李春勝，羅世輝，Colin Cole，Maksym Spiryagin

(1.西南交通大學(xué) 牽引動(dòng)力國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，四川 成都 610031；2.澳大利亞中央昆士蘭大學(xué) 鐵路工程中心，昆士蘭州 Rockhampton 4701)

三大件轉(zhuǎn)向架，首次出現(xiàn)于20世紀(jì)30年代，因其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、造價(jià)低、性能優(yōu)異等特點(diǎn)被廣泛應(yīng)用于中國(guó)、澳大利亞、加拿大、俄羅斯、美國(guó)等國(guó)家的鐵路貨物運(yùn)輸中[1]。

國(guó)內(nèi)外學(xué)者針對(duì)三大件轉(zhuǎn)向架展開了大量的研究工作。研究的熱點(diǎn)之一為斜楔阻尼對(duì)于轉(zhuǎn)向架動(dòng)力學(xué)性能的影響。斜楔與側(cè)架、搖枕之間是一種非線性較強(qiáng)的摩擦關(guān)系。文獻(xiàn)[2]建立詳細(xì)的三大件轉(zhuǎn)向架動(dòng)力學(xué)模型。在模型中引入了“摩擦角”的概念，將斜楔與側(cè)架、搖枕間的摩擦力考慮為二維摩擦力，并在模型中考慮了斜楔的卡滯現(xiàn)象，分析了考慮斜楔懸掛系統(tǒng)產(chǎn)生的混沌現(xiàn)象的轉(zhuǎn)向架動(dòng)力學(xué)性能。文獻(xiàn)[3-4]建立斜楔二維摩擦模型對(duì)常阻尼斜楔系統(tǒng)與變阻尼斜楔系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)性能進(jìn)行了比較分析。文獻(xiàn)[5-6]采用有限元分析方法，建立簡(jiǎn)化的轉(zhuǎn)向架有限元模型，考慮了懸掛系統(tǒng)沉浮、點(diǎn)頭兩個(gè)自由度，分析了摩擦面為平面、曲面兩種接觸情況下的懸掛系統(tǒng)性能。通過研究發(fā)現(xiàn)，傳統(tǒng)三大件轉(zhuǎn)向架貨車存在以下不足：

(1)空車狀態(tài)下臨界速度較低。

(2)側(cè)架與搖枕的相互運(yùn)動(dòng)會(huì)導(dǎo)致車輛通過曲線時(shí)出現(xiàn)輪緣接觸。

(3)側(cè)架與軸箱間沒有設(shè)置彈簧、阻尼，三大件轉(zhuǎn)向架對(duì)于在短波軌道不平順作用下的輪對(duì)沖擊作用隔離并不理想。

(4)車輛性能因?yàn)槿蠹D(zhuǎn)向架懸掛系統(tǒng)摩擦元件的磨損而惡化。

在三大件轉(zhuǎn)向架懸掛系統(tǒng)中增加一系彈簧、減振器可以改善轉(zhuǎn)向架動(dòng)力學(xué)性能，但同時(shí)會(huì)造成轉(zhuǎn)向架的生產(chǎn)成本與維護(hù)成本的增加。一些貨車在軸箱與側(cè)架之間設(shè)置了橡膠墊作為一系懸掛，以提供足夠的一系垂向支撐剛度降低輪軌沖擊對(duì)貨車動(dòng)力學(xué)性能的影響。

