基于線路試驗的重載貨車轉(zhuǎn)向架動力學性能研究

張良威，姚 松，徐 力，姜瑞金 ，劉鳳偉

(1.中南大學交 通運輸工程學院，湖南 長沙 410075；2.中車長江運輸設備集團有限公司 科技開發(fā)分公司，湖北 武漢 430200；3.軌道交通貨運裝備湖北省工程實驗室，湖北 武漢 430200)

重載貨車轉(zhuǎn)向架作為重載鐵路貨車的承載和走行關鍵部件，對車輛運行的穩(wěn)定性、安全性和可靠性起著決定性作用，車輛運行過程中的動態(tài)響應對車輛系統(tǒng)各零部件、軌道以及線路基礎等的動態(tài)沖擊破壞和疲勞損傷有著重要影響，懸掛性能優(yōu)良的重載貨車轉(zhuǎn)向架將具有良好的動態(tài)響應特性，可以顯著降低動作用力和輪軌接觸應力[1-2]。因此，以低動作用力、低輪軌接觸應力、安全可靠和系統(tǒng)協(xié)調(diào)作為主要原則[3]，開展重載貨車轉(zhuǎn)向架動力學性能研究具有重要的工程應用價值。

鐵路重載貨車轉(zhuǎn)向架動力學性能主要考核蛇行穩(wěn)定性、曲線通過性能以及通過特定不平順線路的動態(tài)響應特性[4]。

蛇行運動是鐵路貨車輪對或車體的橫向和搖頭運動相耦合的非線性動態(tài)行為，蛇行失穩(wěn)會導致輪軌間作用力急劇增加，存在脫軌風險，通常情況下傳統(tǒng)三大件式貨車轉(zhuǎn)向架重車蛇行失穩(wěn)臨界速度高于空車，但是隨著車體輕量化技術的采用，軸重增加和每延米重利用率的提高使得車輛重心大幅增高，高重心狀態(tài)下的車輛容易引發(fā)蛇行失穩(wěn)現(xiàn)象[5-8]，需系統(tǒng)研究重載貨車轉(zhuǎn)向架在高重心車體下的蛇行失穩(wěn)原理和相關解決措施。

曲線通過性能決定著鐵路貨車轉(zhuǎn)向架通過曲線的安全性和輪軌接觸狀態(tài)，研究表明[9-11]，輪軌橫向力導致的高輪軌沖擊(HIW)是輪軌滾動接觸疲勞和車輪踏面裂紋萌生的主要原因，降低導向輪對低軌側(cè)T/N值(縱向蠕滑力和橫向蠕滑力的矢量和除以法向載荷)可獲得優(yōu)良的曲線通過性能，大幅延長車輪和鋼軌的使用壽命。

重載鐵路貨車多體系統(tǒng)具有側(cè)滾、點頭和浮沉等固有振動，當車輛以某特定運行速度通過周期性線路不平順時所引起的系統(tǒng)振動頻率與相關振動的固有頻率接近時，將引起共振，該特定速度為共振速度，車體沉浮運動的共振速度vbounce為

(1)

式中：λ為線路不平順波長，m；k為中央懸掛一側(cè)垂向剛度，N/m；m為車體質(zhì)量，kg；fbounce為沉浮頻率，Hz。

車體側(cè)滾運動的共振速度vroll為

(2)

式中：B為中央懸掛橫向跨距，m；Ixx為車體側(cè)滾轉(zhuǎn)動慣量，kg·m2；froll為側(cè)滾頻率，Hz。

車體點頭運動的共振速度vpitch為

(3)

式中：L為車輛定距，m；Iyy為車體點頭轉(zhuǎn)動慣量，kg·m2；fpitch為點頭頻率，Hz。

受車體質(zhì)量、重心、轉(zhuǎn)動慣量、系統(tǒng)懸掛剛度以及車輛定距等因素影響，車輛系統(tǒng)各振動的自振頻率較低且部分振動會相互耦合，為保證行車安全和降低動態(tài)響應帶來的結(jié)構(gòu)疲勞損傷，重載鐵路貨車轉(zhuǎn)向架懸掛系統(tǒng)應能將車輛系統(tǒng)的低頻共振衰減到合理區(qū)間[12-13]。

本文以32.5 t軸重重載貨車轉(zhuǎn)向架為例，基于線路試驗中的相關問題現(xiàn)象和試驗數(shù)據(jù)，采用動力學仿真模型對重載鐵路貨車轉(zhuǎn)向架的動力學性能進行了系統(tǒng)研究，為重載貨車轉(zhuǎn)向架設計和典型故障的解決提供科學依據(jù)。

