转向架毕业设计外文翻译

本科毕业设计（论文）

外文翻译

译文题目：设计EMU转向架关键参数以减少轨道侧磨损学院：机电学院

专业：机械设计制造及其自动化

学生姓名：何刚

学号：631324110213

指导教师：方佚琉

完成时间：2017年3月11日

译自：wear-Designing the key parameters of EMU bogie to reduce side wear of rail

设计EMU转向架的关键参数以减少轨道侧磨损

Dabin Cui a,b,n, Weihua Zhang b, Guangdong Tian c, Li Li a, Zefeng Wen b, Xuesong Jin b

西南交通大学机械工程学院，成都610031

b西南交通大学牵引力国家重点实验室，成都610031

c吉林大学交通学院，长春130022

关键词：

轨距角磨损

动态行为

转向架参数

轮廓设计

摘要

对车轮和轨道磨损状况的长期研究表明，车轮轮缘磨损和轨距角磨损是动车组车辆和狭窄弯曲轨道的严重问题。为了解决这个问题，使用动车组车辆动态模型研究了转向架关键参数对车辆动态行为的影响，并且采用改进了的并行逆向设计方法来设计新的车轮轮廓。结果表明，在高初级偏摆刚度的条件下，轮副的偏转运动受到限制，导致了在狭窄弯道上的车轮和轨道之间的高迎角。然后可能发生车轮和轨道之间的两点接触，并导致严重的车轮轮缘磨损和轨距角磨损。新设计的轮廓可以减少轮缘磨损和轨距角磨损，同时满足车辆在切线轨道上行驶性能的安全要求。主偏转刚度显着影响过弯性能。

1.介绍

随着列车速度的提高和各种先进技术的出现，车辆参数的问题变得非常引人注目，包括车辆临界速度，运行稳定性和以铁路友好型的方式过弯的能力。通常，难以实现最佳转向架设计，因为一些对象将需要相互对立的转向架布局。

No'和Hedrick [1]研究了主悬架的横向和纵向刚度和二次悬架的横摆阻尼对铁路车辆临界速度的影响。Wickens [2]研究了二次阻尼和转向架的临界速度之间的关系。他[3]也说明了摇摆稳定性的边界作为转向架转向轮组悬挂刚度的方程。Lee et al [4]研究了初级悬架的参数对临界转速的影响。Mehdi和Shaopu [5]分析了二次悬挂参数对考虑了非线性偏转阻尼力的车辆临界速度的影响。Zhang [6]研究了悬浮参数和等效锥度对临界速度的影响。Horak和Wormley [7]阐述了等效锥度对在不规则的铁道上行驶的铁道客车的临界速度的影响。Haque和Lieh [8]采用Floquet理论来检查乘用车和货车在正切轨道上运行的运行稳定性，用于研究等效锥度的谐波变化。

大多数高速线由切线和曲率半径大的曲线组成;然而，在火车站附近有一些狭窄的曲线。如果火车通过窄曲线行驶，则车轮凸缘可能与轨道接触，这导致轨道轨角磨损。基于最近的现场调查，狭窄的曲线上的轨道必须频繁更换，这扰乱了正常的铁路运行秩序。

轮缘磨损和轨距角磨损都不是新问题。Cantera [9]研究了FEVE轨道上的过度轮缘磨损现象。Zakharov等人[10]研究了车轮凸缘和轨头轨距角之间的磨损过程的模型。Descartes et al [11]研究了轮缘润滑和轨距角润滑。Jin et al. [12]通过实验模拟轮缘磨损和轨距角磨损。Choi et al。[13]设计了一种新的车轮轮廓以减少轮缘的磨损和疲劳。

随着越来越多的轨道在狭窄的曲线上被替换，转向架以“轨道友好的方式”通过曲线洽谈过弯的能力逐渐吸引人们注意力。为了研究转向架的一些关键参数对轨距拐角磨损的影响，基于实际车辆参数建立车辆动态模型，并且车辆动态行为被模拟出。为此并行逆向设计方法[14]，已被改进用于设计可以减少轨距角磨损的新车轮轮廓。

2.现场测试

调查基于靠近车站的300 m半径的弯道，平均每天有30列车通过这条弯道。当火车通过此曲线时，轮缘可能与轨道发生接触，这可能导致轨距角的磨损严重（如图1所示）。这导致窄曲线上的轨道必须每五个月更换一次（如在这种情况下），这降低了线路的可用性。