文獻(xiàn)[7]采用動(dòng)力學(xué)仿真分析方法，研究轉(zhuǎn)向架結(jié)構(gòu)型式、一系定位剛度、軸距、車輪直徑、車速對(duì)輪對(duì)磨耗的影響。分析表明，增加一系縱向定位剛度、軸距、車速均會(huì)導(dǎo)致車輪壽命降低，輪緣磨耗增加，而增大車輪直徑可以增加車輪磨耗壽命，降低輪緣磨耗。文獻(xiàn)[8]采用動(dòng)力學(xué)仿真分析方法，選取曲線工況，研究彈性定位、摩擦定位、混合定位3種一系定位方式對(duì)于車輛動(dòng)力學(xué)性能的影響。研究表明，在低速情況下(速度小于100 km/h)，3種定位方式的車輛動(dòng)力學(xué)影響的差別不大；速度高于100 km/h之后，3種定位方式下的車輛動(dòng)力學(xué)性能出現(xiàn)差異，彈性定位形式性能最佳，混合定位形式居中，摩擦定位最差。

本文以澳大利亞鐵路重載貨物運(yùn)輸中，一款采用了橡膠墊作為一系懸掛的30 t軸重三大件轉(zhuǎn)向架貨車為研究對(duì)象展開研究。建立該型貨車完整的動(dòng)力學(xué)模型，以磨耗指數(shù)、脫軌系數(shù)以及P2力作為評(píng)價(jià)指標(biāo)，研究貨車一系橡膠墊對(duì)于貨車動(dòng)力學(xué)性能的影響，分析該橡膠墊結(jié)構(gòu)的優(yōu)點(diǎn)與不足。

1 輪軌作用評(píng)價(jià)指標(biāo)

1.1 輪軌磨耗

車輛通過曲線時(shí)所產(chǎn)生的車輪踏面、輪緣和鋼軌的磨耗是評(píng)價(jià)車輛技術(shù)經(jīng)濟(jì)性的重要指標(biāo)之一。輪軌磨耗因子用于評(píng)估車輛運(yùn)行狀態(tài)下的車輪磨耗情況。輪軌磨耗因子的計(jì)算模型有很多種，它們分別從不同的角度提出了車輪磨耗的影響因素和變化規(guī)律。較為常用的磨耗因子有：Archard磨耗指數(shù)、磨耗數(shù)、Elkins磨耗指數(shù)、Vogel磨耗指數(shù)等。

1.1.1 Archard磨耗指數(shù)

Archard磨損模型被廣泛應(yīng)用于摩擦磨損領(lǐng)域，如分析滾動(dòng)軸承轉(zhuǎn)子與定子之間的摩擦狀態(tài)等[9]。在Archard磨損模型中，將材料的磨耗體積作為磨耗指數(shù)，其計(jì)算公式為

( 1 )

式中：Fz為輪軌接觸法向力；s輪軌接觸斑滑移量；H為材料硬度；k為無量綱磨耗系數(shù)。由式( 1 )可知，Archard磨耗指數(shù)與輪軌接觸的法向力、滑動(dòng)距離成正比，與材料強(qiáng)度成反比。

Archard磨損模型被廣泛應(yīng)用于軌道車輛車輪與鋼軌的磨耗分析中，用于計(jì)算車輪、鋼軌的磨耗深度[10-12]。

1.1.2 磨耗數(shù)

磨耗數(shù)WN的物理意義為，在一定速度下，單位輪軌接觸斑面積上的蠕滑功率，它能夠比較明確地衡量輪軌的磨耗量級(jí)，其計(jì)算公式為

( 2 )

式中：μ為輪軌間磨耗系數(shù)；Tx，Ty為輪軌接觸斑處的縱向、橫向蠕滑力；vx，vy分別為輪軌接觸斑處的縱向、橫向蠕滑率；A為輪軌接觸斑的面積。

文獻(xiàn)[13]采用磨耗數(shù)作為評(píng)價(jià)指標(biāo)，分析了軌底坡、軌距和曲線半徑等軌道參數(shù)對(duì)于輪軌接觸狀態(tài)的影響。文獻(xiàn)[14]采用基于磨耗數(shù)的損傷函數(shù)作為評(píng)價(jià)指標(biāo)，對(duì)不同類型的鋼軌滾動(dòng)接觸疲勞損傷進(jìn)行分析，得到疲勞損傷在實(shí)際線路軌面上的分布特征，分析了轉(zhuǎn)向架形式對(duì)于鋼軌疲勞損傷的影響。

