专利名称：具有最佳的高翘曲摩擦力矩和低阻尼力的摩擦楔设计的制作方法
技术领域：
本发明涉及三件式铁路车辆底架，更具体地涉及使承梁与侧车架接合及提供悬置阻尼及翘曲刚性的四个摩擦楔。翘曲摩擦力矩，对产生底架翘曲必须的轴间剪切力矩的衡量，是控制底架翘曲刚性的主要特点，并且是已知对三件式底架较不清楚的一个特点。另一方面，阻尼力水平对达到任意要求量值还不是一个问题，而它们是否太低或太高则是一个问题。本发明提出了在摩擦楔角、摩擦系数、楔弹簧力和楔宽度之间要求的关系比提供一个摩擦楔同时产生高到无限大的翘曲摩擦力矩和中到低的摩擦力。
通过增加翘曲摩擦力矩，可达到高的轴间剪切刚性或底架翘曲刚性。翘曲刚性是决定高速稳定性和重的轴负载转弯性的两轴底架的主要特点。一般称为翘曲摩擦力矩的静翘曲摩擦力矩是主要由摩擦楔对抗底架翘曲力或轴间剪切力产生的摩擦力偶。之所以称为静翘曲摩擦力矩是因为由楔产生的阻力矩由静摩擦限制。本发明的目的是通过使摩擦楔设计最佳化增加翘曲摩擦力矩而增加三件式底架的翘曲刚性。
在本发明中，通过联立翘曲摩擦力有最大的轴间剪切力，和使阻尼力到弹簧支承重量的一个百分比，可得到一个摩擦楔设计可抵抗底架翘曲及保持悬置阻尼的安全水平的摩擦楔设计。使用一对联立方程使工程师可基于最大翘曲摩擦力矩和要求的阻尼率得到一个摩擦楔设计，而不是只基于阻尼率。联立公式的结果是得到对翘曲摩擦和阻尼最佳化的摩擦楔和侧弹簧的完整的设计的一套参数。
在北美的铁路货车运输中，具有两个轮组的一般的三件式货车底架要求满足许多重要的操作及经济要求。在其它的要求中，它们必须要能安全支承、在很宽的轨道条件下使很高的轮负载平衡，同时使得使用它们的铁路有高的经济水平。除了这些基本要求，在连接的铁路网中，底架和它们的零件必须是可互换的。现今使用的三件式底架很大程度上满足这些要求，因为它们总的设计是简单的、适应性强的、耐久及可靠的。但是，在发展过程中，较大地疏忽了底架设计在性能效率方面的一个主要问题、即对翘曲摩擦力矩的设计。
当三件式底架在通常使用中要对抗足够的能量，由于高速工作，轮组受力相对轨道及相互相对作侧向运动，引起“底架不规则摆动”的不稳定性。转架不规则摆动是不希望的，因为它造成加到铁路车辆及装的货物上高的侧向力，并且对车头产生增加的拉力，使其效率降低。类似地，当在通常使用中三件式底架碰到转弯，轮组常受力相互相对作侧向运动导致“底架翘曲”的状态。底架翘曲是不希望的，因为它使前轮组和轨道之间有高的迎角，导致铁轨和车辆间高的摩擦率。无论是高速还是转弯的结果，底架不规则摆动和底架翘曲一般的特点是轮组相互相对的横向位移，使侧车架相对承梁的正方关系改变为角度关系。
在重轴负载脱轨中涉及的普通的三件式货车底架试验表明控制性能的轴间剪切刚性的大部分贡献给侧车架与承梁的连接。但是，现时的这种连接的设计的一个固有的问题是它们只提供对使侧车架和承梁之间的非直角运动的阻力高到约束这些连接的库仑布摩擦力。现代理论横型及实验室试验已确证翘曲摩擦力矩是确定三件式底架性能中的因素是关键的。