为了分析该问题，在狭窄弯道中测量了轨道的磨损形状。图2显示出沿着弯道在不同位置处的磨损的轨道轮廓。图2中的数字表示出了从弯道的起点开始的测量位置之间的距离。可以看出，弯道中间的磨损大于曲线起点附近的磨损。轨距角磨损的值在轨头下方16mm处测量，如图2所示。在曲线的中间，该值为12.69mm。

值得注意的是，这部分地区有三种不同类型的列车运行。在该调查中，已经发现三种类型的列车具有不同程度的轮缘磨损。这些列车的车轮材料是ER8，因此，可以说，经历更严重的轮缘磨损的列车类型更加重了轨道的侧面磨损。为了解决这个问题，一些项目已经完成，包括修改轨道，调整转向架的参数和安装润滑器。每种方法都有其限制。例如，一些特殊的地理环境限制了轨道修改，在现有转向架中不能调整的一些参数（例如，轮距），并且在一些特殊环境中不允许润滑。在本文中，仅讨论了转向架的一些关键参数对轨距角磨损的影响。所研究的车辆和轨道的基本参数已在表1中给出。

车轮轮廓具有显著量的轮缘磨损，如图3所示，其对应于轨道的侧面磨损，如图2所示。车轮再成型是车轮替换前车轮维护的主要方法。在查询期间，发现了新的轮廓（在再成型之后）是通过将标准轮廓移动到轮缘侧以减少在再成型过程中的金属损失。图4证明轮缘厚度的损失随着重新成型间隔的数量非线性增加。轮缘厚度在BS EN 15313 [15]中定义。两个再成型维护之间的里程通常约为25万公里。由于轮缘磨损和重新成型，轮缘厚度变薄。在再成型过程中的轮缘厚度损失在不同的再成型周期中是相似的，因此可以看出，轮缘磨损量随着再成型周期而增加。

测量车已被用于测量车轮/轨道侧向力，如图5所示。可以看出，在高轨处的横向力远大于在低轨处的横向力。尽管测量车不同于正常车辆，但可以说速度对车轮横向力的影响很小。在高轨上的高横向力是轨距角磨损的一个很好的指示器。

3.车辆动态行为的分析

以前关于EMU 转向架的一些研究致力于改进车辆在切线上的运转，而忽视它们的曲线协调性能。为了研究轨道的侧面磨损，使用基于实际车辆参数建立的车辆动态模型模拟车辆动态性能[16,17]。

车辆最大运行速度

200km / h 操作速度

300m /小时10-50公里/小时 轨距

1435mm 轨道倾角

1：40 调查的铁轨斜面

300m 曲线25mm 背靠背轮副的尺寸

1353mm 车轮轮廓类型

LMa 铁轨类型

CHN60(60 kg/m 的中国铁路) 3mm 等效维度的轮对横向位移

0.03 轮距 2500mm

图1.铁路轨距角磨损 图2.磨损的轨道型材

表1.列车和轨道的基本参数

图3.磨损轮廓

3.1数字模拟

为了使分析更容易和更清楚，已经使用了相对简单的模型。模型的参数被设置为适合于高速列车。在该模型中，详细考虑了阻尼器的系列弹性劲度系数。已经证明，Shen-Vermeulen-Johnson 理论[18]是Vermeulen-Johnson 理论的改进版本，能够计算出与测试结果密切匹配的结果。该理论应用于计算车轮/轨道接触力。这个模型

[17]包含15个具有50自由度的物体。图6表示出了在研究中使用的车辆系统模型的示意图。

最小距离搜索法[19]已经被改进来计算轮轨接触点的位置，如图7所示。当轮对具有横向位移yG 和迎角Φ时，轮距中的轮轨接触点应满足以下要求： ()[]()[]ε<-Φ--ΦRR yG WR RL yG WL ,, （1） 其中WL 和WR 是左右车轮的轮胎胎面轮廓的函数。RL 和RR 是左轨道和右轨道的轨道剖面的功能。 Φ是滚动角。 ε是可接受偏差的值。

