本發(fā)明涉及軌道車輛技術領域，特別是鐵路貨車的核心構件轉向架。

背景技術：

鐵路貨車一般由車體、轉向架、制動裝置、車鉤緩沖裝置等部分組成。其中，轉向架的作用是支承車體、引導車輛沿軌道行駛并承受來自車體及線路的各種載荷。鐵路貨車上最常見的轉向架是二軸鑄鋼三大件式轉向架，它由一個搖枕、兩個側架、兩個輪對、彈簧減振裝置和制動裝置等組成。

貨車轉向架上最常用的減振器為摩擦式減振器，它由斜楔、減振簧等零部件組成，減振器設置在側架和搖枕所圍成的空間里。摩擦式減振器是將彈簧的垂向支承力通過斜楔的角度作用轉為斜楔對側架立柱的水平側壓力，側架立柱相對位置裝有磨耗板，斜楔與磨耗板間存在著摩擦，車體上下振動時搖枕也隨著上下振動，從而帶動斜楔上下運動并使斜楔與磨耗板相互摩擦，產生摩擦力，這個摩擦力就是減振力。

摩擦減振器可分為常摩擦減振器和變摩擦減振器，其中，常摩擦減振器的減振力是一個常量，不會隨著承載力的變化而變化，因而無法達到空、重車狀態(tài)下相對摩擦系數(shù)均處于理想值范圍內，不能兼顧車輛空、重車兩種狀態(tài)，因此車輛的垂向動力學性能較差。

變摩擦減振器包括斜楔、常摩擦減振簧、變摩擦減振簧、頂桿等，搖枕斜楔槽下部的底板上帶有一個孔，頂桿上部位于斜楔內的常摩擦減振簧內，下部穿過搖枕斜楔槽的孔，與變摩擦減振簧接觸，在空車狀態(tài)下，僅由常摩擦減振簧提供減振力，在重車狀態(tài)下，斜楔的內頂部與頂桿上端接觸，可向下壓縮變摩擦減振簧，從而由常摩擦減振簧和變摩擦減振簧一起提供減振力，可達到空、重車狀態(tài)下相對摩擦系數(shù)均處于理想值范圍內，能兼顧車輛空、重車兩種狀態(tài)，車輛的垂向動力學性能更好。

但是，這種變摩擦減振器依然存在不足之處，具體來講，由于其常摩擦減振簧和頂桿必須與變摩擦減振內簧軸線對齊，導致常摩擦減振簧及斜楔位置不得不靠近搖枕中心線，進而使搖枕兩斜楔槽中間的結構部分尺寸變的較小，使搖枕強度降低，影響轉向架的使用性能。

因此，如何進一步提高搖枕斜楔槽部位的強度，從而提高轉向架的使用性能，是本領域技術人員需要解決的技術問題。

技術實現(xiàn)要素：

本發(fā)明的目的是提供一種鐵路貨車轉向架。該轉向架不僅在空、重車狀態(tài)下均有理想的相對摩擦系數(shù)，具有較大的抗菱剛度、更好的垂向和橫向動力學性能；同時，還克服了既有雙作用減振器轉向架的不足，可顯著提高搖枕的結構強度，從而保證轉向架的使用性能。

為實現(xiàn)上述目的，本發(fā)明提供的一種鐵路貨車轉向架，包括側架、搖枕以及設于所述側架與搖枕之間的摩擦減振器，所述摩擦減振器包括斜楔、常摩擦減振簧、變摩擦減振簧和頂桿，所述搖枕在其斜楔槽下部的底板上設有通孔，所述頂桿穿過所述通孔的上部位于所述斜楔內的常摩擦減振簧內部，所述頂桿的下部與變摩擦減振簧接觸，所述斜楔、常摩擦減振簧、頂桿以及所述通孔一起相對于所述變摩擦減振簧向遠離搖枕中心的方向偏離一段距離，所述常摩擦減振簧、頂桿和通孔的軸線與所述變摩擦減振簧的軸線不重合。

優(yōu)選地，在所述頂桿的下端與變摩擦減振簧的上端之間設有支座，所述支座的中心線與所述變摩擦減振簧的軸線相重合，所述頂桿的下端從上方支撐在所述支座的偏心位置。

