王伯銘， 陳洪宇， 李智澤， 譚鴻愿

（西南交通大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，四川成都610031）

門架式轉(zhuǎn)向架迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)曲線通過動(dòng)力學(xué)性能

王伯銘， 陳洪宇， 李智澤， 譚鴻愿

（西南交通大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，四川成都610031）

為了預(yù)測(cè)安裝了迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的100%ULF（tra low floor）低地板車輛的曲線通過性能，分析了門架式轉(zhuǎn)向架的迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)組成及其導(dǎo)向原理，推導(dǎo)了其導(dǎo)向參數(shù)的理論公式，建立了動(dòng)力學(xué)模型，并通過計(jì)算機(jī)仿真詳細(xì)分析了迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)對(duì)車輛曲線通過性能的影響，對(duì)比分析了加裝前后車輛的4個(gè)曲線通過性能指標(biāo)．研究結(jié)果表明：加裝迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)后車輛的一、二位輪組輪軌橫向力變化較小，脫軌系數(shù)也無明顯變化，輪組沖角可以減少0．5°左右，約減少60%，外輪磨耗指數(shù)減少量均超過了10 kN·（°）；在對(duì)加裝迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)后的車輛在不同曲線半徑下的通過性能進(jìn)行預(yù)測(cè)，當(dāng)曲線半徑大于100 m時(shí)，曲線通過性能較好，當(dāng)曲線半徑小于10 m時(shí)，轉(zhuǎn)向架的各項(xiàng)曲線通過性能指標(biāo)響應(yīng)變得較為敏感，總體車輛在迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的作用下具有較好的小半徑曲線通過性能．關(guān)鍵詞：門架式轉(zhuǎn)向架；迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)；曲線通過；動(dòng)力學(xué)性能

100%低地板輕軌車輛作為一種造價(jià)低、運(yùn)量又高于普通公交車的新型交通系統(tǒng)，其技術(shù)在國(guó)外已經(jīng)較為成熟并廣泛應(yīng)用于發(fā)達(dá)國(guó)家的大城市，受到人們普遍歡迎［1］．我國(guó)的城市軌道交通起步較晚，隨著我國(guó)軌道車輛技術(shù)的長(zhǎng)足發(fā)展，開始逐步邁向軌道交通大國(guó)行列．

在對(duì)低地板輕軌車輛迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的曲線通過性能分析方面，國(guó)內(nèi)外學(xué)者進(jìn)行了許多研究．

文獻(xiàn)［2］設(shè)計(jì)了一種單軸轉(zhuǎn)向架及其新型徑向調(diào)整機(jī)構(gòu)，并分析了其曲線通過性能．文獻(xiàn)［3］提出采用導(dǎo)向增益、迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的等效導(dǎo)向剛度以及迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)桿件的等效連接間隙，描述迫導(dǎo)向轉(zhuǎn)向架的動(dòng)力學(xué)性能．文獻(xiàn)［4］中提出耦合輪對(duì)，并建立了動(dòng)力學(xué)分析模型，評(píng)價(jià)了其單軸轉(zhuǎn)向架的動(dòng)力學(xué)性能．文獻(xiàn)［5］利用曲率計(jì)算方法研究了徑向轉(zhuǎn)向架主動(dòng)導(dǎo)向機(jī)構(gòu)，建立了帶有主動(dòng)導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的軌道車輛動(dòng)力學(xué)模型，并利用計(jì)算機(jī)仿真技術(shù)計(jì)算了各項(xiàng)曲線通過性能指標(biāo)，得到了使用主動(dòng)導(dǎo)向機(jī)構(gòu)能夠有效提高軌道車輛導(dǎo)向性能的結(jié)論．

目前世界上最低地板面高度的100%ULF（ultra low floor）低地板輕軌車輛是由奧地利SGP（Simmering Graz Pauker）公司設(shè)計(jì)和制造，入口處地板面高度僅為190mm，基本參數(shù)如表1所示［6］，表中，A′為動(dòng)力輪組．

