高速客車轉(zhuǎn)臂式軸箱定位轉(zhuǎn)向通過曲線時(shí)的蠕滑導(dǎo)向性能

高速客車轉(zhuǎn)臂式軸箱定位轉(zhuǎn)向通過曲線時(shí)的蠕滑導(dǎo)向性能

軸箱定位裝置是保證鐵路車輛安全運(yùn)行的重要關(guān)鍵。高速客車上較常用的一種軸箱定位方式是轉(zhuǎn)臂式定位，國內(nèi)206KP、SW-220、CW-200、CW-300、CW-300等型號(hào)轉(zhuǎn)向架以及CRH2型動(dòng)車組均采用轉(zhuǎn)臂式軸箱定位。針對(duì)轉(zhuǎn)臂式軸箱定位的特點(diǎn)及存在的問題，已開展了一些研究，其中，文獻(xiàn)著重研究車輛偏載時(shí)轉(zhuǎn)臂式轉(zhuǎn)向架出現(xiàn)的輪對(duì)撐開現(xiàn)象對(duì)運(yùn)行安全性的影響，文獻(xiàn)指出轉(zhuǎn)臂定位節(jié)點(diǎn)的位置對(duì)車輛的橫向振動(dòng)會(huì)產(chǎn)生影響。但到目前為止，對(duì)高速行車條件下客車轉(zhuǎn)臂定位式轉(zhuǎn)向架通過曲線時(shí)蠕滑力導(dǎo)向問題及轉(zhuǎn)臂結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)轉(zhuǎn)向架曲線通過性能的影響規(guī)律尚未進(jìn)行深入研究。因此，本文將分析轉(zhuǎn)臂式轉(zhuǎn)向架高速通過曲線軌道時(shí)的受力特點(diǎn)，研究轉(zhuǎn)臂結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)曲線通過性能的影響規(guī)律。1通過曲線轉(zhuǎn)換的張力分析1.1軸箱彈簧剛度與軸箱控制剛度轉(zhuǎn)臂式軸箱定位的結(jié)構(gòu)如圖1(a）所示。圖1(a）中，L為轉(zhuǎn)臂長(zhǎng)度；θ為平衡狀態(tài)時(shí)轉(zhuǎn)臂相對(duì)于軌面的傾角。軸箱彈簧置于軸箱頂端，輪軌垂向力主要通過彈簧傳遞到構(gòu)架；橡膠彈性節(jié)點(diǎn)在軸箱的上方，允許軸箱相對(duì)構(gòu)架有較大的垂向位移，內(nèi)部的橡膠關(guān)節(jié)依靠徑向、軸向及偏轉(zhuǎn)變形可提供縱向、橫向不同的定位剛度，可滿足輪對(duì)彈性定位的剛度需求。當(dāng)車輛以欠超高狀態(tài)通過曲線時(shí)，構(gòu)架外側(cè)增載而內(nèi)側(cè)減載，構(gòu)架發(fā)生側(cè)滾，通過軸箱轉(zhuǎn)臂將轉(zhuǎn)向架前后輪對(duì)撐開，外側(cè)撐開的角度大于內(nèi)側(cè)，形成外“八”字形。動(dòng)力學(xué)分析建模時(shí)，若不考慮軸箱轉(zhuǎn)臂，只是將轉(zhuǎn)臂節(jié)點(diǎn)的縱向、橫向剛度及軸箱彈簧剛度合成至軸箱回轉(zhuǎn)中心，則轉(zhuǎn)向架的結(jié)構(gòu)如圖1(b）所示。輪軌垂向力、橫向力及縱向力均通過軸箱中心處的彈簧傳遞到構(gòu)架，不涉及轉(zhuǎn)臂回轉(zhuǎn)產(chǎn)生的影響。1.2輪對(duì)縱向壓縮和橫向回轉(zhuǎn)的影響分析文獻(xiàn)的研究表明，偏載情況下轉(zhuǎn)臂的存在對(duì)輪對(duì)動(dòng)力學(xué)性能產(chǎn)生較大的影響，特別是車輛偏載時(shí)轉(zhuǎn)向架兩側(cè)轉(zhuǎn)臂的不同程度回轉(zhuǎn)直接改變輪對(duì)沖角，而沖角對(duì)車輛運(yùn)行安全性影響顯著。