三件式底架的侧车架和承梁连接的一般特点是一个直三角形摩擦楔一方面接触并接纳在承梁的槽中，另一方面是侧车架的垂直表面，再一方面是一个弹簧。该连接包括三个负载支承界面弹簧座表面、斜表面和柱表面。楔表面与弹簧座方向成直角三角形，柱表面相互成直角，斜表面与柱表面成锐角。楔定向成与柱表面垂直，以便由于车辆车体的动力学力允许承梁相对侧车架滑动。楔的斜表面支承在承梁的槽的斜表面上，该作用把弹簧力从弹簧座表面指到柱表面。由于楔的形状及方向的结果，在摩擦楔的三个界面上形成力平衡，其被承梁与侧车架的相对位置和运动控制。
三个不同的力平衡是可能的弹簧压缩冲程力平衡、弹簧减压冲程力平衡、和底架翘曲作用力平衡。加压及减压冲程力平衡是说明在三件式底架中库仑布阻尼力的力平衡，设计工程师已使用多年来设计摩擦楔的垂直阻尼。该两个力平衡由楔角、弹簧力、和楔和柱和斜表面的材料之间的摩擦系数控制。翘曲作用力平衡说明在轴间剪切力条件下作用在楔上的力，其名称来自产生楔力的轴间剪切或底架翘曲力。在翘曲作用下，否则要以相反方向作用的摩擦力沿同样方向向上作用，和把楔约束在柱和侧车架间高到在这些界面的静摩擦力的极限。
说明楔上的翘曲作用力的翘曲作用力平衡是新的，在现有技术上没有提及，文献中也没提及。它是通过楔力平衡参数的参数作用分析发现的。该分析的目的是确定控制参数对阻尼力的作用楔角、摩擦系数、和弹簧力。分析揭示了阻尼力对楔角及摩擦系数的指数关系特点。这事实与脱轨调查中发现的事实结合发现有小的楔角的底架较不易脱轨，导致发现在底架翘曲力状态下必定存在作用在楔上的唯一的摩擦力平衡。
扩大的参数分析表明翘曲摩擦力矩与楔角和摩擦系数的指数关系与阻尼力分析得到是同样类型的。这就发现，阻尼力及翘曲摩擦力随楔角减小和摩擦系数的增加成指数增加，翘曲摩擦力比阻尼力更迅速地增加。这事实暗示可能存在一个楔角及弹簧力的结合，在一定的摩擦系数下，该结合可产生具有高翘曲摩擦力矩和低阻尼力的楔设计。
可能存在主要的楔力平衡参数的“最佳”结合导出一个模型，其可设计通过客观输入来确定参数值。结果，本发明的一个目的是导出这样一个数学模型，及名称为“对侧翘曲摩擦力矩和垂直阻尼力最佳化的摩擦楔和侧弹簧的设计方法”。该模型的实质是翘曲作用力平衡与底架翘曲力平衡结合，成一组与压缩阻尼力平衡的联立方程。
该模型使用基本的客观输入为楔宽度、楔的摩擦系数和阻尼率；和铁路车辆重量、主底架尺寸、中央板和侧轴承摩擦系数、和铁轨的摩擦系数。这些输入可分成两组一组说明摩擦楔特点、另一组说明在空的及重载车的条件下底架的特点。虽然所有两组的参数是客观地限定的，来自楔组的一个参数及来自底架组的两个参数在设定它们的值时要求一些自行决定以便得到最好可能的最佳的方案。铁轨摩擦系数和中央板(和侧支承)摩擦系数分别是空载及重载车的翘曲力的主要控制因素，而阻尼率是阻尼力的主要控制因素。因此，基于对底架的应用的要求的翘曲阻力及阻尼力来确定该三个参数的设计。
确定了基本的输入参数，该模型就未知的摩擦楔、和侧弹簧的尺寸，包括楔角、楔高度、楔深度和工作点，和弹簧棒尺寸、外尺寸和自由高度得出了一个解。与输入值如楔宽度和弹簧整体高度一样，该模型的解提供了对产生翘曲摩擦力矩和阻尼力的预定结合最佳的完全的摩擦楔和侧弹簧设计的实际尺寸。除了提供这些设计的尺寸外，该模型还提供了与楔和侧弹簧设计的解一致的对设计一个完整的悬置装置必要的负载弹簧的类型和数目的确实的解。