1.1.3 Elkins磨耗指數(shù)

Elkins磨耗指數(shù)WE的物理意義是輪軌磨耗速率與輪軌間接觸面上的蠕滑功成正比，當(dāng)輪軌蠕滑達(dá)到飽和狀態(tài)時(shí)，蠕滑變?yōu)榛瑒?dòng)，蠕滑率即為相對(duì)滑動(dòng)距離，蠕滑力變?yōu)槟Σ亮?，蠕滑功即為磨耗功[15-17]，其計(jì)算公式為

WE=T1r1+T2r2

( 3 )

式中：T1、T2為輪軌接觸面上的縱、橫向蠕滑力；r1、r2為輪軌接觸面上的縱、橫向蠕滑率。

文獻(xiàn)[18]采用Elkins車輪磨耗模型，建立車軌耦合動(dòng)力學(xué)模型，分析了車輪多邊形磨損對(duì)于輪對(duì)、車軸壓力分布的影響。

1.1.4 Vogel磨耗指數(shù)

Vogel磨耗指數(shù)WF，由德國(guó)Vogel教授首次提出，輪軌一點(diǎn)接觸、兩點(diǎn)接觸工況的磨耗指數(shù)分別如式( 4 )、式( 5 )所示。

WF=μFψ

( 4 )

( 5 )

式中：μ為輪軌間的磨擦系數(shù)；F為作用于輪緣上的法向力；ψ、α分別為輪軌沖角和輪緣角；a為輪緣于鋼軌側(cè)面接觸點(diǎn)至車輪踏面見的垂向距離；R為車輪半徑。

文獻(xiàn)[19]使用NUCASRS軟件建立了49自由度的車輛輪軌耦合動(dòng)力學(xué)模型，采用Vogel側(cè)磨指數(shù)和輪軌摩擦功作為磨耗指標(biāo)，研究車輛通過曲線時(shí)，鋼軌側(cè)磨規(guī)律，分析曲線半徑與過、欠超高對(duì)于鋼軌側(cè)磨的影響。理論分析表明，設(shè)置欠超高可以減小側(cè)磨。文獻(xiàn)[20]使用SIMPACK動(dòng)力學(xué)仿真軟件，建立輪軌關(guān)系模型，比較分析了列車通過圓曲線時(shí)過超高、正常超高和欠超高三種工況下輪軌的相互作用情況。研究磨耗指數(shù)、磨耗功率與車輛實(shí)際通過時(shí)產(chǎn)生超高的變化規(guī)律。研究表明，超高變化與磨耗指數(shù)負(fù)相關(guān)，與磨耗功率正相關(guān)。并提出了應(yīng)當(dāng)盡量采用較小欠超高的建議。

1.2 脫軌穩(wěn)定性

1896年Nadal[21]提出評(píng)定車輪脫軌穩(wěn)定性的脫軌系數(shù)計(jì)算公式，Nadal脫軌系數(shù)等于作用在車輪上的橫向力和垂向力之比。

( 6 )

式中：L、V分別為作用在車輪上的橫向力和垂向力；α為車輪的輪緣角；μ為輪緣處的磨耗系數(shù)。

脫軌系數(shù)的限界值與車輪的輪緣角α和輪緣處的摩擦系數(shù)μ有關(guān)。根據(jù)國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)GB 5599—1985，脫軌系數(shù)的第一限度(合格標(biāo)準(zhǔn))為1.2，第二限度(增大安全裕度的標(biāo)準(zhǔn))為1.0[22]。澳大利亞國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定: 每個(gè)車輪脫軌系數(shù)不得超高1.0，且每個(gè)車軸脫軌系數(shù)總和不得超過1.5[23]。