車輛通過曲線時(shí)，作用在系統(tǒng)的力包括懸掛系統(tǒng)的彈性復(fù)原力，輪軌間的蠕滑力、離心力和外軌超高引起的橫向分力，輪緣接觸鋼軌時(shí)還會(huì)產(chǎn)生輪緣力。在輪緣不接觸鋼軌的情況下，車輛要依靠踏面上的蠕滑力進(jìn)行導(dǎo)向。為清楚地說明轉(zhuǎn)臂回轉(zhuǎn)效應(yīng)對(duì)轉(zhuǎn)向架通過曲線時(shí)輪軌蠕滑力的影響，首先對(duì)無轉(zhuǎn)臂轉(zhuǎn)向架的曲線通過進(jìn)行受力分析。圖2為無轉(zhuǎn)臂轉(zhuǎn)向架以欠超高狀態(tài)通過曲線時(shí)的受力情況。圖2中，O為線路曲線半徑；V為車輛速度；i表示轉(zhuǎn)向架前后輪對(duì)，i=1,2;FLxi、FRxi分別為左、右車輪的縱向蠕滑力；Fyi為輪對(duì)橫向蠕滑力；ywi、Ψwi分別為輪對(duì)橫移量和搖頭角。由文獻(xiàn)可知，車輛通過曲線時(shí)，前后輪對(duì)左右車輪的縱向蠕滑力和橫向蠕滑力的近似計(jì)算分別為式（1）、式（2）中：q為欠超高引起的輪重變化率；f11、f22分別為縱向和橫向蠕滑系數(shù)；λ為踏面等效錐度；r0為車輪標(biāo)稱半徑。由縱向蠕滑力合成的蠕滑力矩為式中，b為左右車輪滾動(dòng)圓跨距之半。由式（1）～式（3）可知，曲線軌道參數(shù)及車輛通過速度一定時(shí)，縱向蠕滑力及回轉(zhuǎn)蠕滑力矩只與輪對(duì)橫移量有關(guān)，合成蠕滑力矩的方向與輪對(duì)橫移量符號(hào)相反；橫向蠕滑力只與搖頭角相關(guān)，且符號(hào)相同。轉(zhuǎn)向架以欠超高的運(yùn)行狀態(tài)進(jìn)入曲線后，受離心力作用，輪對(duì)向曲線外側(cè)移動(dòng)，產(chǎn)生縱向蠕滑力FLxi和FRxi，合成回轉(zhuǎn)力矩Mzi克服一系水平彈簧懸掛力矩，使輪對(duì)產(chǎn)生正的搖頭角，橫向蠕滑力Fyi為正。同時(shí)，由于二系懸掛產(chǎn)生搖頭角變位，輪對(duì)要實(shí)現(xiàn)自動(dòng)導(dǎo)向，須提供附加的蠕滑力矩，此時(shí)轉(zhuǎn)向架2個(gè)輪對(duì)曲線外側(cè)偏移，構(gòu)架及輪對(duì)搖頭角均為正。根據(jù)車輛穩(wěn)態(tài)曲線通過理論，前后輪對(duì)的搖頭角位移為式（4）和式（5）中：W為車輛軸重；θd為超高不足角度；lt為轉(zhuǎn)向架軸距之半；kpy為軸箱懸掛橫向剛度；Ψb為構(gòu)架搖頭角?？梢姡€參數(shù)設(shè)置及車輛通過速度一定時(shí)，輪對(duì)搖頭角與一系懸掛橫向剛度及構(gòu)架搖頭角也有極大關(guān)聯(lián)。構(gòu)架搖頭角為正，則后輪對(duì)的搖頭角要大于前輪對(duì)。以轉(zhuǎn)臂式定位轉(zhuǎn)向架單輪對(duì)為研究對(duì)象，分析欠超高條件下輪對(duì)通過曲線軌道時(shí)轉(zhuǎn)臂回轉(zhuǎn)對(duì)輪對(duì)運(yùn)動(dòng)狀態(tài)的影響。圖3為轉(zhuǎn)臂式轉(zhuǎn)向架單輪對(duì)通過曲線示意圖。輪對(duì)處于圖1中右側(cè)車輪的位置。由于輪對(duì)左、右側(cè)轉(zhuǎn)臂回轉(zhuǎn)角度的差異主要由構(gòu)架側(cè)滾引起，故此處僅考慮構(gòu)架側(cè)滾角φt。