如上所述，设计出本模型是用来对车厢负载、底架尺寸、和楔的材料的任意组合确定最佳的楔和侧弹簧设计的解。设计自行决定的输入以允许工程师有机动性来调节产生要求的楔和侧弹簧设计的输入系数。但是自行决定的输入就真实的字面来说限于客观的限定。因此，通过使用客观确定的自行决定的输入的方案，可得到最佳的楔和弹簧设计。在这样做了以后，并对在输入参数方面固有的天然变化作了一些许可，一个楔设计的方案显示出它有很特别的一套重要设计参数的范围。
在所有重要的楔设计参数中，确定地楔角是最重要的，因为它是限定楔的三角形和对阻尼及翘曲摩擦力有最大的控制的作用的尺寸。从完全客观的输入情形显示的楔角范围刚好低于典型的摩擦楔设计的角度范围。与足够的楔宽度、中等的楔摩擦系数和一定的弹簧力结合，比通常的楔角小成为一个摩擦楔和侧弹簧设计中得到高翘曲摩擦力矩及低到中等阻尼力的一个重要特点。
因此，本发明的目的是提供一种设计方法的模型，以及提出摩擦楔及弹簧的两个最佳实施例，其设计成在本申请所述的客观的输入一般可接受的值。该两个最佳实施例是设计成由本设计方法模型确定的解的楔和弹簧对。楔和弹簧对设计的范围由一般可接受的客观输入到本模型中的变量值确定。
本发明涉及三件式铁路货车底架，更具体地涉及增加翘曲刚性的三件式铁路货车底架。
本发明的另一目的是提供一种铁路货车底架设计，提高了轴间剪切刚性而把库仑布阻尼力限制到中等水平。
本发明再一个目的是提供一种得到摩擦楔和侧弹簧设计的数学方法，使得到足够的翘曲摩擦力矩和限制的阻尼力最佳化。
本发明又一个目的是提供一种有整体楔或两块对分楔的，专门设计的楔的铁路货车底架的设计，通过增加它们产生的翘曲摩擦力矩增加了轴间剪切刚性。
本发明另一个目的是提供一种由上述设计方法确定的楔角为28°-32°的摩擦楔。
本发明再一个目的是提供一种铁路货车底架，其侧弹簧专门设计以得到在空载及重载条件下力的最佳值，使翘曲摩擦力矩足够高而阻尼力足够低。
通过下面的详细说明、附图及说明书会对本发明其它目的更清楚。
下面用附解说明本发明，附图中
图1是示出本发明设计的铁路车辆底架的侧视图；图2是铁路车辆底架的横剖面的顶视图；图3是示出承梁、侧车架及楔的关系的放大的剖面图；图4A、4B、4C和4D分别是摩擦楔的侧视图和剖面图，示出了在铁路车辆底架使用时加在摩擦楔上的力；图5A、5B、5C和5D分别是侧视图和剖面图，示出用于铁路车辆底架时加到对分的摩擦楔上的力。
本发明涉及铁路车辆底架，更具体地涉及在侧车架和承梁之间改进的相互关系，可改善底架的高速及转弯工作性能。这里公开的底架的设计将增加翘曲刚性，轴间剪切刚性或对工作时加到底架上的非方形力的抗力。改进的相互关系是由数学方法确定的设计的一个摩擦楔及侧弹簧，该方法使翘曲摩擦力矩(翘曲刚性)和阻尼力之间的平衡最佳化。这样导出的设计的摩擦楔和侧弹簧组是本发明的最佳实施例。
最佳设计结构的摩擦楔和设计成在所有的压缩水平施加相应的理想力的侧弹簧结合可产生足够高的翘曲摩擦力矩及足够低的阻尼力以增加横向及垂直稳定性。一个三角形的摩擦楔在下面由一个或更多的座放在侧车架弹簧座中的卷簧支承着，并且分别由承梁槽斜面和侧车架柱从上面和侧面保持住。