表1 ULF基本技術(shù)參數(shù)Tab．1 Basic technical parameters of the ULF vehicle

ULF車輛采用的門架式徑向轉(zhuǎn)向架結(jié)構(gòu)見圖1，其牽引電機(jī)在轉(zhuǎn)向架外側(cè)垂向布置，二系懸掛倒置，使用了迫導(dǎo)向徑向轉(zhuǎn)向架技術(shù)、獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪技術(shù)和單輪組轉(zhuǎn)向架技術(shù)，使車輛自重減小，降低了輪軌之間動(dòng)作用力和運(yùn)行噪聲，改善了曲線通過性能．

圖1 門架式獨(dú)立旋轉(zhuǎn)單輪組徑向動(dòng)力轉(zhuǎn)向架三維模型Fig．1 3D model of portal radial power bogie with independent rotating wheels

本文研究ULF車輛所采用的門架式轉(zhuǎn)向架及其迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)，分析門架式轉(zhuǎn)向架的結(jié)構(gòu)組成和迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的導(dǎo)向原理，在推導(dǎo)該迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)導(dǎo)向參數(shù)的基礎(chǔ)上，建立了ULF車輛的整車動(dòng)力學(xué)模型，利用計(jì)算機(jī)仿真技術(shù)，對(duì)比了有無迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的情況下，ULF車輛的曲線通過性能，并預(yù)測(cè)了其在不同曲線半徑下的曲線通過性能．

1 門架式轉(zhuǎn)向架迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)導(dǎo)向原理

門架式轉(zhuǎn)向架是獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪單輪組徑向轉(zhuǎn)向架［7］，采用多自由度的獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪作為輪軌導(dǎo)向系統(tǒng)，左右車輪解耦，理論上不存在縱向蠕滑力所產(chǎn)生的回轉(zhuǎn)力矩，不會(huì)產(chǎn)生蛇行運(yùn)動(dòng)，使車輪重新獲得導(dǎo)向能力．門架式轉(zhuǎn)向架采用了迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)，提高了車輛運(yùn)行穩(wěn)定性，減小磨耗和噪聲，但其缺乏直線復(fù)位和曲線轉(zhuǎn)向能力．為此，通過一套徑向調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)實(shí)現(xiàn)車輪的導(dǎo)向和徑向調(diào)節(jié)．

迫導(dǎo)向徑向轉(zhuǎn)向架技術(shù)通常指［8-9］，當(dāng)車輛在曲線上運(yùn)行時(shí)，利用車體與轉(zhuǎn)向架之間的相對(duì)回轉(zhuǎn)位移，通過相應(yīng)的徑向調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)連接車體和車輪，迫使各轉(zhuǎn)向架車輪向曲線徑向位置調(diào)整，減小輪對(duì)沖角，改善車輛曲線通過性能．

5節(jié)編組的門架式轉(zhuǎn)向架輕軌車共有4個(gè)門架式轉(zhuǎn)向架，2套徑向調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)，其中車體1和車體2、車體4和車體5是剛性連接的，車體1和車體5為懸臂伸出的司機(jī)室，徑向調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)位于車體2和車體3下方．圖2為ULF車輛門架式轉(zhuǎn)向架迫導(dǎo)向徑向調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)，通過曲線時(shí)，前車車體和中間車體相對(duì)回轉(zhuǎn)一定角度，通過對(duì)稱控制裝置帶動(dòng)中間車體轉(zhuǎn)向架車輪徑向轉(zhuǎn)動(dòng)，并通過徑向調(diào)節(jié)連桿機(jī)構(gòu)促使前導(dǎo)轉(zhuǎn)向架徑向調(diào)節(jié)．該徑向調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)主要有3個(gè)結(jié)構(gòu)功能模塊：

（1）車體搖頭角位移傳遞裝置（對(duì)稱控制裝置），通過對(duì)稱控制裝置將相鄰車體間的相對(duì)搖頭角位移傳遞到跟隨轉(zhuǎn)向架的左、右車輪；

（2）徑向調(diào)節(jié)裝置，通過徑向調(diào)節(jié)連桿裝置將跟隨輪組搖頭角傳遞到前導(dǎo)轉(zhuǎn)向架車輪，促使前、后轉(zhuǎn)向架車輪的徑向調(diào)節(jié)；

（3）左、右側(cè)車輪搖頭角耦合桿，使同一轉(zhuǎn)向架左、右車輪具有相同的搖頭角和橫向位移．

圖2 ULF車輛門架式轉(zhuǎn)向架迫導(dǎo)向徑向調(diào)節(jié)機(jī)構(gòu)Fig．2 Forced steering mechanism for radial adjusting of the ULF vehicle's portal bogie