圖3中，F(xiàn)′pLx、F′pRx為轉(zhuǎn)臂回轉(zhuǎn)引起的一系懸掛縱向力；d為一系懸掛橫向跨距之半。由于車輛處于欠超高運(yùn)行狀態(tài)，車體及構(gòu)架會(huì)發(fā)生偏向曲線外側(cè)的側(cè)滾，轉(zhuǎn)臂回轉(zhuǎn)使橡膠節(jié)點(diǎn)處產(chǎn)生附加的縱向作用力。轉(zhuǎn)臂回轉(zhuǎn)引起的幾何變化見圖4。圖4中，L為轉(zhuǎn)臂長(zhǎng)度；α為轉(zhuǎn)臂回轉(zhuǎn)角度；β為回轉(zhuǎn)后轉(zhuǎn)臂相對(duì)于軌面的傾角；Δx為轉(zhuǎn)臂回轉(zhuǎn)引起的橡膠節(jié)點(diǎn)縱向壓縮量。圖4中，當(dāng)構(gòu)架發(fā)生側(cè)滾后，位于曲線外側(cè)車輪的轉(zhuǎn)臂傾角由θ減小α至β，同時(shí)位于曲線內(nèi)側(cè)車輪的轉(zhuǎn)臂傾角由θ增至θ+α，且滿足幾何關(guān)系則由圖4可見，圖3中輪對(duì)左右側(cè)轉(zhuǎn)臂回轉(zhuǎn)引起的一系懸掛縱向作用力可表示為式中，kpx為橡膠節(jié)點(diǎn)的徑向剛度。根據(jù)作用在輪對(duì)上的蠕滑力與一系懸掛彈性復(fù)原力平衡的條件，列出輪對(duì)搖頭和橫移的運(yùn)動(dòng)方程：式中：Mw為輪對(duì)質(zhì)量；g為重力加速度。式（7）表明，轉(zhuǎn)臂回轉(zhuǎn)產(chǎn)生的縱向彈性復(fù)原力矩使得輪對(duì)發(fā)生正向橫移，以產(chǎn)生足夠的蠕滑力矩與該彈性復(fù)原力矩平衡。同時(shí)，由式（8）可知，輪對(duì)順時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)一個(gè)搖頭角，形成的橫向蠕滑力才能與輪對(duì)橫移引起的彈性復(fù)原力平衡?？梢?，由于轉(zhuǎn)臂回轉(zhuǎn)，產(chǎn)生的附加彈性復(fù)原力會(huì)使一位輪對(duì)搖頭角繼續(xù)增大，并使輪對(duì)向曲線內(nèi)側(cè)橫動(dòng)?？紤]轉(zhuǎn)臂時(shí)的轉(zhuǎn)向架受力分析見圖5。構(gòu)架側(cè)滾引起位于曲線外側(cè)車輪的轉(zhuǎn)臂向下偏轉(zhuǎn)的角度大于內(nèi)側(cè)車輪的轉(zhuǎn)臂，此時(shí)，由于轉(zhuǎn)臂回轉(zhuǎn)使得前輪對(duì)的搖頭角更大，前輪對(duì)在輪軌接觸點(diǎn)位置產(chǎn)生更大的橫向蠕滑力Fy1，迫使輪對(duì)向曲線內(nèi)側(cè)偏移，同時(shí)帶動(dòng)構(gòu)架橫移，且前輪對(duì)承擔(dān)了車輛系統(tǒng)較大的未平衡離心力；同時(shí)，轉(zhuǎn)臂回轉(zhuǎn)使后輪對(duì)搖頭角減小，后輪對(duì)趨于徑向位置，產(chǎn)生的橫向蠕滑力Fy2降低，后輪對(duì)分擔(dān)的未平衡離心力也減小。輪對(duì)的橫移與一系懸掛橫向剛度及構(gòu)架橫移有關(guān)，一系橫向剛度越大，輪對(duì)與構(gòu)架的相對(duì)位移越受限制，這里不做討論，僅考察kpy較大的情況。由此可見，輪對(duì)向內(nèi)側(cè)移動(dòng)減小了外輪輪緣貼靠鋼軌的幾率，保證了一定條件下高速行車的安全性。