1 試驗條件

為研究重載鐵路貨車轉(zhuǎn)向架動力學響應特性，在北美交通技術中心(TTCI)試驗場對32.5 t軸重重載鐵路貨車轉(zhuǎn)向架進行了13種工況的線路動力學試驗[14]，本文以其中具有代表意義的4種試驗工況為基礎開展重載貨車轉(zhuǎn)向架動力學性能研究，分別為蛇行穩(wěn)定性、圓曲線通過性能、扭轉(zhuǎn)和側(cè)滾性能、點頭和浮沉性能。表1為試驗測試的邊界條件，圖1(a)和圖1(b)分別為扭轉(zhuǎn)和側(cè)滾、點頭和浮沉動態(tài)響應測試輸入的線路不平順波形。試驗過程中采用了兩種具有代表意義的鐵路重載貨車車體，分別為SC型通用帶蓋漏斗車和IC型專用帶蓋漏斗車，SC型帶蓋漏斗車的車輛定距為12.36 m，空車狀態(tài)下車體重心高為2.02 m，滿載狀態(tài)下車體重心高為2.57 m，側(cè)滾、點頭和搖頭轉(zhuǎn)動慣量分別為1.76×105、2.20×106、2.10×106kg·m2；IC型專用帶蓋漏斗車的車輛定距為13.94 m，滿載狀態(tài)下車體重心高度為2.63 m，側(cè)滾、點頭和搖頭轉(zhuǎn)動慣量分別為2.51×105、2.86×106、2.89×106kg·m2，約比IC型車體高出30%～43%，IC型車體僅用于重載貨車轉(zhuǎn)向架的蛇行穩(wěn)定性試驗[15]。試驗過程中保持軌道表面清潔干燥，軌頂摩擦系數(shù)不小于0.4。

表1 試驗條件

圖1 線路不平順波形

2 仿真模型

多體系統(tǒng)的各種非線性特性會導致動力學仿真模型數(shù)值模擬和物理樣機試驗結(jié)果存在一定偏差，需要綜合考慮物理樣機的試驗結(jié)果以建立科學合理的動力學仿真模型[16]。本文采用北美鐵路動力學仿真軟件NUCARS建立了整車動力學仿真模型，整車系統(tǒng)由4個輪對、4個側(cè)架、2個搖枕和1個車體共11個剛體組成，輪對考慮縱向、橫向、垂向、側(cè)滾和搖頭5個自由度，側(cè)架、搖枕和車體均考慮6個自由度，共計62個自由度，各剛體間的相互作用通過等效力元模擬，其中，變摩擦斜楔減振系統(tǒng)采用具有主副摩擦面粘滯-滑動效應的等效力元進行模擬，共計125個等效力元。仿真模型依據(jù)線路試驗結(jié)果對各等效力元的類型和輸入?yún)?shù)進行了修正，仿真模型見圖2。

圖2 仿真模型

3 動力學線路試驗及仿真模擬

3.1 蛇行穩(wěn)定性

蛇行穩(wěn)定性線路試驗時，車輛以30～75 mile/h(1 mile/h=1.6 km/h)的速度通過表1中由大半徑曲線+直線+大半徑曲線組成的測試軌道，試驗線路長度為5.15 km，采用車體心盤位置橫向加速度的STD值(加速度標準偏差)不超過0.13g作為蛇行失穩(wěn)評價限度[15]。圖3為32.5 t軸重重載貨車轉(zhuǎn)向架配裝IC型車體時的蛇行穩(wěn)定性試驗結(jié)果，空車狀態(tài)下，75 mile/h速度范圍內(nèi)未發(fā)生蛇行失穩(wěn)；重車狀態(tài)下，運行速度達到65 mile/h時，前端和后端轉(zhuǎn)向架車體心盤位置處橫向加速度變化不一致，前轉(zhuǎn)向架橫向加速度標準偏差STD值急劇增加，而后端轉(zhuǎn)向架車體位置橫向加速度變化平穩(wěn)，當運行速度為70 mile/h時，前轉(zhuǎn)向架處車體橫向加速度的STD值達到了0.132g>0.13g，超出了蛇行失穩(wěn)限度值，前轉(zhuǎn)向架存在輕微的蛇行失穩(wěn)現(xiàn)象。