如果11-->y

y RR WR ，应调整yG 值，并重新计算车轮轮面中的车轮轨道接触点，直到参数满足不等式（2）。

()?<-Φ--11,y y RR yG WR （2）

1-y WR 是右侧车轮法兰的反函数，1-y RR 是右侧轨距角轮廓的反函数。?是可接受偏差的值。

在当前的研究中，当在车轮和轨道之间发生多点连接时，不能解决跨越不同接触点的法向力的分布。多点接触仅在车辆通过窄曲线时发生。在这种条件下，行驶速度低，车轮轮缘上的接触角（法向力和垂直线之间的角度）可高达90度。本文假定车轮踏面上的接触点支撑整个垂直力，并且车轮轮缘上的接触点仅支撑侧向力。用于计算车辆动态性能的计算机程序已被编写出。

临界速度是一直用于分析车辆的运行稳定性的指标。 UIC518标准[20]介绍了可用于计算临界速度的方法。在模拟中，假设车辆正在通过具有在中国铁路站点测量的不规则性的3000m 轨道段。如果车辆脱轨，则速度高于临界速度。否则，计算车轮加速度的R.M.S 值。车辆不脱轨的最大速度并且R.M. S 值小于极限值，被定义为车辆的临界转速。在本研究中，车轮加速度的R.M.S 极限值已设置为5 2/s m 。 R.M.S 值被分析为在100m 距离上以10m 的步长计算的连续平均值。

3.2曲线协调性能

大多数高速线路由切线或半径大于6000米的曲线轨道组成;然而，也有一些靠近火车站的狭窄的弯道。图8和9表示出了当车辆通过不同的曲线半径时的迎角和侧向力。可以看出，在较小的曲线半径处，迎角和横向力较高。当曲线半径小于800m 图4.轮缘厚度损失量

（再成型周期）

图5.车轮横向力与运行速度 图6.列车系统模型（a ）正面（b ）平面

时，迎角和横向力随着曲线半径的减小而快速增加，并且在300m 曲线半径处横向力为37kN 。这与测试数据类似，如图5所示。

为了说明当车辆通过窄曲线进行洽谈时的车辆动态行为，轮对的位移和攻角在图27和28中给出。当车辆通过窄曲线时，车轮和轨道之间的蠕变力不足以导致轮对的径向对准，使得轮对可以朝向高轨移动并且攻角将增大，横向力也将显着增加，如图10所示。在这种情况下，轮轨接触状态如图11所示。接触点A 主要维持垂直力vertical F ，接触点B 维持横向力 lateral F 。当车辆以非常低的速度行驶时，横向力lateral F 可以由以下公式计算：

creep N flange lateral F F F F ++=γτsin cos （3）

l a t e r F 是横向力，flange F 是接触点B 处的法向力，

N F 是接触处的法向力点A ，creep F 是接触点A 处的蠕变力.τ是法兰角，这里为70度，γ是车轮踏面上的轮轨接触角。 在窄弯道中的两点接触的情况下，点B 围绕点A 滑动。 图11中的b 是滑动臂。在

这些条件下，凸缘磨损取决于轮缘力flange F 和滑臂b [21]。基于如图11所示的车轮轨道几何关系。 滑动臂b 可以写为：

()2222sin h l h d b +=+=? （4） d 是A ，B 纵向上的距离，h 是A 和B 之间在垂直方向上的距离，l 是 A 和B 在横向的距离并且?是攻角。

本研究中的轮廓具有非常低的锥度，并且当轮轨界面变化时接触角只有很小的影响。基于方程（3）和（4），可以说横向力和攻角是轨距角磨损和轮缘磨损的关键因素。

图7.图解轮轨接触点位置 图9.轮轨横向力与弯道半径

图8.轮轨迎角与弯道半径图10.列车过300m半径弯道时横向力变化

4.车轮轮廓优化

4.1 优化方案

车轮滚动半径差是影响临界转速和曲线转换性能的主要参数之一。低滚动半径差可以提供高的临界速度，但是它不足以为车辆提供足够的转向性能以通过窄的弯道。这种不足的滚动半径差可能导致轨距角与轮缘的接触。

基于根据第2节的当前车轮再成型策略，通过将标准轮廓移动到轮缘侧来获得新轮廓，以便减少重新轮廓成形期间的材料缺失。根据作者的测量，如果轮面具有相同的形状，具有较薄轮缘的轮子在轮缘和轨道的测量面之间具有较高的间隙，然后具有较小的轮缘磨损。然而，重新成型的车轮具有不同的胎面形状和凸缘厚度，这导致凸缘磨损率和凸缘厚度之间的关系与第2节中的陈述相矛盾。图12给出了具有不同轮缘厚度的三个再成形轮对的滚动半径差。图12表示当车轮轮缘厚度减小时，滚动半径差减小。.滚动半径差的减少会降低车辆的曲线协调性能。因此，轮缘磨损将随着再成型周期增加而增加，如图4所示。