在通常的三件式货车底架中，控制稳定性及转弯性能的轴间剪切刚性是大多由侧车架通过弹簧加力的摩擦楔贡献给承梁。现时的这种连接设计的问题是其借助库仑布摩擦阻力仅提供适当的轴间剪切刚性高到门槛值或断开力。在高于断开力的轴间剪切力水平下，三件式货车底架的轴间剪切刚性下降到低于对好的稳定性及转弯性合适的水平。
更具体地，摩擦阻力特性包括两种作用模式，静摩擦及动力摩擦。静摩擦模式的特点在于对侧车架及承梁之间的滑动偏转运动的高的刚性阻力。在翘曲抗力和轴间剪切刚性方面，静止模式比动力模式更高。静止模式的限制限定成翘曲摩擦力矩，有时又称静止翘曲摩擦力矩。动力模式的特点是在侧车架转动时，阻力以滑动方式，以相对承梁偏转的方式加上。在低速及中等转弯条件下，通常摩擦楔的静止翘曲力矩有效地抵抗在侧车架和承梁之间的偏转运动。但是，在高速及较大转弯条件下，输入力给摩擦阻力的静止模式以过动力，使侧车架相对承梁以动力偏转运动方式滑动。
通过充分地增加侧车架及承梁之间连接的静翘曲摩擦力矩，可大大地增加普通货车底架的翘曲刚性。本发明提供了摩擦楔和侧弹簧的设计的数学方法，大大增加翘曲摩擦力矩而保持垂直悬置阻尼的安全水平。该数学设计方法的核心是对结合在同时平衡的系统中的翘曲摩擦力和阻尼力的一对重要的力平衡。以找出摩擦楔角和侧弹簧力的理想的结合。
如图1和2示出一个铁路车辆底架包括一对侧车架10、12，由承梁14连接着。负载弹簧16把承梁支承在侧车架上，侧车架的两端支承在位于车轮组18的端部附近的滚柱轴承上。上述结构在铁路技术中是通常的。
参见图3，承梁12的各端有槽20，每端有两个槽20。槽容纳作为公开的阻尼系统的核心部分的摩擦楔。如图3及4A-4D所示，摩擦楔具有一个柱面22，一斜面24，其中斜面24支承对着承梁槽的斜面，而柱面22支承对着邻近的侧车架的柱。摩擦楔的底侧由侧弹簧支承着，如现有技术那样。在表面22、24的连接处形成一个角度θ，下面要详细说明。侧弹簧和这种元件的使用在本专业中是普通的。在现有技术没有提及的是侧弹簧加到摩擦楔上的力P和在摩擦楔摩擦表面之间形成的角度θ之间的关系和在两参数之间的关系可以对高的翘曲摩擦力矩和低阻尼力最佳化。
图5A-5D示出如图4A-4D同样的摩擦楔的力的应用，除了在图5A-5D中，楔是标准货车底架公司(Standard Car Truck Company)，即本发明的受让人的US 5,555,818所要求的对开楔。该专利还示出用来支承摩擦楔的普通的侧弹簧，该专利结合作为本发明的参考。
设计方案的核心首先是摩擦楔力平衡的三个模式。在压缩冲程模式中，柱摩擦力指向上，而正摩擦力指向下。在减压冲程模式中，柱力指向下，而正摩擦力指向上。压缩及减压冲程模式是对两个分别向下及向上的悬架阻尼冲程的基本的力平衡。在翘曲作用模式中，力指向上的产生翘曲摩擦力矩的力平衡作用。
向上的摩擦力对抗正抗力的垂直分量的排斥作用把摩擦楔保持在槽中。通过把摩擦楔保持在槽中，翘曲作用模式允许摩擦楔起到在侧车架和承梁之间的很刚性的连接的作用。对大多数摩擦楔设计，在柱和斜面上的摩擦力限制翘曲作用力平衡到静摩擦的极限。楔角度和材料的摩擦系数决定该极限。当摩擦楔角减小及摩擦系数增加，该极限值指数增加到翘曲摩擦力矩是无限大处。