圖3 蛇行穩(wěn)定性試驗結(jié)果(第一次試驗)

考慮到上述重車狀態(tài)下的試驗結(jié)果可能由于轉(zhuǎn)向架參數(shù)差異或某偶然因素導致，為深入研究其原因，新制兩臺同類型轉(zhuǎn)向架再次進行蛇行穩(wěn)定性測試，并對曲線段和直線段的車體橫向加速度試驗數(shù)據(jù)進行分段處理。圖4為第二次試驗的測試結(jié)果，試驗結(jié)果表明，重載貨車轉(zhuǎn)向架在測試軌道的直線段未發(fā)生蛇行失穩(wěn)，但是速度達到70 mile/h時，在曲線段開始出現(xiàn)劇烈的蛇行失穩(wěn)現(xiàn)象。

試驗過程中采集了車體前端心盤位置、車體后端心盤位置以及車體前端車頂位置的橫向加速度，忽略車體彈性變形，對70 mile/h速度下的車體橫向加速度矢量分解，獲得了車體搖頭和上心滾擺方向的振動波形，見圖5。經(jīng)過比較分析，車體前端和后端橫向加速度相位相同，可判斷前后轉(zhuǎn)向架發(fā)生了同相位蛇行運動；頻譜分析可知車體搖頭模態(tài)主頻為2.4 Hz，上心滾擺模態(tài)主頻為2.7 Hz，理論計算車體的上心滾擺固有頻率為2.9 Hz，車體上心滾擺振動模態(tài)主頻接近固有頻率。車體重心高度對蛇行穩(wěn)定性的影響仿真分析結(jié)果見圖6，隨著重心高度以0.2 m為間隔從1.6 m增加到2.8 m，車體橫向加速度STD值超過0.13g的臨界速度逐漸降低，表明蛇行失穩(wěn)臨界速度隨著車體重心高度的增加而降低。綜合上述分析，高重心車體具有更低的上心滾擺頻率，前后轉(zhuǎn)向架在曲線段產(chǎn)生了同相位蛇行運動并激發(fā)了車體的上心滾擺，車體上心滾擺運動和搖頭運動相疊加，導致車體出現(xiàn)一端橫向加速度急劇增加的現(xiàn)象。

圖5 速度70 mile/h時車體橫向加速度

圖6 車體重心高度對蛇行穩(wěn)定性的影響

為解決上述重車狀態(tài)下重載貨車轉(zhuǎn)向架蛇行失穩(wěn)問題，采用經(jīng)試驗結(jié)果對比驗證后的重載貨車轉(zhuǎn)向架動力學仿真模型進行參數(shù)優(yōu)化。仿真分析表明，重載貨車轉(zhuǎn)向架心盤和旁承提供的回轉(zhuǎn)阻力矩，柔性對角連接裝置提供的抗菱剛度，變摩擦減振器提供的減振阻尼以及輪對縱、橫向定位剛度對蛇行穩(wěn)定性均有影響，其中，以輪對縱、橫向定位剛度對蛇行穩(wěn)定性的影響最大，仿真分析結(jié)果見圖7，當縱向定位剛度不小于4 MN/m、橫向定位剛度不小于8 MN/m時，32.5 t軸重重載貨車轉(zhuǎn)向架在重車車狀態(tài)下的蛇行臨界速度可達到70 mile/h。

圖7 輪對定位剛度對蛇行穩(wěn)定性影響仿真分析結(jié)果

兼顧32.5 t軸重重載鐵路貨車轉(zhuǎn)向架曲線通過性能，綜合考慮各參數(shù)影響，設計新方案并進行第三次重車蛇行穩(wěn)定性試驗，試驗結(jié)果見圖8。在75 mile/h速度范圍內(nèi)，最大車體橫向加速度標準偏差STD值為0.091g，低于蛇行失穩(wěn)限度值，并通過對各段波形的分析，均未發(fā)生蛇行失穩(wěn)現(xiàn)象。因此，增加承載鞍與側(cè)架導框之間的橡膠塊水平剛度以提高輪對縱、橫向定位剛度，并合理匹配轉(zhuǎn)向架回轉(zhuǎn)阻力矩和抗菱剛度等參數(shù)，可使32.5 t軸重重載鐵路貨車轉(zhuǎn)向架在重車狀態(tài)下達到較高的蛇行失穩(wěn)臨界速度。

圖8 蛇行穩(wěn)定性試驗結(jié)果(第三次試驗)

