轻型铁路货运车辆空车回送低动力作用及其解决对策

李特特，魏鸿亮，朴明伟+，杜 伟，3，李 华，徐世锋

(1.大连交通大学 机械工程学院,辽宁 大连 116028；2.中车齐齐哈尔车辆有限责任公司，黑龙江 齐齐哈尔 161002;3.辽宁铁道职业技术学院 铁道车辆学院，辽宁 锦州 121000)

0 引言

空车回送低动力作用是轻型铁路货运车辆研制的主要技术难题之一，针对目前铁路货运提速的特殊需求，快捷/高速货运转向架有必要采用动态设计和软件分析方法，用输入/相关激励来把握正则/奇异摄动相互转变的辩证关系，从而使轻型铁路货运车辆依据安全稳定裕度的变化更好地遵循均匀、稳定和快速磨耗规律，尽可能满足空车回送低动力作用的要求。

最近欧洲铁路货运可持续发展项目公布了结论性研究报告[1]，正式确立了国际铁路联盟(International Union of Railways, UIC)提速货运转向架的基准模型，明确了需要解决的空车回送低动力作用技术难题。在不采用抗蛇行减振器和空簧悬挂技术的前提下，欧洲铁路进行了轮对弹性定位约束方式、回转阻力矩有效性和减振降噪3方面技术尝试[2-4]。

铁路货运提速需要研制一类轻型铁路货运车辆，包括行包车、集装箱平车、快运棚车以及小汽车商品或冷链运输特种车辆，轴重为17 t～18 t。由于货物容重比较低，轻型铁路货运车辆具有特殊性，如空重比悬殊、车体重心高、车辆定距较长等，特别是在车速的要求下，一般快捷/高速货运转向架将踏面制动(适用于≤140 km/h的车速)改用轮盘或轮边制动。当空车为最小轴重时，如果安全稳定裕度并不充裕，则很难满足车轮防滑(Wheel Slip Protection，WSP)系统的小蠕滑条件[5]，使车轮踏面产生许多擦伤或擦痕，增强磨耗轮轨接触的作用并产生轮轨噪声。不仅如此，转向架悬挂特性亦会因此发生非线性演变，增强了由走行部到车体的振动传递率，使轻量化车体发生刚柔耦合共振。

针对既有铁路三大干线或新建有砟铁路的线路条件，我国铁路货运提速也确立了快捷/高速货运转向架的两种基本模型[2]，从而更加接近客车转向架25T的技术特征，其中构架式转向架和转臂轴箱定位悬挂已经逐渐形成共识，其轮对纵向/横向定位刚度为15/6 MN/m。然而在转向架对车体接口关系的处理上，形成了如下技术要素的不同组合方案：

(1)160 km/h有摇枕快捷货运转向架原始设计保留了心盘旁承接口关系，以外置牵引杆、二系橡胶堆悬挂和心盘旁承构成了摇枕复杂约束关系。

(2)250 km/h无摇枕高速货运转向架设计以空簧悬挂构成对车体的3/4点支承方式，并以抗蛇行减振器取代旁承摩擦，以期形成有效的回转阻力矩。

(3)在上述两个基本模型基础上，在160 km/h快捷货运转向架的改进设计中进一步提出如下3个预选方案：

1)有摇枕快捷货运转向架预选方案Ⅰ，二系空心橡胶堆悬挂采用标准横向跨距2.0 m形成对摇枕的弹性支承。

2)无摇枕快捷货运转向架预选方案Ⅱ，二系空心橡胶堆悬挂采用标准横向跨距2.0 m构成转向架对车体的全旁承支承接口关系。

3)无摇枕快捷货车转向架预选方案Ⅲ，二系空心橡胶堆悬挂的横向跨距缩短至1.6 m，以便在顺坡段通过时适度降低对车体的侧扭力矩。

在160 km/h快捷货运转向架原始设计的配置下，空载全侧开快运棚车刚柔耦合仿真与整车台架振动试验取得了一致的结论，即顶棚局部垂向耦合共振，因此刚柔耦合仿真研究提出如下建议[6]：轻量化车体设计要合理权衡长约24 m地板底架组合结构的刚度不均匀性与细长顶棚超静定结构的变形协调性，尽可能避免宽体铝合金侧门横向耦合共振及其对塞拉锁定稳定性的影响。

在相关软件分析综合技术平台的支撑下，快捷/高速货运转向架动态设计也要抓住轮轨接触与转向架悬挂两大非线性影响因素，进而改用油压抗蛇行减振器，在最小轴重条件下以较充裕的安全稳定裕度更好地解决造成有害磨耗的两大技术问题，即轮对的自稳定性和回转阻力矩的有效性，尽快突破空车回送低动力作用的关键技术，使轻型铁路货运车辆更好地满足铁路货运提速的3大特殊需求，即提高额定载重量、提升货物集散能力和扩大中长途运输收益。

在无/有摇枕两种预选方案配置下，本文首先再次进行快运棚车刚柔耦合仿真及轻量化车体结构的优化设计与验证，进一步确认轻型铁路货运车辆研制中存在的回转阻力矩的有效性、垂向振动传递率和有害磨耗3大技术问题；然后借鉴欧美铁路的相关经验，根据抗蛇行频带吸能机制制订无摇枕转向架理想配置方案，以较充裕的安全稳定裕度破解空车回送动力作用的技术难题；最后深入研讨单牵引杆装置和二系空心橡胶堆悬挂对振动磨耗造成的影响，明确无摇枕预选方案Ⅱ的改进设计方向。

本文研究试图完成如下3点创新工作：①以整车稳定性态分析图引领转向架参数优配，更好地处理转向架对车体的复杂接口关系，以较充裕的安全稳定裕度满足WSP系统的小蠕滑条件；②合理制订柔性车体对整车MBS(multi-body system)的接口处理对策，以复杂约束及其内力的精准分析确保模态应力恢复(Modal Stress Recovery，MSR)的正确性，进而准确研判危险区域或焊缝；③以轮轨横向动态制衡关系把握正则/奇异摄动相互转变的辩证关系，依据安全稳定裕度变化更好地遵循均匀、稳定和快速磨耗规律，从而在合理科学的修程修制下提升极限与构造速度。

1 快运棚车改进设计及刚柔耦合仿真

在前期台架振动试验对比工作的基础上，本章以快运棚车的改进设计为目标，再次进行整备车辆刚柔耦合仿真分析；然后根据局部高应力及其对结构疲劳损伤的评估，利用结构优化完善局部刚度补强设计；最后以新型集装箱长平车刚柔耦合仿真的可重复性，进一步确认所需要解决的3大关键技术问题，确保回转阻力矩的有效性，降低垂向振动传递率，并尽可能避免有害磨耗。

