畢 鑫，馬衛(wèi)華，羅世輝

（西南交通大學(xué) 牽引動力國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，四川成都610031）

重載機(jī)車大都采用大軸重、長軸距的3軸轉(zhuǎn)向架結(jié)構(gòu)。而貨運(yùn)線路上存在大量小半徑曲線，機(jī)車通過曲線時(shí)引起嚴(yán)重的輪軌磨耗和噪聲，影響重載運(yùn)輸?shù)目焖侔l(fā)展［1-2］。為改善大軸距機(jī)車的曲線通過性能，國內(nèi)外科研人員進(jìn)行了廣泛的研究，主要從線路和機(jī)車兩方面出發(fā)。我國幅員遼闊，既有線路長，不可能僅依靠大范圍的改建或新修線路來改善輪軌磨耗。因此，最理想的途徑是設(shè)計(jì)適應(yīng)我國線路狀況的機(jī)車，其中采用徑向轉(zhuǎn)向架是一種比較可行的方案。徑向轉(zhuǎn)向架具有減小機(jī)車曲線通過時(shí)的輪軌沖角、降低機(jī)車曲線通過導(dǎo)向力、實(shí)現(xiàn)無輪緣貼靠通過曲線和改善機(jī)車曲線黏著降低等諸多優(yōu)點(diǎn)［3-4］。

機(jī)車徑向轉(zhuǎn)向架主要分迫導(dǎo)向式和自導(dǎo)向式兩種［5-6］，其中自導(dǎo)向式運(yùn)用最多。自導(dǎo)向徑向轉(zhuǎn)向架雖有多種具體形式，但所有的徑向機(jī)構(gòu)主要有兩種形式，一種是通過徑向機(jī)構(gòu)，使輪對的橫移和搖頭運(yùn)動相互耦合，相互影響，如瑞士460機(jī)車、Re4／4BT和SZU徑向轉(zhuǎn)向架，這里稱耦合式轉(zhuǎn)向架；另一種是輪對相對構(gòu)架的橫移和搖頭運(yùn)動相互獨(dú)立，互不影響，如美國GM公司的HTCR徑向轉(zhuǎn)向架和我國設(shè)計(jì)的DF8B機(jī)車徑向轉(zhuǎn)向架，這里稱獨(dú)立式轉(zhuǎn)向架。關(guān)于獨(dú)立式轉(zhuǎn)向架的研究已開展較多［7-8］，但是關(guān)于耦合式轉(zhuǎn)向架的研究鮮有介紹。因此，本文以某獨(dú)立式徑向轉(zhuǎn)向架為基礎(chǔ)，如圖1（a）所示，通過改變導(dǎo)向橫梁l的長度，實(shí)現(xiàn)輪對橫移和搖頭運(yùn)動的耦合，如圖1（b）所示。采用多體動力學(xué)仿真的方法研究耦合式徑向轉(zhuǎn)向架結(jié)構(gòu)參數(shù)、離心力對耦合式徑向轉(zhuǎn)向架動力學(xué)性能的影響規(guī)律。

圖1 徑向機(jī)構(gòu)簡圖

1 徑向轉(zhuǎn)向架

1.1 徑向轉(zhuǎn)向架結(jié)構(gòu)特點(diǎn)