3.2 曲線通過性能

曲線試驗時，32.5 t軸重重載貨車轉(zhuǎn)向架配裝SC型車體在滿載狀態(tài)下以76.2 mm未平衡超高依此通過曲線曲率為3°(R=582.13 m)、4°(R=436.60 m)、5°(R=349.28 m)、7.5°(R=232.85 m)、10°(R=174.64 m)、12°(R=145.53 m)的曲線組成的環(huán)線。圖9為導向輪對低軌側(cè)車輪和高軌側(cè)車輪的輪軌橫向力隨曲線半徑變化的箱線圖，顯示了5%、25%、50%、75%、95%各統(tǒng)計數(shù)據(jù)段內(nèi)輪軌橫向力的分布情況，可知輪軌橫向力隨著曲線半徑的減小而增大，5°曲率曲線時輪軌橫向力急劇增大，50%百分位數(shù)的輪軌橫向力為3°曲率曲線時的1.6～2.6倍，對于10°曲率以上曲線，95%百分位數(shù)的輪軌橫向力達到了96.02 kN；處于低軌側(cè)車輪的輪軌橫向力均高于高軌側(cè)的輪軌橫向力，低軌側(cè)車輪50%百分位數(shù)的輪軌橫向力為高軌側(cè)的1.1～3.3倍。

圖9 曲線試驗結(jié)果

輪軌橫向力是評價重載貨車轉(zhuǎn)向架曲線通過性能的關鍵指標，決定著曲線通過的安全性和輪軌滾動接觸疲勞特性[17]，結(jié)合上述試驗情況分析可知，降低導向輪對低軌側(cè)輪軌橫向力可以使32.5 t軸重重載貨車轉(zhuǎn)向架獲得良好的曲線通過性能。相關研究表明[18]，當通過曲線時導向輪軌低軌側(cè)的牽引比率T/N值小于0.37時，可使車輪踏面和鋼軌的滾動接觸疲勞狀態(tài)處于安定極限內(nèi)，無損傷發(fā)生。為進一步研究32.5 t軸重重載貨車轉(zhuǎn)向架通過曲線時導向輪對低軌側(cè)牽引比率T/N值的影響，進行了三種方案的曲線試驗，試驗方案見表2，試驗過程中車輛未平衡超高分別為76.2、0、-76.2 mm。

表2 曲線試驗方案

圖10為上述三種方案下32.5 t軸重重載貨車轉(zhuǎn)向架導向輪對低軌側(cè)T/N的試驗結(jié)果，當曲線曲率小于7.5°時，三種方案均可以使導向輪對低軌側(cè)T/N處于0.37以下；當曲線曲率為10°時，方案2和方案3可使導向輪對低軌側(cè)T/N處于0.37以下；當曲線曲率為12°時，僅方案3可使導向輪對低軌側(cè)T/N處于0.37以下；比較三種試驗方案并結(jié)合仿真分析可知，輪對定位剛度、轉(zhuǎn)向架回轉(zhuǎn)阻力矩以及轉(zhuǎn)向架抗菱剛度對導向輪對低軌側(cè)的T/N有影響，其中輪對縱向定位剛度影響較大，當輪對縱向定位剛度不超過7 MN/m時，可使32.5 t軸重重載貨車轉(zhuǎn)向架通過12°曲率曲線時導向輪對低軌側(cè)T/N小于0.37。