優(yōu)選地，所述頂桿用于支撐在所述支座上的底面和所述支座用于支承所述頂桿的頂面均為平面。

優(yōu)選地，所述側架在其承臺上設有圓形下沉窩，所述變摩擦減振簧的下端裝入所述下沉窩。

優(yōu)選地，所述下沉窩的底部與承臺底面之間的距離占承臺高度的20％～50％，所述下沉窩一側與承臺側壁的距離占承臺高度的20％～40％。

優(yōu)選地，所述斜楔的內頂面設有向下的倒圓錐形凸臍，所述凸臍的根部直徑小于所述常摩擦減振簧的內徑。

優(yōu)選地，所述斜楔為組合式結構，包括斜楔本體和安裝于所述斜楔本體立面處的主摩擦板。

優(yōu)選地，所述頂桿的上端設有一段直徑小于頂桿外徑的伸出段，所述伸出段從所述斜楔頂面的孔向上穿過斜楔頂面，并在露出部分設有環(huán)形槽或橫向孔。

優(yōu)選地，所述頂桿為內部是中空結構的鋼管。

優(yōu)選地，所述頂桿的頂面為球面。

為了使搖枕中部斷面寬度即斜楔槽之間的尺寸b不至于太小而影響搖枕的強度，本發(fā)明將常摩擦減振簧和頂桿的軸線設計為與其下方變摩擦減振簧不對正的形式，即常摩擦減振簧、頂桿以及通孔的軸線與其下方的變摩擦減振簧的軸線不重合、錯開一段距離a，也就是將斜楔、常摩擦減振簧、頂桿以及通孔一起相對于變摩擦減振簧向遠離搖枕中心的方向偏離一段距離。這樣，搖枕兩斜楔槽中間的結構部分尺寸b便可以向兩邊各加寬一段距離a，加寬后的尺寸變?yōu)閎+2a，從而使轉向架不僅在空、重車狀態(tài)下均有理想的相對摩擦系數(shù)，具有較大的抗菱剛度、更好的垂向和橫向動力學性能；同時，還可顯著提高搖枕的結構強度，從而保證轉向架的使用性能。

附圖說明

圖1為本發(fā)明所提供鐵路貨車轉向架的側架、搖枕以及摩擦減振器的組裝示意圖；

圖2為圖1中所示頂桿向下運動壓縮變摩擦減振簧時的動作示意圖；

圖3為斜楔的內頂面設有倒圓錐形凸臍的結構示意圖；

圖4為下沉窩一側與側架承臺側壁的結構示意圖。

圖中：

1.側架2.搖枕3.斜楔4.常摩擦減振簧5.變摩擦減振簧6.頂桿7.支座8.下沉窩9.凸臍10.磨耗板

具體實施方式

為了使本技術領域的人員更好地理解本發(fā)明方案，下面結合附圖和具體實施方式對本發(fā)明作進一步的詳細說明。

在本文中，“上、下、內、外”等用語是基于附圖所示的位置關系而確立的，根據(jù)附圖的不同，相應的位置關系也有可能隨之發(fā)生變化，因此，并不能將其理解為對保護范圍的絕對限定。

請參考圖1，圖1為本發(fā)明所提供鐵路貨車轉向架的側架、搖枕以及摩擦減振器的組裝示意圖。

如圖所示，本實施例提供的鐵路貨車轉向架主要由側架1、搖枕2以及設于側架1與搖枕2之間的摩擦減振器等構成，摩擦減振器包括斜楔3、常摩擦減振簧4、變摩擦減振簧5(含內簧和外簧)和頂桿6，搖枕2在其斜楔槽下部的底板上設有通孔，頂桿6穿過通孔的上部位于斜楔3內的常摩擦減振簧5內部，頂桿6的下部與變摩擦減振簧5接觸，安裝在側架1底部承臺上的搖枕彈簧(包括變摩擦減振簧5)相對于側架承臺中心呈對稱或斜對稱布置，以保證側架1受力均衡。

從圖中可以看出，如果常摩擦減振簧5及斜楔3的位置太過靠近搖枕2的中心線，將導致?lián)u枕2兩斜楔槽中間的結構部分尺寸b較小，使搖枕2強度降低，影響轉向架的使用性能。

為了使搖枕2中部斷面寬度即尺寸b不至于太小而影響搖枕的強度，這里將常摩擦減振簧4和頂桿6的軸線設計為與其下方變摩擦減振簧5不對正的形式，即常摩擦減振簧4和頂桿6的軸線與其下方的變摩擦減振簧5的軸線不重合、錯開一段距離a，也就是將斜楔3、常摩擦減振簧4、頂桿6以及通孔向遠離搖枕中心的方向偏離一段距離a。這樣，搖枕2兩斜楔槽中間的結構部分尺寸b便可以向兩邊各加寬一段距離a，加寬后的尺寸變?yōu)閎+2a，可顯著提高搖枕2的結構強度，保證轉向架的使用性能。