为了提高车辆的曲线协调性能，增加了车轮的滚动半径差，并通过并行逆向设计方法获得了新的轮廓[14]。然而，滚动半径差的目标函数不能直接给出，因此应该通过优化程序来求解。

滚动半径差的功能由4个点控制，在轮对的位移间距为3毫米，如图13所示，并且使用三次样条曲线来产生滚动半径差的目标函数。在优化过程中，点1和点2通过Neldes-Mead方法[22]进行调整，以获得不同的滚动半径函数。然后可以通过

采用并行逆向设计方法来解决不同的车轮轮廓。当产生新的车轮轮廓时，具有该轮廓的车辆的临界速度就能被计算出。如果临界速度不满足实际车辆运行性能（200km / h ），则控制点1和2应该降低。车轮轮廓设计过程的流程图如图14所示。 考虑到曲线协调性能和临界速度，目标函数可以写为 ()()max 1000

2202220111→+-+-νw z z z z w （5） ()2,1=i z i 是新目标轮廓滚动半径差的控制点1和2的垂直坐标 ()2,10=i z i 是点i 的原始垂直坐标。 ()2,1=i w i 是方程（5）中i 部分的权重。 在本文中使用7.01=w 和3.02=w 。ν是车辆临界速度，0v 是车辆的实际速度，在本文中0v = 200 km / h 。 新轮廓必须满足车辆在高速切向线行驶的要求，如下：

0v v η> （6） η是运行稳定性的安全系数，在本文中为η= 1.3。为了确保滚动半径差的值随着轮副位移而增大，控制点的垂直坐标应服从

1202z z z >+，2312z z z >+

（7）

图11.轮轨接触状态原理图

4.2优化结果和讨论

已经采用Neldes-Mead方法来解决这个优化问题，并且已经获得了新的轮廓，如图15所示。从该图可以看出，新轮廓轮面上的的斜率高于初始轮廓的斜率，但是两个轮廓仍然具有相同的轮缘尺寸。轮廓的较高斜率可以增加滚动半径差和接触角。增加滚动半径差可以实现更好的弯道性能。当车轮凸缘不可避免地接触轨距角时，车轮轮面上的较高接触角可提供更高的车轮横向力;那么根据公式（3）车轮凸缘上的法向力会减少.

图16表示出了车轮和轨道之间一点接触时的滚动半径差。图16表明新轮廓和目标函数的滚动半径差明显高于初始轮廓的滚动半径差。新轮廓的滚动半径差接近目标函数的滚动半径差但并不重合，其可能与设计变量的数量和算法的收敛相关联。新轮廓在轮对有小横向位移时具有小的滚动半径差，这可以在直线轨道上提供列车良好的运行稳定性。当车辆通过狭窄弯道时，轮对的横向位移将增加，接着新轮廓将用更高的滚动半径差以实现更好的过弯性能和更少的磨损。

在图17中，表示出了轮轨接触点相对于轮对的横向位移的分布。表示出了当车轮组朝向轮缘具有相同的横向位移时，新轮廓的接触点更靠近轮缘，当通过狭窄弯道时应能提供较大的滚动半径差和较低的蠕变力。从胎面到轮缘的平滑过渡应能减小轮缘磨损。

为了详细研究轮轨接合情况，利用Kalker 关于与非赫兹接触滚动接触的三维弹图12.不同车轮再成型后的滚动半径差图13.滚动半径差的控制点

性体的理论[23,24]来分析轮轨接触压力和切向蠕变力在直线轨道上的准静态状态。为计算，轴荷为14 t，弹性材料由剪切模量G = 82 GPa和泊松比υ= 0.28定义。具有不同位移的轮对的摩擦功率在图18中给出。在该图中，示出了当轮副的横向位移小于6mm时，两个轮廓的摩擦功率具有相似的值。当轮对的横向位移在6mm至9mm 的范围内时，新轮廓的摩擦功率高于初始轮廓的摩擦功率。当车辆通过狭窄的弯道时，在该区域中较高的摩擦功率可能在轮缘的根部上引起更多的磨损。然而，现有的问题是严重的轮缘磨损和轨距角磨损，而不是轮缘根部的磨损。当轮缘接触轨距角时，新轮廓的摩擦功率低于初始轮廓的摩擦功率。