1.1 刚柔耦合仿真模型考证及其主要技术特点

在160 km/h快捷货运转向架原始设计的配置下，根据如图1a所示的拓扑关系图，前期研究建立了如图1b所示的转向架模板模型，进而构建了如图1c所示的空车与重车组装模型，其具有如下特点：①全柔性耦合车体模型，包括4组对开侧门和塞拉锁定约束；②在重车工况下考虑了货物集成箱对地板形成的阻尼约束效应。

在车钩纵向模拟约束下，对整车台架振动试验施加车轮激扰输入并测得车体振动响应。在相关模态测试对比的基础上，整备车辆刚柔耦合仿真进一步对如下技术问题进行了深入研究：

(1)走行部与车体垂向耦合机制 考虑到外置牵引杆约束的影响，转向架构架点头模态频率较高，如同向点头模态频率约为8.67 Hz，其与地板底架1阶垂弯模态频率(8.50 Hz)而非顶棚的基频模态频率接近，据此刚柔耦合仿真与台架试验两者均可以确认发生了顶棚局部垂向耦合共振。

(2)回转阻力矩的有效性 当轮对纵向/横向定位刚度增强到15/6 MN/m时，动态仿真分析表明，如果λe=0.20，则不稳定蛇行振荡频率将提高到7.0 Hz～ 8.0 Hz，存在旁承摩擦形成的回转阻力矩不能有效抑制蛇行振荡的问题。

160 km/h快捷货运转向架的原始设计采用如图1b所示的外置牵引杆，试图利用左右两侧牵引杆的反对称布置平衡旁承摩擦形成的回转阻力矩，使摇枕复杂约束力系稳定。然而转向架与车体的复杂接口关系会引发上述两个技术问题，具体而言，与Y37吊摆摇枕的情况类似，在摇枕弹性支承下，原始设计亦存在旁承摩擦不稳定的问题，而外置牵引杆增强了对转向架构架点头的约束刚度，在走行部与车体之间形成垂向耦合关系。

Y37是Y25构架式货运转向架的一种改进设计，其改用吊杆下摆摇枕，并用橡胶滚子双作用旁承取代弹簧旁承。因为轴箱悬挂与利诺尔干摩擦减振形成高速磨损，利诺尔拉杆对轮对纵向定位刚度的贡献不断降低，安全稳定裕度变得越来越不充裕，所以Y37的吊摆摇枕进一步暴露了旁承摩擦不稳定问题，目前被强制停用。

由此可见，旁承摩擦形成的回转阻力矩只能有效抑制1.0 Hz～2.0 Hz频率较低的不稳定蛇行振荡。若将轴箱转臂定位方式作为提速货运转向架客车化的一个主要技术特征，则需利用油压抗蛇行减振器形成能够有效抑制蛇行的回转阻力矩，无摇枕预选方案Ⅱ/Ⅲ就采用了这一方式。

1.2 面向局部刚度补强的结构优化设计

快运棚车轻量化设计部分采纳合理权衡刚度不均匀性与变形协调性的建议：①顶棚增设中央纵梁，以提高其基振模态频率；②采用前后端部地板底架增强其两侧边梁的支承刚度；③宽体铝合金侧门改用塞拉锁定的增强约束方案，并增设了压扣/插板。

将德国高干扰谱作为轨道不平顺激扰输入，既有铁路三大干线提速160 km/h的刚柔耦合仿真分析评估表明，顶棚出现了1阶横弯模态自激振动，导致较严重的变形协调问题。具体为，中间拱形撑柱(简称中柱)的根部形成了局部高应力，其属于脉冲载荷类型，最大应力循环幅值约为170 MPa；同时在顶棚和端墙转角处也形成了次高应力区域，其属于交变载荷类型。

轻量化车体优化设计在完善局部刚度补强后，最大应力循环载荷幅值由170 MPa降低为82 MPa，应力的发生部位也由中柱根部的主筋板转移到中柱两侧立柱人孔周边转角处。上述评估结论在如下前提下得出：

(1)采用内置式刚度补强结构的巧妙设计降低中柱根部的局部高应力，使局部高应力蜕变到并不重要的两侧立柱人孔周边位置。

(2)考虑到空车自重23 t的限制，仅利用骨架优化设计增强端墙与顶棚/地板转角的联接刚度，仍然无端墙撑柱。

(3)考虑到上述局部刚度补强，如果顶棚增设中央纵梁，则总质量将增大，地板底架的1阶垂弯模态频率略有降低，由8.50 Hz降低为7.20 Hz。

(4)相对既有铁路三大干线试用谱，德国高干扰谱(ORE B176)更适用于车速≤200 km/h的有砟铁路线路。

(5)与整车台架振动试验相比，不断对整备车辆刚柔耦合仿真模型进行精细化处理，例如对子结构交界面处理的完善与优化，尽可能改进宽体铝合金侧门上下边的变形协调性，从而更加全面而有效地验证了结构优化设计的效果。

由于前位与后位转向架的空间限制，地板底架组合结构设计很难进一步提高其1阶垂弯模态频率。考虑到斜板车轮只能采用轮盘制动，将转向架轴距增大到2.3 m，前后端部与中间部之间出现刚度不均匀问题。另外，考虑到偏平牵引梁的扭转刚度不足，钩缓箱的自由/固定交界面约束亦会对前后端部扭曲模态频率产生影响，约为17/20 Hz。

1.3 磨耗轮轨接触的动力作用及输入激励的影响

如图2a和图2b所示，在有摇枕预选方案Ⅰ的配置下，摇枕兼作摇台形成牵引杆内置的设计形式，在摇枕与转向架构架之间增设前后橡胶堆来平衡旁承摩擦形成的回转阻力矩。因此，摇枕复杂约束包括单牵引杆装置、二系空心橡胶堆悬挂和心盘旁承，其仍然存在动态不稳定的问题。

如图2c和图2d所示，假如货物装载形成微小的横向偏载e，考虑转向架两级悬挂的特殊性(即K2>>K1)，左侧与右侧轴箱钢簧悬挂静挠度产生的变化不一致(即δL<δR)，转向架构架将相应地发生横向倾摆。在重载车体高重心及其下滑分力的影响下，由于Kx,y<

相应地，旁承摩擦形成的回转阻力矩出现异常，不能有效抑制不稳定蛇行振荡，使前导与跟随轮对形成偏磨，并造成较严重的车轮轮缘根部与虚轮缘磨耗，使钢轨走行光带变得更宽展。随着磨耗轮轨接触的动力作用越来越大，其对轻量化车体振动的负面影响越发严重。