在頂桿6下端與變摩擦減振簧5的上端之間裝入有支座7，支座7的中心線與變摩擦減振簧5的軸線相重合，頂桿6的下端從上方支撐在支座7的偏心位置，且頂桿6的底面和支座7的頂面均設計成平面。這樣，當變摩擦減振簧5受不對中的力而偏斜時，頂桿6的底面遠離搖枕中心的一側與支座7頂面間出現(xiàn)縫隙(見圖2中的角d)，這樣頂桿6對支座7的作用力(見圖2中的力f)的作用點會向搖枕中心側移動，從而減小力的偏心量，改善彈簧受力狀態(tài)。

為了增大變摩擦減振內外簧的撓度，保證其具有較大的自由高度，這里在側架承臺上設計有圓形下沉窩8，以容納變摩擦減振簧，下沉窩8的直徑大于變摩擦減振外簧的外徑，組裝時將斜楔3下方的變摩擦減振簧內簧和變摩擦減振外簧的下端同時裝入下沉窩8中，由于將該位置的內外簧的力一起引入作為變摩擦減振簧5，因此，支座7的外徑應略小于變摩擦減振外簧的外徑，同時壓住變摩擦減振內簧和外簧。

作為另一種方案，下沉窩8的直徑可大于變摩擦減振簧內簧的外徑，且小于減振外簧的內徑，組裝時僅將變摩擦減振簧內簧的下端裝入下沉窩中，由于僅將該位置的內簧的力引入作為變摩擦減振簧5，因此，支座7的外徑應略小于變摩擦減振內簧的外徑，只壓住變摩擦減振內簧。

也就是說，變摩擦減振簧5可以有兩種選擇，一種是僅具有變摩擦減振內簧，其外簧支撐在搖枕2與側架1的承臺之間，作為搖枕減振簧來使用，不作為變摩擦減振簧來使用，另一種是同時具有變摩擦減振內簧和外簧，內簧和外簧同時作為變摩擦減振簧來使用。

具體地，下沉窩8底部與承臺底面之間的距離c可占側架承臺高度的20％～50％，下沉窩8一側與側架承臺側壁的距離e可占側架承臺高度的20％～40％(見圖4)。這樣既便于進行鑄造，又可以保證變摩擦減振簧的高度與其它枕彈簧一致或接近，減少彈簧種類，簡化產品結構復雜性。

請參考圖3，圖3為斜楔的內頂面設有倒圓錐形凸臍的結構示意圖。

如圖所示，斜楔3的材料可以是貝氏體球墨鑄鐵，即adi，若采用此種材料，為了提高斜楔3的強度，可在斜楔3的內頂面設置向下的倒圓錐形凸臍9，此凸臍9與斜楔3為一體式結構，其根部直徑小于常摩擦減振簧4的內徑，能夠伸入常摩擦減振簧4的內部。如果，斜楔3頂部設有用于在組裝時對頂桿進行提拉定位的工藝孔，則此工藝孔同時貫穿凸臍9。

由于在重車狀態(tài)下，斜楔3主要通過內頂面推動頂桿6向下運動以壓縮變摩擦減振簧5，因此，通過增加凸臍9可顯著提高斜楔3與頂桿6接觸部位的強度，同時還能對常摩擦減振簧5起到定位導向作用，保證常摩擦減振簧5始終處于精確的位置而不會出現(xiàn)偏移，從而起到更好的減振效果。

斜楔3可以是組合式結構，包括斜楔本體和安裝在斜楔本體立面處的主摩擦板，其中，斜楔本體可采用鑄鋼材料，主摩擦板可采用非金屬耐磨材料或金屬耐磨材料。

作為一種改進，頂桿6的上端可設有一段直徑小于頂桿外徑的伸出段，此伸出段可從斜楔3頂面的孔向上穿過斜楔頂面，并在露出部分設有環(huán)形槽，以便在組裝時用彈簧卡住以防止頂桿下墜，或在露出部分設置一個橫向孔，以便在組裝時用定位銷穿過橫向孔，起同樣作用。