摩擦楔产生的翘曲作用模式是由在承梁和侧车架之间的偏转关系中的强制改变产生。这种偏转运动，量值很小，但改变了侧车架柱相对承梁槽斜面的角度关系。角度关系的改变又依次改变了摩擦楔适合的空间的形状，这样导致在楔的一侧的挤压作用。很好示出挤压作用的该部分力平衡在图4D和5D中示出。在图中，只示出了两个力柱力，对斜面力的X方向分量，NW和VNW的相当的替换，Rfi。图中示出内侧的斜面反作用力Rfi和柱力Cw以示出在楔上的翘曲作用力平衡和在侧车架和承梁上的翘曲力平衡之间的连接。
在三件式车厢中的翘曲力由两种方式产生，即由转弯及侧向不稳定性产生。在转变中，车体及轨道加在底架上相对的力矩，如图1-3所示。在车体的界面，由于底架的偏摆转动的滑动摩擦力，转弯力矩加在底架的中心板及侧轴承上。该转弯力矩在轨道上被转向力矩及轴间剪切力矩反作用着，但是说明底架翘曲最差的情形则转向力矩为零。其余两个力矩，转弯及轴间剪切力矩通过底架相互作用把翘曲力矩加在底架上。在侧向不稳定性方面，由于转动改变力产生的同相转向力矩，轮组使翘曲作用完全地产生在直路轨道上。侧向不稳定性的翘曲力平衡没有示出，因为对摩擦楔的作用实质是相同的。
不管是由于转弯或侧向不稳定性，作用在车厢上的翘曲力矩被作用在底架元件上的内力偶或力矩反作用着。图1和2示出作用在摩擦楔上的内翘曲力反作用。图3示出由图1，2示出的翘曲力矩产生的内翘曲反作用力的方向。标为Cwc的力，临界柱力与柱力Cw区别，以便示出在什么位置，力更高，因为是断开点力。
测量底架翘曲的外力及偏转的方便的方法是底架翘曲台试验。在该试验中，底架的一个轴固定住，而另一轴相对于固定轴肩并肩地侧向受力。该试验产生的翘曲作用与转弯力平衡及侧向稳定力平衡稍微不同，因为试验力把转弯力矩加到底架上，必须由固定轴平衡而不是在中央板处由承梁平衡。由于力矩平衡不同，临界翘曲力的位置从楔的外侧转到内侧。为了确定翘曲摩擦力矩，在作用在摩擦楔上的翘曲力矩和翘曲作用力平衡不被力平衡的不同影响。为了测定翘曲摩擦力矩，该试验是合适及方便的，因为翘曲摩擦力矩可通过断开时剪切力乘上轮跨距b而从输入轴间剪切力直接计算出来。用于预计翘曲摩擦力矩和本发明的数学模型得出的等式基于该力平衡。
这里说明翘曲力F及压缩阻尼力Vcc的两个等式是确定摩擦楔设计的两个主要参数(弹簧力P和楔角θ)需要的主要公式。这两个公式结合在一个联立公式系统中确定在空载和满载的车重条件下的弹簧力P及楔角θ。依次该公式系统又决定一组客观的输入参数找出一个解。在输入参数中，一些是固定的，如“车重”、“底架尺寸”、 “弹簧性能”、“底架界面性能”、和“楔摩擦性能”，而另一些是对一些自行决定是开放的，如“楔的结构”、“悬置阻尼和载重量比”。车的尺寸、底架尺寸及材料性能预定这些固定参数，在确定这些参数时很少或没有任意性。而另一些参数，特别是楔厚度Ww、楔的升高R，和压缩阻尼力对支承在弹簧上的重量比ξw是自行决定的，因为它们可根据设计工程师对性能的要求来进行调整。还有对负载弹簧组选择的输入参数。加入这部分以代替集总负载弹簧率和高度以便算出多圈弹簧组的自行决定的特点。结果，确定侧弹簧力和设计实际正比于自行决定的负载弹簧率和容量数值而不是这些参数的实际理想数字。