1.4 单牵引杆铰接动荷及相关激励的影响

无摇枕预选方案Ⅱ用油压抗蛇行减振器取代旁承摩擦，由于二系空心橡胶堆的力学特性(如图2c)，轻量化车体的1阶垂弯模态被激发振动。

由于前位转向架与车体之间对中性能的动态制衡关系(如图3和图4)，前位/后位牵引杆铰接点分别产生横向/纵向动荷效应，并构成相关激励，增大了由走行部到车体的振动传递率，在车体1/4或3/4处的侧门下边滚轮支座形成局部高应力，如图5a所示。滚轮跳动形成脉冲载荷，最大应力循环幅值约为93 MPa(端门)和130 MPa(中间门)，如果排除滚轮跳动和应力集中效应两个因素(如图5b)，则最大应力循环幅值降低为30 MPa左右。

侧门竖平面大部发生横向耦合共振，如图5c所示，其谐振频率接近“水蛇腰”模态频率。在塞拉锁定原始/增强设计两种不同约束下，宽体铝合金侧门的横向耦合共振特征并未发生根本改变。然而，随着车速降低到100 km/h～120 km/h以下，上述横向耦合共振特征逐渐消除，这与原始设计样车台架振动试验的情况基本吻合。

由于货物集成箱对地板的阻尼约束作用，在重载状态下，地板底架的1阶垂弯模态并未被激发而产生振动。由于二系空心橡胶堆的力学性质不稳定，重车车体点头会偏向左侧或右侧，迫使前位与后位单牵引杆因强烈的横向动荷效应而形成相应的激励，其谐振频率分别为3.8 Hz，4.0 Hz。结果前/后端墙顶部出现异常振动，车轴横向力增大，轮轨磨耗加剧。

考虑全旁承橡胶堆支承及其对车体侧扭刚度的贡献，当正线顺坡段通过时，顺坡率应≤2‰，轮重减载率和车轮脱轨系数的最大值接近或超过安全阈值。

如果将两侧空心橡胶堆的横向跨距缩短到1.6 m，则可改善无摇枕预选方案(Ⅲ)顺坡段通过的性能，但是转向架悬挂的非线性及其对轻量化车体刚柔耦合振动的负面影响不会因此而发生任何改变。

综上所述，目前二系空心橡胶堆悬挂的技术条件并不成熟，其不稳定的力学性质是造成振动磨耗的主要原因。特别在欧洲铁路，曾有因二系空心橡胶堆悬挂而发生脱轨倾覆事故的案例。

1.5 主要技术问题及其可重复性

在无摇枕预选方案Ⅱ的配置下，改换新型集装箱长平车，车辆定距为20.6 m，亦可证明，回转阻力矩的有效性、垂向振动传递率和有害磨耗3大技术问题具有可重复性(另文阐述)，其严重影响到“鱼刺梁”车体的服役寿命。

由此可见，在国家重大研发计划项目层面，本文研究成果为刚柔耦合仿真分析的一个成功案例，其可以避免新型车辆研发投资损失，包括改进样机制造和相关试验的成本，粗略统计超500万元。

2 欧洲既有铁路货运提速及其共性技术问题

就欧洲既有铁路货运提速而言，目前有轻型铁路货运车辆和高速货运动车组两种研发类型，两者均存在空车回送低动力作用的共性技术问题。相对高速货运动车组，德国DB铁路公司更加青睐于轻型铁路货运车辆，如基于DRRS25 DL转向架配置的集装箱平车。

根据UIC基准模型[1]，DRRS25 DL采用双层橡胶圈轴箱悬挂定位方式巧妙地实现了空车/重车轮对定位约束刚度的自主转变，使其从0.25 MN/m提高到0.75 MN/m，曾经成功应用于车速为65 km/h、轴重为35 t[3]的低速重载。由于空重比悬殊，如轴重比23/4.69≈4.9倍，空车实现最高车速为150 km/h的技术条件十分苛刻，其不能满足WSP系统的小蠕滑条件，难以兼顾操纵稳定性。例如，擦轮或擦伤导致磨耗轮轨接触的动力作用增强，使橡胶轴箱悬挂和干摩擦减振系统产生相位滞后的非线性影响，如振动噪声。由于严格限制ICE城际快铁的夜间货运噪声，德国DB铁路公司不得不将其降速至140 km/h[7]，例如改用Y25构架式转向架配置，通过铰接集装箱平车缩短车辆定距来改善横向稳定性能，但是轴重利用率较低。

欧洲铁路采用英国TF25 SA技术研制了新型(铰接)2轴车，可以以160 km/h的速度持续运行，并以轮盘制动取代踏面制动，广泛应用于行包车、小汽车商品或冷链运输特种车，其关键技术在于利用外置牵引杆适度增强轮对的纵向定位刚度，消除了车体上摆与轮对横移模态之间的牵连运动关系。虽然采用铰接式2轴车来缩短车辆定距，可以降低车轮冲角并改善对轨道线路的适应性，但是这种TF25 SA技术具有局限性，需要采用主动差速控制技术进一步提高临界速度。

有学者提出LEILA新型提速货运转向架设计，用弹性交叉杆装置增强前导与跟随轮对之间的剪切/弯曲刚度，并试图以心盘胶垫降低垂向振动传递率，但是制造工艺难以突破。4L或EURO等新型转向架构架设计更具想象力，其采用弹性结构或碳纤维复合结构来实现空车/重车的轮对定位约束刚度和转向架构架悬挂的双重转变，然而在现有技术条件下尚不具可行性。

值得注意的是，因为英国TF25构架式货运转向架无抗蛇行减振器，仍然保留踏面制动形式，并用减磨硬质合金降低表面粗糙度(亦称研磨子技术)，所以被迫降速至140 km/h。然而，在尽可能降低车体重心的要求下，原意大利Fiat公司设计的LHGVL型转向架亦采用类似的二系简单悬挂，使设计车速达到160 km/h，因此改用轮盘制动形式，成功地为穿越英吉利海峡隧道的汽车提供了平均时速为140 km/h的穿梭运输服务[2]。

由此可见，类似于TF25构架式货运转向架，无摇枕预选方案Ⅱ采用单牵引杆装置和二系空心橡胶堆悬挂构成转向架对车体的简单接口关系，若凭借较充裕的安全稳定裕度能够处理好上述3大技术问题，如同LHGVL型转向架，轻型铁路货运车辆则可满足空车回送低动力作用的要求。为此，排除不利因素影响，本研究试图制订无摇枕转向架的理想配置方案，率先探索破解空车回送低动力作用技术难题的可行途径。

3 安全稳定裕度及相关概念

在空车最小轴重条件下，所研制的轻型铁路货运车辆必须形成较充裕的安全稳定裕度，切实解决好轮对自稳定性与回转阻力矩有效性两大技术问题，才能尽可能避免有害磨耗，进而破解空车回送低动力作用的技术难题。