圖10 對比方案的曲線通過性能試驗結(jié)果

3.3 懸掛振動特性響應

扭轉(zhuǎn)和側(cè)滾工況試驗時，32.5 t軸重重載貨車轉(zhuǎn)向架配裝SC型車體在空載和滿載狀態(tài)下以12～70 mile/h的速度分別通過圖1(a)所示的線路不平順。圖11為試驗結(jié)果，空車狀態(tài)下，最惡劣試驗結(jié)果對應的速度為20 mile/h，50 ms車輪垂向最小載荷與靜載荷百分比突降至7.37%(<10%)，50 ms車軸脫軌系數(shù)突增至1.67(>1.5)，車體側(cè)滾角度峰峰值瞬間增大至6.15°(>6°)，各項指標均超出了安全限度值；重車狀態(tài)下，50 ms車輪垂向最小載荷與靜載荷為45.78%，50 ms車軸脫軌系數(shù)為0.37，車體側(cè)滾角度峰峰值為3.80°，各項指標均處于安全限度值以內(nèi)。進一步分析可知，在空車狀態(tài)下，32.5 t軸重重載貨車在扭轉(zhuǎn)和側(cè)滾線路工況下的共振速度為20 mile/h,共振頻率為0.75 Hz；在重車狀態(tài)下，32.5 t軸重重載貨車在扭轉(zhuǎn)和側(cè)滾線路工況下的共振速度為12 mile/h,共振頻率為0.45 Hz；重載貨車轉(zhuǎn)向架懸掛采用變摩擦阻尼減振裝置和一級剛度特性彈簧組，為弱阻尼系統(tǒng)，通過試驗結(jié)果可判斷懸掛系統(tǒng)提供的阻尼可以及時衰減重車狀態(tài)下車體側(cè)滾運動的共振到安全區(qū)間，但是不能及時衰減空車狀態(tài)下車體側(cè)滾運動的共振響應，引起車體發(fā)生劇烈的下心滾擺運動，左右常接觸彈性旁承需承受大幅度的交替沖擊載荷以抑制車體的側(cè)滾，極限位置出現(xiàn)某側(cè)旁承和心盤與車體接觸位置瞬時脫空現(xiàn)象，中央懸掛系統(tǒng)出現(xiàn)彈簧瞬間無壓縮現(xiàn)象，導致車輪垂向載荷急劇下降。

圖11 扭轉(zhuǎn)和側(cè)滾工況試驗結(jié)果

點頭和浮沉工況試驗時，32.5 t軸重重載貨車轉(zhuǎn)向架配裝SC型車體在空載和滿載狀態(tài)下以40～70 mile/h的速度分別通過圖1(b)所示的線路不平順。圖12為試驗結(jié)果，空車狀態(tài)下，50 ms車輪垂向最小載荷與靜載荷百分比最小值為41.60%，車體垂向動態(tài)加速度最大值為0.68g，各項指標均處于安全限度值以內(nèi)；重車狀態(tài)下，最惡劣試驗結(jié)果對應的速度為55 mile/h，50 ms車輪垂向最小載荷與靜載荷百分比降至34.35%，車體垂向動態(tài)加速度最大值瞬間增加為1.48g(>1.0g)，彈簧容量百分比增加到95.88%(>95%)，車體垂向動態(tài)加速度和彈簧容量百分比超出了安全限度值。對于空車狀態(tài)，32.5 t軸重重載貨車轉(zhuǎn)向架懸掛系統(tǒng)在理想狀態(tài)下的浮沉、點頭模態(tài)固有頻率分別為4.79、4.41 Hz，線路不平順波長為11.887 2 m，點頭和浮沉共振速度區(qū)間應為118～128 mile/h，則在整個試驗速度范圍內(nèi)，空車狀態(tài)的點頭和浮沉振動遠離共振區(qū)間，不會導致50 ms車輪垂向最小載荷急劇降低和車體垂向動態(tài)加速度急劇增加。對于重車狀態(tài)，32.5 t軸重重載貨車轉(zhuǎn)向架懸掛系統(tǒng)在理想狀態(tài)下的浮沉、點頭模態(tài)固有頻率分別為1.91、2.13 Hz,點頭和浮沉共振速度區(qū)間應為51～57 mile/h，由試驗結(jié)果可知共振速度為55 mile/h,共振頻率為2.06 Hz，懸掛系統(tǒng)提供的阻尼不能抑制重車狀態(tài)下點頭和浮沉模態(tài)的共振響應，彈簧壓縮容量超過95%表示中央懸掛系統(tǒng)出現(xiàn)彈簧瞬間壓并現(xiàn)象，剛性沖擊導致車體垂向加速度急劇增大。