本方法的目的是产生对摩擦楔和侧弹簧对的设计值，使这一对一起工作使在磨损条件下产生足够的阻尼及翘曲阻力使在所有标准工作条件下保持底架的稳定性。作为这方法的一个条件，工程师必须确保最终值两者都是可制造的，和不超过新车阻尼合理的可接受的水平。参数输入车重由车的类型及负载极限确定。
最大重载GRLWmax最小空载GRLWmin未受弹簧支承的重量WUS空载的弹簧支承的重量WS.E＝Wmin-WUS重载的弹簧支承的重量WS.L＝Wmax-WUS轮组重量WWS重载的车体的动力系数Kd底架尺寸支承中心a轮基座b楔摩擦性能由试验确定柱阻尼系数μ1d
斜面阻尼系数μ2d柱翘曲系数-最大值μ1w斜面翘曲系数-最大值μ2w楔的结构；由可用空间和材料/重量保护标准确定。
楔宽度WW最大楔高hw.max楔高上边缘hue楔高下边缘hle楔的升高R侧弹簧到柱hcs楔下端高度hwt侧弹簧性能由标准弹簧材料性能确定。
弹性模量G；Gc校正的三维应力τ底架界面性能由最差的状态确定中央板系数μcp中央板半径γcp底座系数μp底座力矩臂γp侧轴承系数μsb侧轴承前端半径γsb侧轴承最大负载Psb.L空车轨道系数μr悬置阻尼和容量比由最大和最小许可的阻尼的G力确定压缩阻尼力与弹簧支承的重量比(磨损)空载ξC.W.E重载ξC.W.L(注压缩阻尼力与弹簧支承的重量比等于对于破坏静摩擦力和产生穿过悬架的运动必要的g的加速)保留容量(磨损)RCW
负载弹簧悬置设计由要求的弹簧移动和预备负载量确定，外负载弹簧数量nos自由高度hos.f弹簧比Sos内负载弹簧数量nis自由高度his.f弹簧比Sis第三负载弹簧数量未知自由高度hts.f弹簧比Sts硬弹簧高度hs要求的阻尼和翘曲摩擦力-摩擦状态压缩阻尼力-磨损-重载Vc.w.L=ξC.W.L·WS.L4]]>压缩阻尼力-磨损-空载Vc.w.E=ξC.W.E·WS.E4]]>最大底架转弯力矩-磨损-重载MtW.L=Wmax2·μcp·rcp+2·Psb.L·μsb·rsb·Kd]]>要求的翘曲摩擦力-磨损-重载FW.L=MtW.Lb]]>要求的翘曲摩擦力-磨损-空载FW.E=Wmin4·μr]]>底座翘曲摩擦力-磨损-重载FpW.L=Wmax-Wws8·μp·rpb]]>底座翘曲摩擦力-磨损-空载FpW.E=Wmin-Wws8·μp·rpb]]>最大翘曲摩擦力-磨损-重载FwW.L＝FW.L-FpW.L最大翘曲摩擦力-磨损-空载FwW.E＝FW.E-FpW.E最大翘曲摩擦力矩-磨损-重载MW.L＝FW.L·b＝MtW.L最大翘曲摩擦力矩-磨损-空载MW.E＝FW.E·b楔角和弹簧力-空车系统符合公式楔翘曲摩擦力-空载FwW.E=-P2·(cos(θ)+μ2w·sin(θ))(μ1w·cos(θ)+μ1w·μ2w·sin(θ)+μ2w·cos(θ)-sin(θ))·2·a·ww[b·(a+ww)]]]>每个悬架的最大压缩阻尼力-空载Vc.W.E=2·μ1d·P·(cos(θ)-μ2d·sin(θ))(-μ1d·cos(θ)+μ1d·μ2d·sin(θ)+μ2d·cos(θ)+sin(θ))]]>得出空车弹簧力及楔角X＝Find(P，θ)空车楔的弹簧力Pss.W.E＝X0空车楔角θE＝X1该设计方法的分析结果已表明对于最大翘曲抗力及最小的阻尼，底架最有效工作的理想条件，摩擦楔角(无论单楔或对分楔)在28°-32°。这比该所示的类型的阻尼系统一直用的楔角更小。对于最有效的阻尼，但是有些取决于车厢的参数，力P应该为约1350磅至约7300磅。取决于车厢尺寸、类型及负载，可以在上述范围变化，但侧弹簧负载应该在所述的值之间。