3.1 转向架摇头相位稳定裕度

安全稳定裕度指转向架摇头的适度相位稳定裕度，其在轮对镟修周期内可以确保提速轨道车辆安全稳定地运行。然而，转向架摇头的相位滞后过小或过大，会分别因轮对的自稳定性或回转阻力矩的有效性而对车轮踏面造成有害磨耗。

转向架摇头相位稳定裕度有轮对定位约束刚度和实际轴重两个影响因素。转向架蛇行运动是由其横移和摇头构成的复合运动形式，通常转向架摇头运动具有相对横移的相位滞后，即跟随轮对的车轴横向力稍大于前导轮对，简称为转向架摇头相位稳定裕度。由于转向架与车体的接口比较复杂，整车稳定性态通常不会形成简单的车体/转向架不稳定问题，因此“裕度”并非“余量”。

3.2 空车最小轴重条件

在现有技术条件下，空车最小轴重条件是能够确保空车回送轮轨接触安全的最小轴重，如平车回送和压舱物。在特定的转向架对车体的接口关系下可以证明，随着实际轴重的不断降低，前导与跟随轮对的车轴横向力开始彼此接近，转向架构架的横向振动增强，需要形成二系横向悬挂来衰减车体的横向振动。如果进一步降低实际轴重，则前导轮对的车轴横向力将大于跟随轮对，即转向架摇头相位超前，轮重减载率或车轮脱轨系数的最大值将接近或超过安全阈值。

3.3 大阻尼抑制蛇行机制及其技术局限性

根据等效阻尼的定义，传统的油压抗蛇行减振器具有与旁承摩擦类似的大阻尼特性，其可以有效抑制频率较低(如1.0 Hz～2.0 Hz)的蛇行振荡，简称大阻尼抑制蛇行机制。若轮对的纵向/横向定位刚度为15/6 MN/m，λe=0.20，则不稳定蛇行振荡频率加快，约为7.0 Hz～8.0 Hz，上述大阻尼抑制蛇行机制暴露出的技术局限性主要表现如下：

(1)由于转向架摇头相位滞后的非线性影响，稍有磨耗稳定裕度就迅速降低，即具有轮轨磨耗敏感性，λe≤λemax。根据UIC518或EN14363的规定，当车速提升至280 km/h及以上运行时，实际等效锥度λe≤0.15。

(2)若λe>0.15，则跟随轮对的车轴横向力增大，从而打破轮轨的横向动态制衡关系[8-9]，使纵向力偶交替变化，加剧了踏面的纵向磨耗，车轮快速形成下凹型踏面磨耗特征，这种现象称为轮对自稳定问题。为了确保轮对自稳定性，瑞典铁路SJ3000摆式转向架将轴箱悬挂减振器倾斜45°，以衰减转向架构架的横向振动。

(3)如果抗蛇行阻尼更大，例如日本新干线转向架，其抗蛇行线性阻尼的标定值为2 450 kN·s/m×2(每架2个)，这使轮轨对中很难及时恢复，可能出现轮对偏磨现象。不仅如此，不落轮镟次数过多会造成轮对动平衡问题，使正则摄动转变为奇异摄动问题。以相应的磨耗轮轨接触动力作用作为输入激励，将会迫使转向架悬挂特性发生非线性演变，例如在较高频率激扰下，日系空簧的热力学非线性使其悬挂动态刚度变硬，从走行部到车体的垂向振动传递率增强，车体因其1阶垂弯模态被激发而产生振动。单牵引杆装置的纵向牵引刚度较双牵引杆装置低很多，两者的每架牵引刚度分别为7.5 MN/m，50 MN/m。因此，以单牵引杆的铰接纵向动荷为激励，前位与后位转向架进行纵向的相向运动，与车体垂弯之间形成耦合振动，这一模态简称纵向与垂向耦合模态。如果这一耦合模态被激发振动，则整备车体将演变为垂向刚柔耦合共振，其中牵引变流器吊挂模态频率最低，极易发生模态共振而造成安装吊架开裂。

4 抗蛇行(宽)频带吸能机制

就新型抗蛇行减振器而言，低频结构阻尼与高频阻抗作用是影响抗蛇行动态特性的两个重要因素。与传统的油压抗蛇行减振器相比，新型抗蛇行减振器有单/双循环两种工作原理，前者偏重于低频结构阻尼，后者偏重于高频阻抗作用。布鲁尼认为[10]抗蛇行准静态特性，即由示功图(或称滞回曲线)绘制的阻尼特征曲线，尚未计入激扰频率对动态特性的影响，因此不足以描述装车特性。

与双作用油缸类似，基于双循环的抗蛇行减振器具有较高的液压刚度。通过对抗蛇行台架的动态测试数据进行分析表明，在微小的位移摄动条件下，如位移幅值A≤1 mm，抗蛇行动态特性具有Maxwell模型的可回归性，其可以等效为弹簧K0和阻尼C0的串联单元，且具有如下动态特性：

相位滞后

Φ=atan(X′/X)；

(1)

动态刚度

(2)

动态阻尼

(3)

式中：τ为松弛时间，τ=C0/K0；X为蓄能刚度，X′为耗散刚度，有

(4)

(5)

耗散刚度X′具有极值特征，其在中心频率f0=1/τ(圆频率)处有极大值K0/2，此即为频带吸能特性。

与Kelven模型相比，Maxwell模型具有不同的动态刚度变化规律。具体地，随着激扰频率的加快，相位滞后由-90°降低为0°，相应的动态阻尼Cd由C0逐渐衰减至0，动态刚度Kd则由0逐渐增大并趋于K0。然而在串联单元中，弹簧刚度K0与等效阻尼C0恒定不变，激扰低于固有频率，动态刚度趋于K0，若高于固有频率，则等效阻尼C0形成相位滞后，动态刚度将迅速衰减。

由此可见，转向架与车体的接口包括牵引杆装置、抗蛇行减振器、二系垂向/横向悬挂、横向/垂向减振器和抗侧滚扭杆装置，其动态特性均会因车速提升或线路工况而改变。

基于单循环的抗蛇行减振器通过控制方向阀使介质流经阻尼阀的方向不变，因此抗蛇行阻尼特性具有十分理想的压缩和反弹对称性，且线性阻尼值可调节。因为安全阀的压力阈值和液压刚度均较低，所以液压刚度与端节点橡胶的径向刚度无关。