機(jī)車轉(zhuǎn)向架需要傳遞牽引力或制動力，因此，與車輛徑向轉(zhuǎn)向架相比，機(jī)車徑向轉(zhuǎn)向架的特點(diǎn)是其徑向機(jī)構(gòu)要與轉(zhuǎn)向架構(gòu)架相連，實(shí)現(xiàn)輪對導(dǎo)向功能與牽引力或制動力傳遞功能分離。輪對之間通過徑向機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)輪對反相搖頭耦合，在提高轉(zhuǎn)向架穩(wěn)定性的同時(shí)，可以改善機(jī)車的小半徑曲線通過能力［4］。對于圖1（a）所示獨(dú)立式徑向轉(zhuǎn)向架，輪對相對構(gòu)架的橫移和搖頭是相互獨(dú)立的。這種結(jié)構(gòu)的優(yōu)點(diǎn)就是便于輪對各向定位剛度參數(shù)的選擇。而對于圖1（b）所示耦合式徑向轉(zhuǎn)向架，徑向機(jī)構(gòu)組成四邊形機(jī)構(gòu)，輪對的橫移和搖頭運(yùn)動相互耦合，其中徑向機(jī)構(gòu)前后端的橫梁長度l1和l2可以不同。當(dāng)機(jī)車通過曲線時(shí)，轉(zhuǎn)向架構(gòu)架在離心力的作用下向曲線外側(cè)移動。在徑向機(jī)構(gòu)幾何約束下，構(gòu)架就會促進(jìn)輪對向曲線徑向方向移動，減小輪對沖角。機(jī)車通過曲線時(shí)，轉(zhuǎn)向架的狀態(tài)如圖2所示。

圖2 轉(zhuǎn)向架曲線通過狀態(tài)

1.2 獨(dú)立式徑向轉(zhuǎn)向架曲線通過特點(diǎn)

徑向轉(zhuǎn)向架相對于傳統(tǒng)轉(zhuǎn)向架，可以明顯減小導(dǎo)向輪對的沖角，實(shí)現(xiàn)中等半徑曲線無輪緣貼靠鋼軌通過曲線。動力學(xué)仿真計(jì)算和試驗(yàn)研究［9-10］均發(fā)現(xiàn)，徑向轉(zhuǎn)向架通過曲線時(shí)，在同一轉(zhuǎn)向架內(nèi)，導(dǎo)向輪對的沖角仍然要大于其他輪對沖角。圖3是裝有圖1（a）所示獨(dú)立式徑向轉(zhuǎn)向架的某機(jī)車通過300m半徑曲線時(shí)，前轉(zhuǎn)向架各輪對沖角的時(shí)程曲線。從圖中可以看出，輪對1（導(dǎo)向輪對）的沖角遠(yuǎn)大于其他兩輪對。為了進(jìn)一步改善導(dǎo)向輪對的沖角，下面主要分析耦合式徑向轉(zhuǎn)向架的運(yùn)動特點(diǎn)。

圖3 輪對沖角

1.3 導(dǎo)向機(jī)構(gòu)力分析

軸箱拉桿傾斜布置受力圖如圖4所示。假定轉(zhuǎn)向架構(gòu)架處于線路對中位置，從機(jī)構(gòu)學(xué)角度可以看出，輪對的橫移和搖頭運(yùn)動相互耦合。當(dāng)輪對在力矩M作用下相對構(gòu)架發(fā)生ψ角的搖頭運(yùn)動時(shí)，軸箱拉桿發(fā)生Δθ的偏轉(zhuǎn)。由于θ角很小，軸箱拉桿A點(diǎn)的各向位移近似滿足如下關(guān)系式。

A點(diǎn)各向位移：

作用在軸箱拉桿上的力矩Mt：

作用在輪對上的力F滿足如下關(guān)系式：

輪對的搖頭角ψ：

把式（1）、（2）、（4）和（5）代入式（3），根據(jù)輪對之間彎曲剛度Kb的定義可得：

式中F為作用于軸箱拉桿的切向力；r為軸箱拉桿的長度；Cx、Cy分別為軸箱處一系的縱向和橫向定位剛度；θ為軸箱拉桿與構(gòu)架縱向方向的夾角；b為一系定位橫向跨距之半。

可見軸箱拉桿采用傾斜布置以后，輪對搖頭運(yùn)動與橫移運(yùn)動相互耦合，對于兩運(yùn)動相互獨(dú)立的情況，輪對的搖頭定位剛度略有增加。

圖4 徑向機(jī)構(gòu)分析

2 動力學(xué)模型的建立

采用SIMPACK動力學(xué)仿真軟件建立某機(jī)車的整車模型，如圖5所示。其中徑向轉(zhuǎn)向架模型通過改變橫梁長度實(shí)現(xiàn)獨(dú)立式和耦合式兩種形式。整車動力學(xué)模型由1個(gè)車體、2個(gè)轉(zhuǎn)向架、6個(gè)牽引電機(jī)、6條輪對和2套徑向機(jī)構(gòu)，共33個(gè)剛體，108個(gè)自由度。