2.3 中低頻輪軌作用力

P1力、P2力是評(píng)價(jià)輪軌垂向動(dòng)力作用的兩項(xiàng)核心指標(biāo)。其中，P1力是由機(jī)車車輛簧下質(zhì)量與鋼軌質(zhì)量之間所發(fā)生的高頻振動(dòng)而引起的沖擊力，由于其頻率較高(大于500 Hz)、衰減快，因而來不及向車上及軌下傳遞，P1力會(huì)加劇輪軌的作用，導(dǎo)致車輪扁疤、軌頭破損、螺栓空裂紋及魚尾板折斷；而P2力是整個(gè)機(jī)車車輛系統(tǒng)與軌道線路系統(tǒng)受脈沖激勵(lì)而產(chǎn)生的中低頻響應(yīng)力(其頻率通常在30～100 Hz范圍內(nèi))。

關(guān)于P1力、P2力的計(jì)算方法有很多種。文獻(xiàn)[24]建立大軸重貨車車輛-軌道垂向耦合動(dòng)力學(xué)模型，使用Jenkins簡(jiǎn)化計(jì)算公式，計(jì)算了不同參數(shù)下的貨車P1力、P2力。研究表明，增加一系軸箱懸掛系統(tǒng)、降低簧下質(zhì)量、優(yōu)化一系定位方式與定位剛度等，均可以有效降低輪軌動(dòng)力作用。文獻(xiàn)[25]采用英國(guó)Derby鐵路研究中心提出的P1力、P2力計(jì)算公式，分析了列車通過鋼軌接頭時(shí)，軌道剛度對(duì)于輪軌沖擊載荷的動(dòng)力影響。研究表明，軌道剛度主要影響輪軌低頻沖擊載荷，即P2力。文獻(xiàn)[26]采用測(cè)試的方法，分析了P1力、P2力與軌面短波不平順之間的關(guān)系。研究表明，軌面不平順主要影響P2力。

澳大利亞國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)AS7508提供了獲取P2力的測(cè)試方法與P2力預(yù)估值的計(jì)算公式[23]。

( 7 )

式中：P0、Mu、v為車輛相關(guān)參數(shù)；Kt、Ct、Mt為軌道相關(guān)參數(shù)，具體參數(shù)說明與取值見表1。

表1 式( 7 )參數(shù)說明與取值

AS7508給出了不同鋼軌條件下P2力的極限值，本文仿真分析選取的鋼軌條件的極限值為200 kN。將各參數(shù)值代入式( 7 )，計(jì)算得到貨車P2力的預(yù)估值為196.145 kN。

本文將選取Vogel磨耗指數(shù)、Nadal脫軌系數(shù)以及澳大利亞國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)AS7508規(guī)定的P2力計(jì)算方法作為評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)，建立三大件轉(zhuǎn)向架貨車完整動(dòng)力學(xué)模型，采用仿真分析的方法，分析一系橡膠墊對(duì)于貨車動(dòng)力學(xué)性能的影響。

2 貨車概況與模型說明

本文研究對(duì)象為澳大利亞鐵路貨物運(yùn)輸中大量采用的一款30 t軸重三大件轉(zhuǎn)向架貨車。貨車主視圖如圖1所示，主要參數(shù)見表2。

圖1 30 t軸重三大件轉(zhuǎn)向架貨車主視圖(單位：m)

項(xiàng)目描述車輛類型漏斗型煤運(yùn)貨車轉(zhuǎn)向架三大件轉(zhuǎn)向架輪徑/ mm920輪距/ mm1 830軌距/ mm1 435 (標(biāo)準(zhǔn)軌道)軸重/ t30車輪垂向載荷/N14 715空車重量/t23滿載重量/t120運(yùn)行速度/(km·h-1)80