在较低频率激扰下，单循环抗蛇行减振器的相位滞后较Maxwell模型的要大一些，形成了较大的低频结构阻尼，有益于提高转向架摇头的相位稳定裕度。即利用较低的液压刚度，单循环抗蛇行减振器亦可在中心频率为f0的较低频段上形成频带吸能机制，从而克服大阻尼抑制蛇行机制的局限性。若调大线性阻尼值，则可在较低频段上使转向架摇头相位稳定裕度更加充裕。

如果激扰频率过高，则基于单循环的抗蛇行减振器会发生漏油。为了预防气泡阻塞，通常在辅助腔内放置若干个自膨胀袋。如果圆曲线半径较小或过渡曲线长度较短，则在车速为300 km/h及以上运行才会出现轻微的漏油现象。

相对而言，由于形成高频阻抗作用，基于双循环的抗蛇行减振器可以有效消除转向架摇头相位滞后的非线性影响，降低跟随轮对的车轴横向力。若采用基于单/双循环的抗蛇行并联配置，则可形成抗蛇行宽频带吸能机制，从而更好地指导(超)高速转向架参数优配。

5 凹坑有害磨耗及其反馈负面影响

三大件货运转向架存在的菱形变位和承载鞍间隙误差使车轮踏面形成了凹坑有害磨耗，导致轮对滚径差(Rolling Radius Difference，RRD)产生负斜率变化。实际上，诸如转K6等三大件货运转向架的改进设计采用弹性交叉杆装置增强抗菱刚度，改用八字形橡胶垫来消除轮对定位误差，长期运维的效果表明，凹坑有害磨耗与轮轨并不具有明显的相关性。

就高速轮轨的运维实践而言，凹坑有害磨耗指车轮踏面中央形成的局部下凹型磨耗。跟踪测试数据分析表明，随着运行里程的增加，轮对滚径差RRD具有非线性突变和渐变两种不同的演变过程。前者属于轮对自稳定问题，不足5×104km即可形成踏面接触光带；后者与回转阻力矩的有效性相互关联，逐渐形成踏面接触光带，因此轮对镟修周期取决于轨道线路服役的技术条件，如山区线路、明线与暗线交错。

5.1 高速晃车现象

回转阻力矩有效性问题亦是造成德国ICE3系列转向架原型设计技术缺陷的主要原因[11]，其与新型抗蛇行减振器并无任何关联。在轮对强刚性定位约束下，纵向/横向定位刚度为120/12.5 MN/m，车体摇头大阻尼特征迫使后位转向架摇头相位稳定裕度降低，进而与车体侧滚模态构成一次蛇行，其对轮轨匹配条件具有制约性，即λe≥λemin。

与ETR系列摆式列车相比，ICE3有特殊的轨道线路条件。不合理的轮轨匹配条件导致滚动接触疲劳(Rolling Contact Fatigue，RCF)失效，如名义等效锥度λeN=0.166，其使钢轨在轨距角一侧产生一系列如同细丝般的倾斜裂纹。为此，德国DB铁路公司不得不对ICE快铁(钢轨E2的轨底坡为1∶40)进行钢轨打磨修型，但是误差控制得十分严格，要求λe=0.10～0.13，λemax=0.15[12]，使300 km/h等级铁路专线形成客运或专车专线运营方式，其他线路或夜间货运，或客货混运。相对而言，ETR600的轨道线路条件为：钢轨E1的轨底坡1∶20，λe≤0.05。其中轮对重力刚度形成的恢复力是维系转向架横向稳定的主要因素。

然而客运或专车专线并非保障高铁运用安全稳定的充要条件，在特定的(非)结构摄动影响下(如高速道岔通过、钢轨打磨误差或侧风对车体扰动等)，ICE3的一次蛇行转变为二次蛇行并瞬间发生高速晃车。

5.2 凹坑有害磨耗

根据轮轨横向动态制衡关系可以证明，高速晃车加剧了车轮踏面横向磨耗的不均匀性，由于直线运行或大半径曲线通过所占的比例较高，车轮踏面逐渐形成凹坑有害磨耗。

就ICE3原型设计而言，形成凹坑磨耗有轮轨匹配条件制约和高速晃车两个主要因素，轮对滚径差和轮轨干/湿摩擦是决定其演变程度的次要因素。当λe≤0.10时，一次蛇行转变为二次蛇行。如上所述，ICE城际快铁不得不进行钢轨打磨修型处理，其对误差的控制十分苛刻。不仅如此，当受到横风、侧风和尾流扰动时，会因一次蛇行而增强流固耦合效应，使车体瞬间发生侧滚晃动。高速晃车现象会对车轮自旋蠕滑产生负面的反馈影响。

与常规铁路货运车辆不同，形成高速轮轨有害磨耗的原因在于转向架和车体的接口比较复杂，例如抗侧滚扭杆或单牵引杆装置运用不当，在这两种情况下，车轮自旋蠕滑和力偶对轮轨表面的磨耗功(或称磨耗指数、滚动阻力)均会产生波动影响。

鉴于实际的磨耗轮轨接触动力作用及其所造成的负面影响，目前有3种处理凹坑有害磨耗的观点：

(1)在通过小半径曲线时，虚轮缘大小与牵引阻力相互关联，通常车轮踏面的最大凹陷深度控制在5 mm～6 mm以下。

(2)铁路货运提速到90 km/h～100 km/h以上后，轮轨滚动接触点发生跳动，RCF失效，为此建议[13-14]最大凹陷深度达到2 mm～3 mm时，应该尽快对轮对进行镟修。

(3)高速铁路运维实践表明，当最大凹陷深度达到0.3 mm～0.5 mm时，轮轨滚动接触点跳动，并造成踏面中央集中磨耗，钢轨走行则形成宽光带。

5.3 主要反馈的负面影响

由于实际轮轨接触偏离了(近)线性关系，接触点跳动导致磨耗轮轨产生不良接触，造成车轮踏面中央集中磨耗，钢轨走行光带变宽，而且其动力作用会逐渐加剧，不可能形成2点接触过渡的缓冲作用。根据闭环系统的观点，高速轮轨有害磨耗的主要反馈存在如下负面影响：

(1)逐渐增强的磨耗轮轨接触动力作用导致钢轨发生局部横向耦合共振，有害磨耗与转向架的关键部件失效具有相关性，如轴箱端盖脱落、齿轮箱壳体振裂或齿形联轴器烧毁。

(2)转向架悬挂特性会因此产生非线性演变，进而引起整备车辆发生刚柔耦合共振，如牵引变流器横向窜动导致抖车现象，因此其横移模态频率不得低于12 Hz。

(3)轮轨滚动接触点跳动导致车轮自旋蠕滑的奇异性，造成轮轨滚动接触磨耗不均匀[15-16]，由于钢轨波浪形磨耗与车轮多边形磨耗的形成机理具有相似性与伴生性，其影响会在整个铁路网内不断扩大。