虽然上面说明了本发明的最佳方式，但应该明白可对本发明最佳方式作出许多改型、替换及变化。
权利要求
1.一种铁路车辆底架的阻尼系统，所述的底架有一个承梁、一对侧车架、阻尼承梁和侧车架之间相对运动的多个摩擦楔，和支承各摩擦楔的侧弹簧，各侧弹簧总的为三角形，在垂直摩擦面和斜摩擦面之间限定了一个角θ，该楔角θ和各侧弹簧的力P由下面公式限定FwW.E=-P2·(cos(θ)+μ2w·sin(θ))(μ1w·cos(θ)+μ1w·μ2w·sin(θ)+μ2w·cos(θ)-sin(θ))·2·a·ww[b·(a+ww)]]]>Vc.W.E=2·μ1d·P·(cos(θ)-μ2d·sin(θ))(-μ1d·cos(θ)+μ1d·μ2d·sin(θ)+μ2d·cos(θ)+sin(θ))]]>
2.按照权利要求1所述的阻尼系统，其特征在于楔角θ为28°-32°。
3.按照权利要求2所述的阻尼系统，其特征在于弹簧力为约1350磅-7300磅。
4.按照权利要求1所述的阻尼系统，其特征在于承梁的各端有一对槽，各槽面对侧车架的一个柱，在各槽中有一摩擦楔。
5.按照权利要求4所述的阻尼系统，其特征在于各摩擦楔是一个单楔元件。
6.按照权利要求4所述的阻尼系统，其特征在于各摩擦楔包括两个对称的对半的摩擦楔，
7.一种设计铁路车辆底架的方法，所述的底架有一承梁、一对侧车架和一个用侧弹簧支承摩擦楔阻尼承梁/侧车架的相对运动的阻尼系统，为了有最佳的侧翘曲摩擦力矩及低的阻尼力，采用下列联立公式FwW.E=-P2·(cos(θ)+μ2w·sin(θ))(μ1w·cos(θ)+μ1w·μ2w·sin(θ)+μ2w·cos(θ)-sin(θ))·2·a·ww[b·(a+ww)]]]>Vc.W.E=2·μ1d·P·(cos(θ)-μ2d·sin(θ))(-μ1d·cos(θ)+μ1d·μ2d·sin(θ)+μ2d·cos(θ)+sin(θ))]]>式中θ为摩擦楔的垂直面和斜面之间限定的楔角，而P为侧弹簧力。
8.按照权利要求7的方法，其特征在于角θ为28°-32°。
9.按照权利要求8的方法，其特征在于侧弹簧力P为约1350磅到7300磅。
10.按照权利要求7的方法，其特征在于各摩擦楔是一个单楔元件。
11.按照权利要求7所述的方法，其特征在于各摩擦楔包括两个对称的对半的摩擦楔。
全文摘要
铁路车辆底架的阻尼系统,使用摩擦楔支承在侧弹簧上阻尼底架承梁和支承其的侧车架之间的相对运动。各摩擦楔为三角形,在支承侧车架的垂直摩擦面与相对承梁运动的斜摩擦面之间限定一楔角θ。楔角θ及侧弹簧力由右式限定。
文档编号B61F5/12GK1273195SQ0010821
公开日2000年11月15日 申请日期2000年4月30日 优先权日1999年5月6日
发明者阿曼德·P·泰龙 申请人:标准汽车公司