為直觀比較兩種徑向轉(zhuǎn)向架曲線通過性能，軌道上沒有施加軌道不平順激擾。車輪踏面采用JM3磨耗型踏面，軌道為R60軌。模型中考慮了輪軌接觸幾何和蠕滑力、二系橫向止擋剛度以及各減振器阻尼等的非線性特性。

圖5 動力學(xué)模型

3 動力學(xué)仿真分析

3.1 徑向機(jī)構(gòu)結(jié)構(gòu)參數(shù)的影響

機(jī)車通過曲線時(shí)，輪軌磨耗較直線嚴(yán)重，尤其是小半徑曲線。因此，這里以曲線半徑300m為例，研究徑向機(jī)構(gòu)參數(shù)（導(dǎo)向橫梁長度）對各動力學(xué)指標(biāo)的影響。曲線設(shè)置為：50m直線—120m緩和曲線—200m圓曲線—120m緩和曲線—500m直線。圓曲線超高為120 mm。這里計(jì)算了未平衡加速度為0和0.5兩種工況，對應(yīng)運(yùn)行速度分別為55.2km／h和70.7km／h。從計(jì)算結(jié)果看，在兩種運(yùn)行速度下，導(dǎo)向橫梁變化對各動力學(xué)指標(biāo)的影響規(guī)律相同，這里僅給出以平衡速度通過300m半徑曲線的計(jì)算結(jié)果，如圖6所示。

耦合輪對橫移和搖頭運(yùn)動的主要目的就是驗(yàn)證能否在機(jī)車通過曲線時(shí)利用構(gòu)架和輪對橫向相對運(yùn)動，通過導(dǎo)向機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)減小導(dǎo)向輪對沖角的功能。這里沖角為負(fù)值，代表正沖角。從圖6（a）可以看出，導(dǎo)向橫梁1長度增加和導(dǎo)向橫梁2長度減小對前轉(zhuǎn)向架導(dǎo)向輪對沖角有利。當(dāng)導(dǎo)向橫梁1增加0.3m，橫梁2保持原長時(shí)，導(dǎo)向輪對的沖角從2.42mrad減小為2.17mrad，減小10.3%。如果橫梁2同時(shí)也減小0.3m，則沖角能減小15.7%。

導(dǎo)向橫梁長度變化對導(dǎo)向輪對（機(jī)車前進(jìn)方向第1輪對）導(dǎo)向力的影響，計(jì)算結(jié)果如圖6（b）所示。這里導(dǎo)向力為負(fù)值，代表車輪作用于軌道的橫向力指向曲線外側(cè)。各導(dǎo)向梁長度變化對導(dǎo)向輪對導(dǎo)向力的影響規(guī)律與沖角的變化規(guī)律相似。導(dǎo)向橫梁1增長和橫梁2縮短均可減小輪對導(dǎo)向力。當(dāng)導(dǎo)向橫梁1增長0.3m，橫梁2保持原長時(shí)，導(dǎo)向輪對的導(dǎo)向力由29.32kN減小為27.88kN，減小4.9%。如果導(dǎo)向橫梁2也同時(shí)減小0.3m，則輪對導(dǎo)向力能減小6.7%。

圖6 導(dǎo)向橫梁變化與各動力學(xué)指標(biāo)的關(guān)系

圖6（c）為導(dǎo)向橫梁長度變化導(dǎo)向輪對外側(cè)車輪磨耗功的影響。導(dǎo)向橫梁對磨耗功的影響規(guī)律與對導(dǎo)向力的影響規(guī)律一致。導(dǎo)向橫梁1增長和橫梁2縮短均可減小輪對磨耗功。當(dāng)導(dǎo)向橫梁1增長0.3m，橫梁2保持原長時(shí)，導(dǎo)向輪對外側(cè)車輪磨耗功由2 275.85N·m／s減小到2 116.04N·m／s，減小7%。如果導(dǎo)向橫梁2也同時(shí)縮短0.3m，則車輪磨耗功能減小10.7%。