6 准静态摄动仿真及其分析技术的缺陷

目前，某些流行分析软件采用准静态摄动仿真分析方法(如图6)，但是必须满足如下3个前提条件：

(1)只有在小蠕滑或无自旋假设成立的前提下，约束内力连续光滑变化，提速轨道车辆系统才可降阶至SI2 DAEs(稳定的2阶微分代数方程)。

(2)忽略车轮自旋蠕滑及其力偶波动的影响，轮轨表面磨耗功仅由纵向和横向两部分组成，轮轨接触趋于(近)线性关系。

(3)提速轨道车辆系统必须满足运动一致性或模型有效性，并回归至渐进稳定意义下的正则摄动问题。

如果一个非线性系统S(ε)中包含有一个难以精确确定或作缓慢变化的参数ε，则令ε=0，使系统S(ε)退化为S(0)，进而将S(ε)看作为S(0)受到摄动(ε≠0)而形成的受扰系统。因此摄动方法是将问题简化为求解在S(0)基础上找出非线性系统S(ε)的运动表达式，且有正则与奇异两类摄动问题。如式(6)所示，正则摄动必须满足运动一致性或模型有效性条件，而奇异摄动则有多解或分叉现象，不满足上述条件。

(6)

由于凹坑有害磨耗，实际轮轨接触会逐渐偏离(近)线性关系。如果假设为小蠕滑或无自旋，并认为小幅蛇行安全论仍然成立，则准静态摄动仿真存在如下问题：①混淆正则/奇异摄动问题；②形成非线性系统稳定性的悖论；③彻底丧失了刚柔耦合系统的非线性属性。

7 把握正则/奇异摄动相互转变的辩证关系

采用整车稳定性态分析图引领转向架参数优配，以解决造成有害磨耗的轮对自稳定性和回转阻力矩有效性问题，进而利用安全稳定裕度变化来更好地遵循均匀、稳定及快速磨耗演变规律。如第1章所述，合理制订柔性车体对轨道车辆MBS的接口处理对策，在更大的频响范围内控制轮轨接触与转向架悬挂两大非线性影响因素。进而以输入/相关激励把握正则/奇异摄动相互转变的辩证关系，在相应的管理体制下回归到转向架标称模型，即渐进稳定意义下的正则摄动问题，在合理科学的修程修制下提升极限与构造速度。

7.1 正则/奇异摄动的相互转变

在一般非线性系统中，正则和奇异摄动既对立又统一，两者的相互转变主要取决于安全稳定裕度，例如锁铁接触摩擦的(不)稳定性取决于销轴接触摩擦角的大小。

为了防止侧门下边形成缝隙造成散料洒落，敞车增设了锁铁摩擦锁定机构。根据复杂约束及其拓扑关系(如图7)，采用点—面或点—线接触摩擦单元构建锁铁及其复杂约束的隔离体模型，并用连续摩擦模型计入干摩擦非线性的影响。

在门栓未插好的情况下，假设车门对锁铁施加2 kN水平压力。考虑锁铁自重，在锁铁质心处将车体横向和垂向加速度的时域样本作为激扰输入来模拟惯性力作用，其中横向加速度的均方差值(RMS)2.2σ=1.17 m/s2，最大值MAX=2.05 m/s2，垂向加速度的均方差值(RMS)2.2σ=1.09 m/s2，最大值MAX=1.67 m/s2。对锁铁的原始设计和改进设计(如图8)进行动态仿真分析表明：①当销轴和滑槽之间的接触角由原始的θ=15°降低为θ=4°时，其向上的垂向分力显著降低；②相应的接触摩擦角获得了更加充裕的稳定裕度，不再发生锁铁向上蠕动或爬行，甚至跳动翻转的问题。由此可见，根据达朗贝尔原理，复杂约束构成的动态力系及其摄动稳定是系统动力学研究的基本问题。

需要注意的是，根据UIC518/EN14363规定，车体或转向架构架加速度采用10 Hz低通滤波，得到采样间隔为2 m的等效值，然后按概率为95%的一般事件原则给出均方差(RMS)2.2σ和最大值MAX。但是舒适性评估Wz或Nvm采用的车体加速度是经过40 Hz低通滤波后，按照加权函数给出的评估值，其中横向与垂向加权函数根据人体生理或心理对横向或垂向加速度的敏感程度制定。类似地，车轴横向力或轮轨横向力也用采样间隔为2 m的等效值进行评估，但是采用20 Hz低通滤波处理，并按照概率为99.85%的大概率事件原则给出均方差(RMS)3σ和最大值MAX。实际上，如果测试数据符合正态分布规律，则2.2σ对应的概率为94.44%，3σ对应的概率为99.46%。

7.2 新型2轴车与单轮对自稳定性

2轴车是欧洲铁路的传统货车车型，单轮对与车体之间采用类似于货运汽车的板簧悬挂，因此单轮对的自稳定性成为制约其提速的主要因素之一。欧洲铁路采用英国的TF25 SA技术(如图9a)研制了新型2轴车，如行包车、小汽车商品或冷链运输特种车等，持续车速为160 km/h，且改用轮盘制动。

如图9b所示，TF25 SA的核心技术在于如何利用外置牵引杆适度增强轮对纵向定位刚度，以保证单轮对的自稳定性。例如轮对纵向定位刚度为15 MN/m，轮对横移模态趋于自稳定振动状态，车体上摆模态趋于自激振动状态，两者形成牵连运动关系，将发生晃车现象，车轮踏面会产生擦轮或擦伤斑痕，从而降低表面粗糙度。适度提高轮对的纵向定位刚度能够降低轮对的横移模态频率，从而解除上述牵连运动关系，保证160 km/h运行的横向稳定性，因此改用轮盘制动并满足车轮WSP系统的小蠕滑条件。

如图9b所示，随着轮对纵向定位刚度的增大，轮对横移模态频率降低，轮对摇头相位滞后减小，因此轮对横移模态的失稳车速(或临界速度)逐步降低。不难看出，新型2轴车主要有如下缺陷：

(1)曲线通过性能较差 目前采用铰接2轴车形式权衡每延米载重与额定轴重两个技术指标，然而冲角较大仍然是制约曲线通过能力的主要因素。基于单轮对的铰接式摆式列车，如Talgo高速列车，因轴距较长、车轮冲角较大，曾经在曲线通过时发生脱轨事故。

(2)在改善横向稳定性方面存在难以解决的技术难题 为了提高临界速度，有学者提出单轮对差速主动控制技术，试图借此提升低地板城轨车辆的设计速度，然而与德国宇航中心的新一代高速列车NGT类似，该技术很难保障轨道电子反馈系统的可靠性，其技术难度远超高速磁浮轨道。