圖12 重載貨車轉(zhuǎn)向架點頭和浮沉工況試驗結(jié)果

以上述試驗結(jié)果為依據(jù)，對空車狀態(tài)在扭轉(zhuǎn)和側(cè)滾線路工況、重車狀態(tài)在點頭和浮沉線路工況進行了仿真分析，仿真結(jié)果見表3～表5，可知32.5 t軸重重載貨車轉(zhuǎn)向架的旁承參數(shù)、斜楔參數(shù)、中央懸掛系統(tǒng)垂向剛度以及減振斜楔彈簧預壓縮載荷等對系統(tǒng)的動態(tài)響應影響較大。對于空車狀態(tài)下的扭轉(zhuǎn)和側(cè)滾工況，增加常接觸彈性旁承的垂向間隙可以適當緩解左右旁承交替壓死狀態(tài)下的剛性沖擊，提高車輪垂向最小載荷，但改善效果有限。降低斜楔角度和增大摩擦接觸面摩擦系數(shù)可以增加斜楔摩擦減振力，提高強迫振動系統(tǒng)衰減共振的能力，但是斜楔角度過小或者摩擦系數(shù)過大會導致斜楔運動的卡滯，使得斜楔減振運動受阻，反而會降低系統(tǒng)的衰減阻尼，綜合分析可知合理的斜楔角度范圍為30°～35°，主摩擦面摩擦系數(shù)范圍為0.3～0.4。中央懸掛系統(tǒng)總剛度和減振彈簧的預壓縮載荷對空車扭轉(zhuǎn)側(cè)滾工況、重車點頭和浮沉工況性能有較大影響，剛度會影響斜楔減振裝置的做功行程和系統(tǒng)的共振速度區(qū)間，減振彈簧預壓縮載荷、減振彈簧做功行程、斜楔角度和摩擦面摩擦系數(shù)影響著懸掛系統(tǒng)的減振能力，適當降低垂向剛度和保證足夠的減振彈簧垂向預壓縮載荷可以提高減振性能，將線路不平順激勵引起的共振響應衰減到安全區(qū)間。

表3 空車狀態(tài)下旁承參數(shù)對扭轉(zhuǎn)和側(cè)滾工況動態(tài)響應的仿真結(jié)果

表4 斜楔參數(shù)對動態(tài)響應的仿真結(jié)果

表5 彈簧參數(shù)對動態(tài)響應的仿真結(jié)果

依據(jù)上述仿真分析情況，對32.5 t軸重重載貨車轉(zhuǎn)向架懸掛參數(shù)進行了優(yōu)化改進，并且在試驗前進行約1 600 km的線路磨合，確保斜楔具有良好的減振狀態(tài)，圖13為改進方案在扭轉(zhuǎn)和側(cè)滾工況、點頭和浮沉工況下的試驗結(jié)果，空車狀態(tài)下，扭轉(zhuǎn)和側(cè)滾工況的共振速度為20 mile/h，50 ms車輪垂向最小載荷值與靜態(tài)載荷百分比由原方案的7.37%提高到了17.94%；重車狀態(tài)下，點頭和浮沉工況的共振速度為60 mile/h，車體垂向動態(tài)加速度由原方案的1.48g降低到了0.77g。因此，為將由線路不平順激勵引起的系統(tǒng)強迫振動衰減到合理區(qū)間，需要合理匹配旁承參數(shù)、斜楔角度、斜楔面摩擦系數(shù)、中央懸掛系統(tǒng)垂向剛度以及減振彈簧垂向預壓縮載荷等參數(shù)，并保證斜楔主副摩擦面具有良好的工作狀態(tài)。

4 結(jié)論

(1)在大半徑曲線上存在重車狀態(tài)下轉(zhuǎn)向架發(fā)生蛇行失穩(wěn)的現(xiàn)象，高的重心和側(cè)滾轉(zhuǎn)動慣量容易激發(fā)車體的上心滾擺，上心滾擺和搖頭運動相耦合導致重車蛇行臨界速度降低；在輔助抗菱裝置不足以解決重車蛇行失穩(wěn)時，提高轉(zhuǎn)向架輪對縱、橫向定位剛度是解決重載貨車轉(zhuǎn)向架蛇行失穩(wěn)的有效措施。

(2)在小半徑曲線上，重載貨車轉(zhuǎn)向架導向輪對低軌側(cè)車輪50%百分位數(shù)的輪軌橫向力比高軌側(cè)高出1.1～3.3倍，合理匹配各參數(shù)，將輪對縱向定位剛度控制在7 MN/m以下可使導向輪對低軌側(cè)牽引比率T/N值降低到輪軌滾動接觸疲勞的安定極限內(nèi)。

(3)通過10個并行或交錯線路垂向不平順時，重載鐵路貨車轉(zhuǎn)向架中央懸掛系統(tǒng)的剛度和阻尼需配置合理且非線性摩擦單元斜楔工作狀態(tài)良好，才能保證在整個運行速度范圍內(nèi)將車輛系統(tǒng)的車體側(cè)滾、點頭和浮沉振動衰減到安全區(qū)間。

(4)本文系統(tǒng)分析了重載貨車轉(zhuǎn)向架動力學性能，研究結(jié)果對重載貨車轉(zhuǎn)向架的設計和典型故障的解決均具有極強的指導意義和參考價值。