各導(dǎo)向橫梁長度變化對導(dǎo)向輪對脫軌系數(shù)的影響規(guī)律如圖6（d）所示。這里脫軌系數(shù)為負(fù)值，表示車輪作用于軌道的橫向力指向曲線外側(cè)。導(dǎo)向橫梁1長度增長和導(dǎo)向橫梁2長度縮短均可以減小導(dǎo)向輪對的脫軌系數(shù)。當(dāng)導(dǎo)向橫梁1增長0.3m，橫梁2保持原長時(shí)，導(dǎo)向輪對外側(cè)車輪脫軌系數(shù)由0.22減小為0.21，減小4.5%。如果導(dǎo)向橫梁2也同時(shí)減小0.3m，則車輪脫軌系數(shù)能減小6.9%。

3.2 離心力對導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的影響

從上面的計(jì)算結(jié)果可以看出，改變導(dǎo)向橫梁2的長度相對于導(dǎo)向橫梁1來說，對各動力學(xué)指標(biāo)的影響較小。因此，這里計(jì)算僅增長導(dǎo)向橫梁1長度0.3m，而導(dǎo)向橫向梁2保持原長的情況。

為了解離心力對導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的影響，計(jì)算了機(jī)車以不同未平衡離心加速度通過300m半徑曲線的工況，計(jì)算結(jié)果如圖7所示。圖中同時(shí)給出了輪對搖頭和橫移運(yùn)動相互獨(dú)立的徑向機(jī)構(gòu)的計(jì)算結(jié)果。

離心力對導(dǎo)向輪對沖角的影響如圖7（a）所示。從圖中可以看出，對應(yīng)各離心加速度，改進(jìn)后的機(jī)構(gòu)均可明顯減小導(dǎo)向輪對沖角。當(dāng)未平衡離心加速度在0到0.2m／s2范圍時(shí)，隨著未平衡離心加速度的增加，導(dǎo)向輪對沖角逐漸減小。當(dāng)未離心加速度超過0.2m／s2以后，隨著未平衡離心加速度的增加，輪對沖角有增大的趨勢。當(dāng)未平衡離心加速度為0.2m／s2時(shí)，導(dǎo)向輪對沖角改善最大。相對于原機(jī)構(gòu)，沖角由2.35mrad減小為2.06mrad，減小12.4%。

離心力對導(dǎo)向力、磨耗功和脫軌系數(shù)的影響規(guī)律如圖7（b）～圖7（d）所示。離心力對各動力學(xué)指標(biāo)的影響規(guī)律幾乎一致。隨著未平衡離心加速度的增加，各指標(biāo)均有增大的趨勢。改進(jìn)以后的徑向機(jī)構(gòu)在各未平衡加速度下對上述指標(biāo)均略有改善。

4 結(jié)論

通過對導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的結(jié)構(gòu)分析和動力學(xué)仿真，可以得出以下幾點(diǎn)結(jié)論：

圖7 離心力對徑向機(jī)構(gòu)的影響

（1）增長導(dǎo)向橫梁1的長度和縮短導(dǎo)向橫梁2的長度均可減小導(dǎo)向輪對的沖角，但改變導(dǎo)向橫梁1的效果更為顯著。當(dāng)加長導(dǎo)向橫梁1 0.3m，保持橫梁2為原長，以未平衡離心加速度為0.2m／s2通過300m半徑曲線時(shí)，輪對沖角減小12.4%。

（2）在各離心力作用下，相對于原徑向機(jī)構(gòu)，改進(jìn)的徑向結(jié)構(gòu)能夠減小曲線通過時(shí)的動力學(xué)指標(biāo)，尤其是輪對的沖角。但是離心力增加較大會惡化各動力學(xué)指標(biāo)。

（3）本文中的機(jī)車以未平衡離心加速度在0.5m／s2以內(nèi)時(shí)通過曲線，可以降低導(dǎo)向輪對沖角。

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