综上所述，整车稳定性态分析图是转向架动态设计的一项重要组成部分。结合TF25构架式货运转向架或无摇枕预选方案Ⅱ，采用整车稳定性态分析图进一步对转向架参数进行优配，或者消除有害的牵连运动，或使有利的牵连运动更加稳健，从而克服目前准静态摄动仿真的缺陷，更好地阐述采用抗蛇行减振器的必要性，并制订无摇枕转向架理想配置方案。

8 无摇枕转向架的理想配置

在空车最小轴重(8 t～9 t或更低)下，如果能够更好地满足低动力作用的要求，轻型铁路货运车辆就具备了跨越既有铁路三大干线和新建有砟铁路分别提速至160 km/h，250 km/h的技术条件，从而扩大中长途运输收益。按照额定轴重18 t计算，每节车厢的额定载重量可以提高到36 t～40 t，为目前高速货运动车组的5倍以上。为此，有必要根据抗蛇行频带吸能机制来制订无摇枕转向架的理想配置方案，以较充裕的安全稳定裕度更好地保障轮对自稳定性和回转阻力矩的有效性，为大容积棚车的轻量化车体设计合理地挖掘技术空间，更好地实现其三大技术首创，即24 m地板底架组合结构设计、细长顶棚超静定结构设计和宽体铝合金侧门塞拉锁定稳定设计。

8.1 抗蛇行参数优配

在250 km/h高速货车转向架其他参数不变的条件下，抗蛇行减振器选型及其参数优配形成频带吸能机制，即每架2个抗蛇行减振器(单循环)，液压刚度K≈4 MN/m×2，线性阻尼标定值C≈330 kN·s/m×2，吸能频带中心频率f0≈1.93 Hz。

8.2 技术效果评估

空车最小轴重为9 t或空车自重为36 t时，如下3项直线运行车速为250 km/h的动态仿真分析结果可以充分验证空车回送低动力作用的技术效果：

(1)较充裕的安全稳定裕度

在λe=0.05/0.10/0.20/0.30/0.35下，分别给出空车稳定性态分析图，如图10所示。

在如图11所示的5种假设轮轨匹配条件下，以英国小缺陷谱作为轨道不平顺激扰输入进行安全稳定综合评估(文中未示)，可以满足服役条件λe=0.05～0.30，λemax=0.35。

(2)有效抑制不稳定蛇行振荡

当实际等效锥度λe=0.20时，抗蛇行频带吸能机制对不稳定蛇行振荡的抑制效果十分有效，如图12所示。

与德国低干扰谱相比，英国小缺陷谱(ERRI B176)考虑了250 km/h新建有砟铁路的质量及其养护特点，如钢轨预防性打磨、道岔打磨处理和路基/桥墩沉降控制等。

(3)均匀、稳定和快速磨耗规律

若将跨越新建有砟铁路提速至250 km/h，则即使在空车回送下，其轮轨磨耗也基本符合均匀、稳定和快速磨耗演变规律。

在直线运行车速250 km/h下进行动态仿真分析，图13～图15所示为1位轮对左右车轮踏面与轮缘的磨耗指标对比，根据适度磨耗原则，其可以维系车轮的正常踏面磨耗，满足磨耗轮轨接触低动力作用的技术要求，具体表现为：①在均匀磨耗期，车轮踏面均匀磨耗且磨耗率很低；②在稳定磨耗期，逐渐出现轮缘根部磨耗；③在快速磨耗期，轮缘根部磨耗增强，且形成轻微的虚轮缘，最大磨耗指数在80 N·m/m左右。

若车轮正常踏面磨耗，则轮对横移幅值应随实际等效锥度的增大而逐渐缩窄。具体如表1所示，在(镟修恢复至)新车状态下轮对横移幅值的MAX≈8.8/9.4mm，当实际等效锥度λe=0.30～0.35时，踏面接触光带逐渐收窄至4.5 mm以下。相应地，钢轨形成了理想的走行光带，居中狭窄且稍偏向轨距角一侧。

表1 前位转向架轮对横移幅值统计特征值 mm

需要注意的是，利用类似于车轴横向力的动态数据处理原则和方法，得到轮对横移幅值的统计特征，其采样间隔为2 m，并经过20 Hz采样低通滤波处理，按照99.85%和0.15%的概率给出均方差(RMS)3σ和最大值MAX。

图16～图18分别为2位轮对的左右车轮自旋蠕滑及其演变规律。根据威金斯理论，车轮自旋蠕滑的最大值ζmax<0.6，完全可以满足WSP系统的小蠕滑条件，只有在λe=0.30 ～0.35下，车轮自旋蠕滑的最大值会接近或超过0.6。

由此可见，在排除单牵引杆装置和二系空心橡胶堆悬挂两个不利因素影响的前提下，根据抗蛇行频带吸能机制，制订了无摇枕转向架的理想配置方案，通过安全稳定和磨耗综合评估表明：以英国TF25构架式提速货运转向架为技术原型,合理选配抗蛇行减振器，完全有条件满足空车回送低动力作用的要求；不仅如此，名义等效锥度λeN还能够降低至0.05，有利于新车车轮形成均匀踏面磨耗，同时符合客货分离与统一/规范原则。

8.3 统一/规范轮轨型面匹配条件

对于常规铁路货运车辆，车轮通常选用LM踏面，其名义等效锥度λeN=0.10。确定轻型铁路货运车辆的轮轨匹配条件需要考虑可客货分离与统一/规范原则。

根据客货分离原则，既有铁路的客运列车开行次数显著降低，轻型铁路货运车辆应该充分利用轮轨关系的优势技术资源(如图19a的斜纹带)，将跨越既有铁路三大干线提速至160 km/h，将名义等效锥度λeN尽可能降低至(0.03～0.06)，且与其他类型的铁路货运车辆在钢轨磨耗方面形成互补，无需钢轨打磨处理亦可达到减磨降耗的目的。

车轮踏面LMA/LM与钢轨CN60KG匹配，分别形成趋于密贴/圆锥型接触两种极端情况，XP55则介于两者之间(如图19b)，较好地兼顾了直线稳定与曲线导向性能，因此轨道窗口宽展，相应的等效锥度曲线平坦光滑。XP55踏面的名义滚动圆偏向轨距角一侧，且偏离轨头中心线约为8 mm，CRH5的运维经验表明：车轮磨耗踏面与钢轨轨头不易形成局部密贴型接触，而且车轮踏面与轮缘的磨耗规律更符合经济镟修的要求。