2高速客車模型建立針對(duì)上述轉(zhuǎn)臂式轉(zhuǎn)向架通過曲線的特點(diǎn)，不考慮線路不平順的變化，本節(jié)計(jì)算并比較轉(zhuǎn)臂長(zhǎng)度L及轉(zhuǎn)臂傾角θ分別在0～0.6m和0～4°范圍內(nèi)變化時(shí)高速客車通過大半徑曲線的動(dòng)力學(xué)性能。利用SIMPACK動(dòng)力學(xué)仿真軟件建立高速客車模型。模型包括以下剛體：1個(gè)車體、2個(gè)構(gòu)架、4條輪對(duì)和8個(gè)轉(zhuǎn)臂軸箱。全車共有50個(gè)自由度，并考慮輪軌接觸力和懸掛力的非線性特性。表1為高速客車主要的懸掛及結(jié)構(gòu)參數(shù)。轉(zhuǎn)向架通過曲線的計(jì)算工況設(shè)置：線路直線長(zhǎng)度為500m；緩和曲線長(zhǎng)為600m；超高為120mm；圓曲線半徑為5000m；客車運(yùn)行速度為300km/h，而通過曲線時(shí)的均衡速度為225km/h。下面給出轉(zhuǎn)臂式轉(zhuǎn)向架通過曲線時(shí)的位移時(shí)間響應(yīng)和不同轉(zhuǎn)臂結(jié)構(gòu)參數(shù)下前轉(zhuǎn)向架各部件的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)及作用于輪對(duì)的蠕滑力比較。2.1轉(zhuǎn)臂長(zhǎng)度和傾角設(shè)轉(zhuǎn)臂結(jié)構(gòu)參數(shù)L=0.6m、θ=4°，所對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)臂式轉(zhuǎn)向架在欠超高狀態(tài)下通過曲線時(shí)的運(yùn)動(dòng)位移響應(yīng)見圖6。從圖6中可見，轉(zhuǎn)向架的各向位移均為正值，前輪對(duì)的搖頭角及橫移量最大，其次是構(gòu)架，后輪對(duì)相應(yīng)的各位移量最小，且趨于徑向位置。輪對(duì)的運(yùn)動(dòng)姿態(tài)與上述分析結(jié)果一致?？梢?，軸箱轉(zhuǎn)臂的回轉(zhuǎn)效應(yīng)對(duì)轉(zhuǎn)向架通過曲線時(shí)的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)影響極大。圖7和圖8分別表示轉(zhuǎn)向架各部件的橫移量與搖頭角隨轉(zhuǎn)臂長(zhǎng)度及傾角的變化關(guān)系。從圖7和圖8可知，隨著L和θ的增大，構(gòu)架及其輪對(duì)均由向曲線外側(cè)偏移逐漸改變?yōu)橄蚯€內(nèi)側(cè)偏移，其中構(gòu)架及前輪對(duì)的偏移量要大于后輪對(duì)；但轉(zhuǎn)臂回轉(zhuǎn)對(duì)前后輪對(duì)的搖頭角位移影響剛好相反，隨著L、θ的增加，前輪對(duì)的搖頭角逐漸增大，而后輪對(duì)搖頭角減小。當(dāng)L在0～0.2m范圍內(nèi)變化時(shí)，轉(zhuǎn)向架各部分位移隨著轉(zhuǎn)臂的加長(zhǎng)迅速改變，相對(duì)于轉(zhuǎn)臂傾角，此時(shí)轉(zhuǎn)臂長(zhǎng)度對(duì)各部件位移的影響起主要作用。當(dāng)L>0.2m后，轉(zhuǎn)臂傾角θ的改變也會(huì)引起各部件位移的明顯變化。例如，L=0.0m時(shí)，轉(zhuǎn)臂傾角不起作用，即對(duì)轉(zhuǎn)向架的曲線通過性能無影響；L=0.6m時(shí)，θ由0°增至4°，前后輪對(duì)分別向曲線內(nèi)側(cè)偏移了6.5mm和4.8mm，相應(yīng)的搖頭角分別變化了0.51mrad和0.35mrad。