在图19和图20中，示出了准静态状态下的蠕变力分布。这些图示出了新轮廓具有更高的纵向和横向蠕变力，特别是当轮对的横向位移在6mm至9mm的范围内时，这是由更大的滚动半径差造成。当车辆通过窄弯道行驶时，高的纵向蠕变力可以提供大的转向力，并且较高的横向蠕变力可以减小轮缘力。

具有新轮廓的EMU车辆的动态行为已经在相同的弯曲轨道（半径300m）上模拟，并且在与初始轮廓相同的条件下。第一组轮对的侧向位移如图21所示，攻角如图22所示。图21表示出当车辆正在通过该弯道行进时，两个轮廓的轮对的横向位移具有相似的值，这导致轮缘与轨道拐角的接触。新轮廓的攻角小于初始轮廓如图22所示。这可以减少轨距表面的磨损。

在最近的研究中还计算了两种不同轮廓的车辆在具有大半径的弯曲轨道和直轨道上的的动态行为。在直线轨道上具有新轮廓的车辆的临界速度为470km / h，这比初始轮廓的速度（574km / h）慢。然而，临界速度的这个值仍然满足车辆的最大速度的要求。如图23所示，表示出了当车辆正在通过主干线上的弯道时，轮对的横向位移。曲线由通向670m过渡曲线的100m直线轨道组成，然后切换到具有R 7000m 和长度1880m的曲线以及670m过渡曲线并且以500m的直线轨迹结束。车辆以300km / h的速度行驶。图22示出具有新轮廓的车辆具有比初始轮胎更小的轮对的横向位移，而不发生轮子和轨距角之间的接触。根据计算，当通过具有初始轮廓的半径800m的曲线半径和具有新轮廓的600m的曲线半径弯道时，会发生两点接触。因此，新轮廓可以减少轮缘和轨距角之间的接触机会，并减少轨距角磨损。

图14.轮廓设计流程图 图15.初始和优化轮廓

图16.初始轮廓，

目标轮廓和新轮廓的滚动半径差。 图17.轮轨接触点的初始轮廓和新轮廓的分布（a ）初轮轮廓（b ）新轮廓。

5.悬架参数分析

车辆的临界速度是设计EMU 转向架时的主要对象之一，并且通过设置一些关键参数以改善车辆在切线轨道上的性能。然而，临界速度和曲线协调的要求是矛盾的。在本章中，关键参数包括主偏航刚度和反偏航阻尼器的系数，通过分析在通过一个窄弯道（半径为300m ，通过速度为10km / h ，轨道的倾斜度为25mm ）时的在切线轨道上的临界速度和轮轨侧向力以及迎角而进行研究。

一个转向架的两个轮对具有如图24所示的两种运动模式。在图24中，一种是弯曲模式，另一种是剪切模式[25]。过去三十年的研究表明，运行稳定性可以由两轮对的弯曲度和剪切刚度函数给出。在EMU 转向架的初级悬架中，侧向和纵向刚度可以分别被认为是剪切和弯曲刚度。

图18.初始轮廓和新轮廓的摩擦力与轮对的横向位移的摩擦力。 图19.初始轮廓和新轮廓的最大纵向蠕变力分布与轮对的横向位移的最大纵向蠕动力分布。 图20.初始轮廓和新轮廓的最大侧向蠕动力分布与轮对的横向位移的最大横向蠕动力分布。 图21.轮对的初始轮廓和新轮廓的横向位移。

图25表示出了纵向和横向主刚度对临界速度的影响。可以注意到临界速度随着侧向初级刚度减小和纵向初级刚度增加而增加。弯曲运动受到增加的纵向初级刚度的限制，因此它可以保持轮对振动较低。曲面轮廓的投影曲线如图24所示。可以看出，当确定纵向初级刚度与侧向初级刚度的比率时，临界速度应该相似。

高弯曲刚度意味着两个轮对保持基本上彼此平行，并且因此可能不会到达曲线中的径向位置。因此，这是转向架通过狭窄弯道的能力的限制。图26和27表示出了当列车通过半径为300m的狭窄弯道时的轮轨横向力和迎角。从该图可以看出，侧向初级刚度对轮轨横向力和迎角只有很小的影响，而纵向初级刚度对它们有显着的影响。考虑到曲线协调性能和临界速度，侧向和纵向初始刚度应该减小，纵向初级刚度与侧向初始刚度的比率应保持在当前值。这样，轮轨横向力应该会大幅减小且临界速度不会降低。