該型貨車轉(zhuǎn)向架由搖枕、側(cè)架、輪對(duì)、一系橡膠墊與二系懸掛系統(tǒng)組成。轉(zhuǎn)向架示意圖如圖2所示。

(a)俯視圖

(b)主視圖圖2 貨車轉(zhuǎn)向架

該型貨車的一系懸掛系統(tǒng)主要由安裝在軸箱與側(cè)架間的橡膠墊組成，如圖3所示。貨車一系懸掛系統(tǒng)主要作用是為每個(gè)軸箱提供足夠的垂向剛度；在縱、橫、垂3個(gè)方向上提供一定阻尼；在縱向、橫向可作為止擋；在軸箱與車軸間提供橫向剛度與阻尼。該型貨車轉(zhuǎn)向架二系懸掛由支撐彈簧與常阻尼斜楔組成，二系懸掛系統(tǒng)為轉(zhuǎn)向架提供了垂向支撐剛度，縱向、橫向止擋力，橫向、垂向、搖頭阻尼。

圖3 貨車一系橡膠墊示意圖

2.2 模型說明

使用GENSYS動(dòng)力學(xué)仿真軟件，建立該型貨車完整動(dòng)力學(xué)模型。該模型轉(zhuǎn)向架由一個(gè)搖枕、兩個(gè)側(cè)架、四個(gè)斜楔、兩個(gè)輪對(duì)組成，模型考慮了斜楔與搖枕、側(cè)架的摩擦力，且摩擦力考慮為二維非線性摩擦力，貨車動(dòng)力學(xué)模型如圖4所示。

圖4 貨車動(dòng)力學(xué)模型

模型車輪踏面采用WPR2000型磨耗型踏面，軌面采用AS60 (60 km/m)，新輪新軌狀態(tài)下的輪軌接觸情況如圖5所示。

圖5 輪軌接觸情況

車輪與軌道有三個(gè)接觸點(diǎn)，分別為軌頂面(CP1)、軌距邊角(CP2)和軌距輪緣(CP3)。

3 橡膠墊對(duì)貨車車輪磨耗影響分析

針對(duì)四種不同一系懸掛，計(jì)算貨車在不同輪軌接觸情況下、以不同速度通過曲線時(shí)，貨車第一輪對(duì)的Vogel磨耗指數(shù)，分析橡膠墊對(duì)于貨車車輪磨耗的影響。曲線為右曲線，曲線半徑200 m，緩和曲線長(zhǎng)度55 m，軌道激勵(lì)為美國(guó)5級(jí)譜。計(jì)算工況見表3。

表3 曲線工況列表

干燥、潤(rùn)滑兩種輪軌接觸狀態(tài)下，車輪與鋼軌3個(gè)接觸點(diǎn)的摩擦系數(shù)見表4[27]。

表4 干燥、潤(rùn)滑情況下各接觸點(diǎn)摩擦系數(shù)

圖6、圖7給出了輪軌接觸為干燥情況下，貨車以兩種不同速度通過曲線時(shí)，第一輪對(duì)左、右兩側(cè)車輪磨耗指數(shù)最大值與平均值。

圖6 干燥狀態(tài)下車輪磨耗指數(shù)最大值

圖7 干燥狀態(tài)下車輪磨耗指數(shù)平均值

通過計(jì)算比較干燥狀態(tài)下，四種不同一系懸掛下貨車第一輪對(duì)磨耗指數(shù)的最大值與平均值發(fā)現(xiàn)：貨車通過半徑為200 m的右曲線時(shí)，兩種速度下的左側(cè)車輪磨耗指數(shù)均高于右側(cè)車輪，低速狀態(tài)下的車輪磨耗指數(shù)高于高速狀態(tài)。

采用橡膠墊作為一系懸掛后，車輪磨耗指數(shù)明顯小于未采用橡膠墊情況，3種垂向剛度下的車輪磨耗指數(shù)基本一致。說明在輪軌接觸為干燥狀態(tài)時(shí)，采用橡膠墊作為貨車一系懸掛，可以有效降低貨車車輪磨耗，但是橡膠墊垂向剛度的變化并不會(huì)造成車輪磨耗明顯變化。