此外，頂桿6還可以是內部為中空結構的鋼管，這樣在保證頂桿結構強度的前提下，可節(jié)約材料，減輕頂桿重量，便于組裝；而且，頂桿6的頂面也可以設計成球面，以更好的向下傳遞垂向作用力。

下面對上述鐵路貨車轉向架的工作原理作進一步說明：

摩擦式減振器包括斜楔3、常摩擦減振簧4、變摩擦減振簧5、頂桿6、支座7等，該減振器與轉向架固有的其它零部件，包括搖枕2、側架1等共同實現(xiàn)其功能；搖枕2的斜楔槽下部的底板上帶有一個通孔，頂桿6位于斜楔3內的常摩擦減振簧4內部，下部穿過搖枕斜楔槽底板上的通孔，與放置在變摩擦減振簧5上的支座7接觸。

空車狀態(tài)時，斜楔3、常摩擦減振簧4、變摩擦減振簧5、側架1、搖枕2之間的位置關系如下。常摩擦減振簧4和頂桿6位于斜楔3中，其中頂桿6從搖枕斜楔槽下部底板上的通孔中穿過，三者一起裝在側架1和搖枕斜楔槽所形成的空間內，支座7放在變摩擦減振簧5上，頂部與頂桿6接觸，傳遞垂向力。由于常摩擦減振,4處于受壓縮狀態(tài)，因此該簧會給斜楔3一個向上的力，由于搖枕斜楔槽內斜面的阻擋，使得斜楔3被壓向側架立柱，在斜楔3與側架立柱間產生一個正壓力。當車體和搖枕2因車輛走行而產生垂向運動時，斜楔3與側架立柱上的磨耗板10之間產生摩擦力，即減振力，該力與斜楔3和磨耗板10之間的正壓力和摩擦系數(shù)成正比。

由于空車狀態(tài)時搖枕2的位置較高，因而頂桿6與斜楔3內腔頂面間可不接觸，也可接觸；不接觸時頂桿6和變摩擦減振簧5并未受到壓力，斜楔3壓向側架立柱的力僅由常摩擦減振簧4的作用下產生，該力設置得較小且適合于空車狀態(tài)；接觸時，頂桿6和變摩擦減振簧5受到壓力，斜楔3壓向側架立柱的力由常摩擦減振簧4和變摩擦減振簧5共同的作用下產生，該力雖大于前者但也可設置得適合于空車狀態(tài)。

當車輛裝載后處于重車狀態(tài)時，所有枕簧受到來自車體和搖枕2的增大了的垂向力，因而搖枕2下移，這時斜楔3內腔頂面下移，壓在頂桿6上端，力通過支座7傳至變摩擦減振簧5，所產生的彈性反力作用于支座7，并通過頂桿6傳遞，與常摩擦減振簧4共同作用于斜楔3內腔的頂面上，此時該力比空車狀態(tài)增大，相應地斜楔3作用于側架立柱的正壓力也增大，由于減振力與該正壓力成正比，因而減振也相應增大，從而適應重車狀態(tài)下的要求。

上述實施例僅是本發(fā)明的優(yōu)選方案，具體并不局限于此，在此基礎上可根據(jù)實際需要作出具有針對性的調整，從而得到不同的實施方式。例如，頂桿6和支座7可以采用不同種類的材料，以達到重量輕、磨耗量小的目的，等等。由于可能實現(xiàn)的方式較多，這里就不再一一舉例說明。

該轉向架不僅在空、重車狀態(tài)下均有理想的相對摩擦系數(shù)，具有較大的抗菱剛度、更好的垂向和橫向動力學性能，例如，不采用本結構時，減振裝置的阻尼通常是空車為20％～40％，重車是2％～5％，重車狀態(tài)阻尼與理想值相比過小(理想值一般在7％～15％)，而采用本發(fā)明的結構之后，重車狀態(tài)阻尼可以達到7％～15％，實現(xiàn)理想的參數(shù)要求；而且，還克服了既有雙作用減振器轉向架的不足，可顯著提高搖枕的結構強度，從而保證轉向架的使用性能。

以上對本發(fā)明所提供的鐵路貨車轉向架進行了詳細介紹。本文中應用了具體個例對本發(fā)明的原理及實施方式進行了闡述，以上實施例的說明只是用于幫助理解本發(fā)明的核心思想。應當指出，對于本技術領域的普通技術人員來說，在不脫離本發(fā)明原理的前提下，還可以對本發(fā)明進行若干改進和修飾，這些改進和修飾也落入本發(fā)明權利要求的保護范圍內。