防偏航减震器是高速动车上的一个必要组件。它的性能取决于三个参数：阻尼系数，卸载力和系列刚度。

当列车高速行驶时，防偏航减震器可以通过抑制转向架的偏航运动减少震动。因此，曲线协调性能可能会降低。然而，当车辆在非常低速度下通过狭窄弯道时，系统的振动小，并且防偏航阻尼器将忽略阻尼力。图28和29给出了车辆横向力和攻角，此时车辆以10km / h的速度通过狭窄弯道。如图28和29所示，它表明，通过减小第一个阻尼系数可以减小轮轨横向力和迎角，但振幅非常小。基于临界速度，轮轨横向力和迎角的总体分析，不建议调整防偏航减震器的参数。

车轮底座和背靠背尺寸为也是影响车辆动力学行为的参数[26]，但这些参数在现有的转向架基础上难以改变。根据计算，其他悬挂参数如主纵向刚度，次级横向阻尼器和次级纵向刚度对通过狭窄弯道的性能具有很小的影响。因此，本文没有给出这些参数的结果。

为了比较不同方案对磨损的影响，在车辆通过狭窄弯道（300m的半径，25mm 的倾斜度）期间的Tγ被计算出。如表2所示，当使用车辆的初始参数和新的轨道剖面作为参考情况时，发现高轨道上的前轮的Tγ的值为253N。在计算中，调整初级纵向刚度为10 MN / m，初级横向刚度为4 MN / m。在这个表中，可以看出，调整后的初始刚度可以将磨损减少到63.2％（情况5），新的设计轮廓可以在新轨道轮廓上将磨损减少到88.5％（情况3）。新铁路的Tγ值可降至53.4％而通过同时

调整主要刚度和使用新设计的轮廓的磨损钢轨为60.1％。磨损轮廓可以增加轨角和轮缘之间的间隙，可以减小T γ的值。但是磨损的轨道会增加脱轨风险，所以受轨道磨损限制不能继续使用。

图22.初始与新轮廓的攻角 图23.在曲线协调期间轮对的侧向位移。

图24.轮对的运动模式[25]，（a ）弯曲模式（b ）剪切模式。

6.结论

轮缘磨损和轨距角磨损是在狭窄弯道上测量的。已经发现，在狭窄的弯道上，轮缘和轨距角具有受它们之间的接触条件影响的显著的磨损，并且对拥有更小的滚动半径差的新再成型轮组而言将会发生更严重的凸轮缘磨损。

基于实际车辆特性和一些关键参数的影响建立了车辆的动态模型。模拟结果表明结果大的主要偏航刚度，轮对的偏航角不足以理想地通过狭窄的弯道，这增加了轮和轨道之间的攻角。在这种情况下，可能发生两点接触，并导致严重的轮缘和轨距角磨损。轨距角磨损可以通过调节列车的主刚度来减小。

为了满足切向轨道高速的高速行驶和最优曲线协调性能的要求，针对新轮廓引入了改进的并行逆向设计方法。模拟结果表明，新的轮廓与现有的轨道轮廓可以提供高的横向和纵向蠕变力，以及减少轮缘和轨距角接触的机会和攻角，这可以改善曲线协商协调性能和减少轨距角磨损。当该方案付诸实施时，将测量轨道磨损和车轮磨损，且将研究磨损轮廓对车辆动态行为的敏感性。这些调查将提供数据，以了解该方案的可行性。

图25.临界转速与主刚度 图27.轮轨冲角与主刚度

情况

T γ (N) 百分比（％） 序号

主刚度 车轮轮廓 铁轨 1

最初的 LMa 新 253 100 2

最初的 LMa 损坏 212 83.8 3

最初的 设计过的 新 224 88.5 4

最初的 设计过的 损坏 198 78.3 5

调整后的 LMa 新 160 63.2 6

调整后的 LMa 损坏 148 60.9 7

调整后的 设计过的 新 152 60.1 8 调整后的 设计过的 损坏 135 53.4

图26.轮轨横向力与主刚度 图28.车轮横向力对卸载力和速度的影响

图29.攻角与卸载力和速度 表2.不同方案下的T γ值

参考文献:

[1] M. No’, J.K. Hedrick, High speed stability for rail vehicles considering varying conicity and creep coefficients, Veh. Syst. Dyn. 13 (1984) 299-313.