圖8、圖9給出了輪軌接觸為干燥情況下，貨車以兩種不同速度通過曲線時(shí)，第一輪對(duì)左、右兩側(cè)車輪的磨耗指數(shù)最大值與平均值。

圖8 潤(rùn)滑狀態(tài)下磨耗指數(shù)最大值

圖9 潤(rùn)滑狀態(tài)下磨耗指數(shù)平均值

通過計(jì)算比較潤(rùn)滑狀態(tài)下，4種不同一系懸掛下貨車第一輪對(duì)磨耗指數(shù)的最大值與平均值發(fā)現(xiàn)：高速狀態(tài)下，左側(cè)車輪磨耗指數(shù)大于低速情況。

采用橡膠墊作為一系懸掛后的車輪磨耗指數(shù)明顯大于未采用橡膠墊情況，3種垂向剛度下的車輪磨耗指數(shù)基本一致。說明在輪軌接觸為潤(rùn)滑狀態(tài)時(shí)，采用橡膠墊作為貨車一系懸掛，會(huì)導(dǎo)致貨車車輪磨耗增大，但是橡膠墊垂向剛度的變化并不會(huì)造成車輪磨耗明顯變化。

4 橡膠墊對(duì)貨車脫軌穩(wěn)定性影響分析

針對(duì)4種不同一系懸掛，計(jì)算貨車在不同輪軌接觸情況下，以不同速度通過曲線時(shí)貨車第一輪對(duì)的脫軌系數(shù)，分析橡膠墊對(duì)于貨車脫軌穩(wěn)定性的影響。仿真工況與車輪磨耗分析相同，在此不再贅述。

圖10給出了輪軌接觸為干燥狀態(tài)時(shí)，貨車以兩種不同速度通過曲線時(shí)第一輪對(duì)左、右兩側(cè)車輪的脫軌系數(shù)最大值。通過計(jì)算比較干燥狀態(tài)下，4種不同一系懸掛下的第一輪對(duì)脫軌系數(shù)的最大值發(fā)現(xiàn)：貨車通過半徑為200 m的右曲線時(shí)，各情況下車輪脫軌系數(shù)均小于極限值1.0，兩種速度下的左側(cè)車輪脫軌系數(shù)均高于右側(cè)車輪，低速狀態(tài)下的車輪脫軌指數(shù)高于高速狀態(tài)。

圖10 干燥狀態(tài)下脫軌系數(shù)最大值

采用橡膠墊作為一系懸掛后的車輪脫軌系數(shù)小于未采用橡膠墊情況，但不明顯，3種垂向剛度下的車輪脫軌系數(shù)基本一致。說明在輪軌接觸為干燥狀態(tài)時(shí)，橡膠墊對(duì)于貨車車輪脫軌平穩(wěn)性的影響較小。

圖11給出了輪軌接觸為潤(rùn)滑情況時(shí)，貨車以兩種不同速度通過曲線時(shí)第一輪對(duì)左、右兩側(cè)車輪脫軌系數(shù)的最大值。

圖11 潤(rùn)滑狀態(tài)下脫軌系數(shù)最大值

通過計(jì)算比較潤(rùn)滑狀態(tài)下，4種不同一系懸掛下的第一輪對(duì)脫軌系數(shù)的最大值發(fā)現(xiàn)：貨車通過半徑為200 m的右曲線時(shí)，各情況下車輪脫軌系數(shù)均小于極限值1.0，兩種速度下的左側(cè)車輪脫軌系數(shù)均高于右側(cè)車輪，低速狀態(tài)下的車輪脫軌系數(shù)高于高速狀態(tài)。

采用橡膠墊作為一系懸掛后的車輪脫軌系數(shù)大于未采用橡膠墊情況，但不明顯，3種垂向剛度下的車輪脫軌系數(shù)基本一致。說明在輪軌接觸為潤(rùn)滑狀態(tài)時(shí)，橡膠墊對(duì)于貨車車輪的脫軌穩(wěn)定性影響較小。