分析可知，轉(zhuǎn)臂長(zhǎng)度和轉(zhuǎn)臂傾角的改變不同程度地影響轉(zhuǎn)向架在曲線上的運(yùn)動(dòng)姿態(tài)，這直接關(guān)系轉(zhuǎn)向架輪對(duì)的輪軌作用力分配。2.2橫向壓縮變形分析輪對(duì)運(yùn)動(dòng)狀態(tài)的改變，表明作用于各輪對(duì)橫向蠕滑力及蠕滑力矩也隨之變化。圖9、圖10分別給出了轉(zhuǎn)臂長(zhǎng)度及傾角對(duì)前后輪對(duì)橫向蠕滑力和蠕滑力矩的影響。由圖9可知，橫向蠕滑力與輪對(duì)搖頭角的變化規(guī)律一致。不考慮轉(zhuǎn)臂時(shí)，后輪對(duì)的橫向蠕滑力要高于前輪對(duì)，隨著轉(zhuǎn)臂長(zhǎng)度和傾角的增大，后輪對(duì)趨于徑向位置，而前輪對(duì)的正向搖頭角不斷增大，前輪對(duì)的輪軌接觸點(diǎn)處產(chǎn)生更大的橫向蠕滑力，如：L=0，θ=0°時(shí)，前后輪對(duì)的橫向蠕滑力分別為4kN和12kN，而當(dāng)L=0.6m，θ=4°時(shí)，兩者分別達(dá)到15.5和0.91kN。從圖10可見，前后輪對(duì)的蠕滑力矩隨轉(zhuǎn)臂結(jié)構(gòu)參數(shù)的增大均逐漸變?yōu)樨?fù)值，其變化規(guī)律與前后輪對(duì)各自橫移量的變化趨勢(shì)相反。前輪對(duì)蠕滑力矩的數(shù)值要大于后輪對(duì)的相應(yīng)值。例如：不考慮轉(zhuǎn)臂，即L=0時(shí)，前后輪對(duì)的蠕滑力矩分別為6.2kN·m和5.3kN·m，而L=0.6m，θ=4°時(shí)，兩者分別達(dá)到-10.5kN·m和-6.5kN·m。綜合以上分析，對(duì)于轉(zhuǎn)臂定位式轉(zhuǎn)向架，通過調(diào)整轉(zhuǎn)臂長(zhǎng)度和傾角可實(shí)現(xiàn)轉(zhuǎn)向架各輪對(duì)橫向作用力分配。轉(zhuǎn)臂長(zhǎng)度及傾角越大，構(gòu)架側(cè)滾支撐開轉(zhuǎn)向架前后輪對(duì)的效果越明顯，導(dǎo)致前輪對(duì)的正向搖頭角更大，使前輪對(duì)產(chǎn)生了相當(dāng)大的橫向蠕滑力，而降低了后輪對(duì)的橫向蠕滑力。同時(shí)，為實(shí)現(xiàn)蠕滑導(dǎo)向，前輪對(duì)的蠕滑力矩也隨著橫向位移的增加而增大，這會(huì)加劇前輪對(duì)踏面的磨耗，縮短旋輪周期。因此，轉(zhuǎn)臂的結(jié)構(gòu)參數(shù)適當(dāng)，可使前后輪對(duì)盡量在徑向位置附近，改善高速客車的曲線通過性能。3轉(zhuǎn)臂長(zhǎng)度和傾角的影響本文比較了轉(zhuǎn)臂定位式轉(zhuǎn)向架和無轉(zhuǎn)臂轉(zhuǎn)向架通過曲線時(shí)的受力狀況。根據(jù)本文的理論分析，由于轉(zhuǎn)臂的回轉(zhuǎn)效應(yīng)，轉(zhuǎn)臂式定位轉(zhuǎn)向架在欠超高狀態(tài)下通過大半徑曲線時(shí)，構(gòu)架發(fā)生較大側(cè)滾的條件下，軸箱轉(zhuǎn)臂支撐開轉(zhuǎn)向架前后輪對(duì)，導(dǎo)致前輪對(duì)的正向搖頭角增大，后輪對(duì)正向搖頭角降低，且前后輪對(duì)均向曲線內(nèi)側(cè)偏移，前輪對(duì)的偏移程度要高于后輪對(duì)，降低了高速行車條件下外輪輪緣貼靠鋼軌的幾率。