若有条件，则将跨越新建有砟铁路提速至250 km/h，名义等效锥度λeN降低至0.05(空车)/0.06(重车)，与CRH5的快铁车辆类似，其不仅可以改善对轨道线路的适应性与友好性，还能与车速大于300 km/h的高速客运动车组在钢轨磨耗方面形成互补，降低并减小对钢轨或道岔进行打磨处理的依赖，并满足统一/规范轮轨型面匹配的技术要求，更好地实现高速度低影响的目标。

如图20所示，在无摇枕转向架的理想配置下，随着等效锥度λe由0.05降低为0.02，车体摇头模态(伴随上摆运动)的最小模态阻尼不断降低。当λe=0.03时，车体摇头模态(伴随上摆运动)的最小稳定裕度≥5%。考虑到前位转向架的摇头相位裕度较后位转向架小得多，取名义等效锥度λeN=0.05/0.06。

综上所述，研制快捷/高速货运转向架必须利用抗蛇行减振器，根据抗蛇行频带吸能机制制订无摇枕转向架的理想配置方案，在空车最小轴重条件下以较充裕的安全稳定裕度确保轮对自稳定性和回转阻力矩的有效性，进而破解空车回送低动力作用的技术难题。

9 牵引/旁承橡胶堆新技术对策

在无摇枕转向架理想配置的基础上，以新型集装箱长平车为研究对象，车辆定距为20.6 m，深入研究单牵引杆装置和二系空心橡胶堆悬挂对振动磨耗造成的影响，进而制订相应的对策，以明确无摇枕预选方案Ⅱ的设计改进方向。

在抗蛇行参数优配下，无摇枕预选方案Ⅱ还需处理好如下关系：

(1)转向架具有2级悬挂的特殊性，K2>>K1，因此仅凭借轴箱悬挂减振器不可能衰减车体的垂向振动能量，使整备车体发生刚柔耦合振动。

(2)若降低二系空心橡胶堆悬挂的垂向刚度，则需要进一步解决以下问题：①如何保持车钩或地板高度一致并满足动态限界通过要求；②如何趋利避害，处理好单牵引杆铰接动荷的非线性影响。

单牵引杆装置铰接点的约束内力主要有横向和纵向两种动态成份。横向分力有助于改善车体对转向架的对中性能，但是在空车最小轴重下其也是造成有害磨耗的一个影响因素。若将纵向分力作为激励，则整备车体会发生垂向刚柔耦合共振。由此可见，如果降低二系空心橡胶堆悬挂的垂向刚度，则单牵引杆装置将对横向或垂向悬挂刚度产生非线性影响。

结合新型集装箱长平车的刚柔耦合仿真分析，制订如下牵引/旁承橡胶堆的新技术对策：

(1)用空心橡胶堆和膜式空簧构成二系组合悬挂，利用膜式空簧的准零刚度特性保持车钩或地板高度一致，尽可能避免整备车体发生垂向刚柔耦合振动，降低顺坡段通过时车体的侧扭载荷并满足动态限界通过要求。

(2)用双牵引杆或牵引橡胶堆取代单牵引杆装置，尽可能消除转向架对高重心车体接口形成的有害牵连运动，进而在空车最小轴重下改善车轮磨耗。

10 结束语

在高铁客运需求快速增长而票价长期低位的形势下，铁路货运提速被赋予了如下新内涵：①积极分享物流快速增长的利益蛋糕；②积极分享高速轮轨技术的成果；③积极分享物联网的便捷优势。最新公布的《交通强国发展纲要》也首次明确了铁路货运的重载与提速两项重点工作，特别是利用高速轮轨技术尽快突破快捷/高速货运列车的关键技术。因此，以轮对纵向/横向定位刚度15/6 MN/m为基础参数，我国铁路货运提速制订了快捷/高速货运转向架两种基本模型，有效规避了欧洲铁路自导向或径向转向架的局限。

为此，研制轻型铁路货运车辆应该以输入/相关激励来把握正则/奇异摄动相互转变的辩证关系，正确认识满足空车回送低动力作用要求需要解决的关键技术问题。相应地，研制快捷/高速货运转向架必须采用抗蛇行减振器，在空车最小轴重下保证轮对的自稳定性和回转阻力矩的有效性，为轻量化车体设计合理地挖掘技术空间，使其更好地解决超静定和结构稳定等典型力学问题。

结合相关项目的科研工作，本研究取得如下主要成果：①在国家重大研发计划项目层面，快运棚车的改进设计及验证成为刚柔耦合仿真分析的一个成功案例，其节约了进行改进样机制造和试验所需的超500万元的研发投资；②根据抗蛇行频带吸能机制，制订了无摇枕转向架的理想配置方案，论证了无摇枕预选方案Ⅱ利用抗蛇行减振器来满足空车回送低动力作用要求的技术可行性。通过上述工作，本文得到如下结论：

(1)空车回送低动力作用是关系铁路货运提速可持续发展的重要经济技术指标之一，其需要解决确保回转阻力矩的有效性、降低垂向振动传递率和尽可能避免有害磨耗三大关键技术问题，使轻型铁路货运车辆更好地满足铁路货运提速的三大特殊需求，即提高额定载重量、提升货物集散能力和扩大中长途运输收益。

(2)与欧洲既有铁路的提速情况不同，高速度等级铁路专线才是我国铁路货运提速破解空车回送低动力作用技术难题的1项必要前提。动态仿真分析表明：①就有/无摇枕3个预选方案，目前用空心橡胶堆构成二系悬挂的技术条件尚不成熟，或因摇枕复杂约束的动态不稳定性造成十分严重的轮轨磨耗问题，或因垂向振动传动率增强迫使宽体铝合金侧门发生横向耦合共振导致塞拉锁定失效；②用单牵引杆和橡胶旁承构成转向架与车体的简单接口，必须采用抗蛇行减振器才能满足空车回送低动力作用的要求，而解决振动磨耗问题尚需进一步制订二系牵引/旁承橡胶堆两项新技术对策。因此，结合铁路货运提速的特殊性，研制快捷/高速货运转向架必须坚持客车化的改进方向。

(3)在相关的软件分析综合技术平台支撑下，快捷/高速货运转向架动态设计必须抓住轮轨接触与转向架悬挂两个非线性影响因素；以整车稳定性态分析图引领转向架参数优配，切实解决轮对自稳定性和回转阻力矩有效性两大技术问题，尽可能避免有害磨耗；合理制订柔性车体对轻型铁路货运车辆MBS的接口处理技术对策，实现对跨越广义与模态空间的复杂约束内力的精准分析，正确研判危险区域或焊缝，从而使标称模型回归至渐进稳定意义下的正则摄动问题，利用虚拟激励法编制载荷谱，借助现代信息技术手段尽早融入物联网并跨入智能货车新时代。