5 橡膠墊對(duì)中低頻輪軌激勵(lì)影響分析

通過計(jì)算比較4種不同一系懸掛下，貨車第一輪對(duì)P2力，分析橡膠墊對(duì)于中低頻輪軌激勵(lì)的影響。

澳大利亞國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)AS7508給出了車輛P2的測(cè)量方法：測(cè)量車輛以最高名義速度通過鋼軌焊接點(diǎn)時(shí)，車輪垂向力的最大值。

本文采用動(dòng)力學(xué)仿真分析的方法，在平直軌道建立一個(gè)垂向三角坑以模擬鋼軌焊接點(diǎn)，如圖12所示。軌道激勵(lì)采用美國(guó)5級(jí)譜，貨車運(yùn)行速度為70 km/h，三角坑位于右側(cè)鋼軌，輪軌接觸狀態(tài)為干燥，輪軌各接觸點(diǎn)的摩擦系數(shù)見表4。

圖12 包含三角坑的軌道激勵(lì)示意圖

為消除高頻成分的干擾，對(duì)輪軌垂向力計(jì)算結(jié)果進(jìn)行低通濾波，截止頻率為70 Hz。計(jì)算結(jié)果如圖13所示。

圖13 貨車P2力計(jì)算結(jié)果

通過比較4種一系懸掛下的貨車P2力發(fā)現(xiàn)：貨車P2力有隨著一系橡膠墊垂向剛度增加而增大的趨勢(shì)。當(dāng)橡膠墊垂向剛度為1.5×107、3.0×107kN/m時(shí)，貨車P2力的仿真結(jié)果與預(yù)估值基本一致，隨著垂向剛度的增大到5.0×108kN/m，貨車P2力超出極限值(200 kN)，無橡膠墊情況下的貨車P2力最大，達(dá)到210 kN。說明采用一系橡膠墊結(jié)構(gòu)可以有效降低貨車對(duì)于中低頻輪軌沖擊力(即P2力)的響應(yīng)，且P2力會(huì)隨著一系橡膠墊垂向剛度的減小而降低。

6 結(jié)論與展望

本文采用動(dòng)力學(xué)仿真分析方法，以輪軌磨耗指數(shù)、脫軌系數(shù)、P2力為評(píng)價(jià)指標(biāo)，參考澳大利亞國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)對(duì)一系橡膠墊對(duì)于貨車動(dòng)力學(xué)性能的影響進(jìn)行了評(píng)估。

研究表明：一系橡膠墊會(huì)降低輪軌干燥接觸狀態(tài)下貨車輪對(duì)的磨耗指數(shù)，但會(huì)造成輪軌潤(rùn)滑狀態(tài)下貨車輪對(duì)磨耗指數(shù)的增加。一系橡膠墊垂向剛度的變化并不會(huì)影響兩種輪軌接觸狀態(tài)下的磨耗指數(shù)。橡膠墊對(duì)于貨車脫軌系數(shù)的影響有限，但會(huì)有效降低貨車運(yùn)行時(shí)貨車對(duì)于中低頻輪軌激勵(lì)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)。

對(duì)于一系橡膠墊會(huì)降低輪軌干燥接觸狀態(tài)下貨車輪對(duì)的磨耗指數(shù)，但會(huì)造成輪軌潤(rùn)滑狀態(tài)下貨車輪對(duì)磨耗指數(shù)的增加的這一結(jié)論，造成該現(xiàn)象的原因可能是因?yàn)闈?rùn)滑狀態(tài)下，貨車通過曲線時(shí)，輪軌相互作用下，因摩擦產(chǎn)生的能量耗散會(huì)降低。

在未來的研究中，將進(jìn)一步研究貨車一系橡膠墊，分析橡膠墊其他參數(shù)，如縱向剛度、橫向剛度、阻尼等對(duì)于貨車動(dòng)力學(xué)性能的影響。