[2] A.H. Wickens, The hunting stability of railway vehicle wheelsets and bogies having profiled wheels, Int. J. Solids Struct. 1 (1965) 319-341.

[3] A.H. Wickens, Static and dynamic instabilities of bogie railway vehicles with linkage steered wheelsets, Veh. Syst. Dyn. 26 (1996) 1-16.

[4] Lee Senyung, Cheng Yungchang, Hunting stability analysis of high-speed railway vehicle trucks on tangent tracks, J. Sound Vib. 282 (2005) 881-898.

[5] A. Mehdi, Y. Shaopu, Effect of system nonlinearities on locomotive bogie hunting stability, Veh. Syst. Dyn. 29 (1998) 366-384.

[6] Shuguang Zhang, Study on Design Method in High Speed Train, 1st ed., China Railway Publishing House, Beijing, 2009.

[7] D. Horak, D.N. Wormley, Nonlinear stability and tracking of rail passenger trucks, J. Dyn. Syst. Meas. Control 104 (1982) 256-263.

[8] I. Haque, J. Lieh, A study of parametric stability of railway vehicles, Int. J. Veh. Des. 14 (2/3) (1993) 246-260.

[9] F. Cantera, Investigation of wheel flange wear on the Santander FEVE rail - a case study, Wear 162-164 (1993) 975-979.

[10] Sergey Zakharov, Igor Komarovsky, IIya Zharov, Wheel flange/rail head wear simulation, Wear 215 (1998) 18-24.

[11] S. Descartes, A. Saulot, C. Godeau, S. Bondeux, C. Dayot, Y. Bertier, Wheel flange/rail gauge corner contact lubrication: tribological investigations, Wear 271 (2011)54-61.

[12] Ying Jin, Makoto Ishida, Akira Namura, Experimental simulation and predic-tion of wear of wheel flange and rail gauge corner, Wear 271 (2011) 259-267.

[13] Ha-Young Choi, Dong-Hyong Lee, Jongsoo Lee, Optimization of a railway wheel profile to minimize flange wear and surface fatigue, Wear 300 (2013)225-233.

[14] B.Y. Xue, D.B. Cui, L. Li, X. Du, Z.F. Wen, X.S. Jin, Parallel inverse design method of wheel profile, J. Mech. Eng. 49 (2013) 8-16.

[15] BS EN 15313: 2010. Railway applications - In-service wheelset operation requirements - In-service and off-vehicle wheelset maintenance.

[16] D.B. Cui, L. Li, X.S. Jin, X.B. Xiao, J.J. Ding, Influence of vehicle parameters on critical hunting speed based on Ruzicka model, J. Mech. Eng. 25 (2012) 536-542.

[17] D.B. Cui, H.Y. Wang, L. Li, X.S. Jin, Optimal design of wheel profile for high-speed trains, Proc. Inst. Mech. Eng. Part F: J. Rail Transit 229 (2015) 248-261.

[18] X.S. Jin, Study on Creep Theory or Wheel and Rail System and its Experiment (PhD Thesis), Southwest Jiaotong University, People's Republic Of China, 1999.

[19] X.S. Jin, Q.Y. Liu, Tribology of Wheel and Rail, 1st ed., China Railway Press, Beijing, 2004.

[20] UIC Code 518: 2003. Testing and approval of railway vehicles from the point of view of their dynamic behaviour - safety - track fatigue - ride quality.

[21] S. Lian, Analyses of the cause of alternating side wear of rail on tangent, China Railw. Sci. 22 (2001) 107-112.

[22] M. Avriel, Nonlinear Programming: Analysis and Methods, Prentice-Hall, Inc, 1976.

[23] J.J. Kalker, Three-dimensional Elastic Bodies in Rolling Contact, Kluwer Aca-demic Publishers, The Netherlands, 1990.

[24] X.S. Jin, Z.F. Wen, W.H. Zhang, Analysis of contact stresses of wheel and rail with two types of profiles, Chin. J. Mech. Eng. 40 (2004) 5-11.

[25] International Heavy Haul Association, Guidelines to best practices for heavy haul railway operations: wheel and rail interface issues, China Railway Pub-lishing House, Beijing, 2001.

[26] J.M. Yan, Vehicle Engineering, 3rd ed., Railway Publishing House, Beijing, 2009.