中表2中,C为轴载荷,其计算公式为:央方框的立柱部分需要改变,弹簧承台为不对称结构,C=(G-T)g.(3)方框一侧的立柱上部需要开孔。其中:G为轴重,取G=32500kg;T为一个轮对的重量,取T=1200kg;g为重力加速度,取9.81m／s2。表2侧架载荷工况工况弹簧承台垂向载荷
8、摇枕挡横向载荷11.5C+0.4C静强