2 迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)導(dǎo)向參數(shù)

2．1 導(dǎo)向增益

設(shè)車輛在過曲線時(shí)相鄰車體之間的偏轉(zhuǎn)角為α，在迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)作用下推動(dòng)車輪徑向調(diào)整角為β，由徑向轉(zhuǎn)向架導(dǎo)向增益公式可知［10］，理論導(dǎo)向增益為

式中：

2b為轉(zhuǎn)向架軸距；

2L為車輛定距．

由式（1）可以看出，導(dǎo)向增益與曲線半徑無關(guān)，僅與轉(zhuǎn)向架軸距和車輛定距有關(guān)．由單軸獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪特點(diǎn)可推導(dǎo)出門架式轉(zhuǎn)向架的導(dǎo)向增益為1，理論上只要迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)與車體之間的導(dǎo)向增益設(shè)置合理，即可實(shí)現(xiàn)輪對(duì)在任意半徑曲線上的完全徑向調(diào)整．

按照門架式徑向轉(zhuǎn)向架迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)，迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)車體搖頭角位移傳遞裝置（對(duì)稱控制裝置）如圖3所示．

圖3 導(dǎo)向機(jī)構(gòu)車體搖頭角位移傳遞裝置Fig．3 Device to transmit yawing angular rotation of car body in steering mechanism

圖3中，鉸接點(diǎn)H與車體2連接，鉸接點(diǎn)O與車體1連接，車體1與車體2鉸接于O′點(diǎn)．通過曲線時(shí)，車體1與車體2相對(duì)繞點(diǎn)O′的相對(duì)搖頭角位移為α，在迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)車體搖頭角位移傳遞裝置的作用下，可得導(dǎo)向增益為

在實(shí)際的設(shè)置中，由于迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)由桿件組成，桿件自身是彈性的，且存在安裝間隙，實(shí)際設(shè)計(jì)的迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的導(dǎo)向增益應(yīng)略大于理論導(dǎo)向增益［11］．

2．2 等效導(dǎo)向剛度

對(duì)圖4所示的迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的剛度換算到車輪處的等效導(dǎo)向剛度進(jìn)行公式推導(dǎo)［12］．由于導(dǎo)向杠桿COD及三角形對(duì)稱裝置GAB的剛度比車體拉壓桿GH和連接車輪處的軸箱拉桿剛度大得多，故可將導(dǎo)向杠桿和三角對(duì)稱控制裝置看成是剛性的，而車體拉壓桿和軸箱拉壓桿為彈性，其剛度為KGH、KCE、KDF，橡膠關(guān)節(jié)G、H、C、E、D、F的剛度為KG、KH、KC、KD、KE、KF，如圖4所示．

由于機(jī)構(gòu)左右對(duì)稱，故以圖3、4中的1號(hào)車輪作為分析對(duì)象．設(shè)：KG、KH、KGH的串聯(lián)剛度為K1，

KC、KE、KCE的串聯(lián)剛度為K2，車體推動(dòng)車體拉壓桿GH的位移為x1，相應(yīng)的車體拉壓桿GH的彈性變形量為x2．由此可計(jì)算得到點(diǎn)G、C所受力為

由于L1＝L3，CE和OD拉壓桿的等效剛度相等，拉壓桿的變形量相同，因此有

對(duì)O點(diǎn)取矩，可得

圖4 導(dǎo)向機(jī)構(gòu)導(dǎo)向剛度的等效處理Fig．4 Equivalent processing on steering stiffness

將導(dǎo)向剛度進(jìn)一步等效到車輪處的軸箱拉桿上，此時(shí)，GH為剛性連接，等效導(dǎo)向剛度（Kef1）為

由式（3）～（6），可得

故由式（4）、（6）、（7）可得等效導(dǎo)向剛度為

2．3 等效導(dǎo)向間隙

以1號(hào)車輪為例，求解迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的等效導(dǎo)向間隙．設(shè)各橡膠關(guān)節(jié)的連接間隙為gc、gE、gG、gH，鉸接點(diǎn)O處的銷套連接間隙為g0，調(diào)節(jié)桿螺紋間隙gL，則等效導(dǎo)向間隙表達(dá)式為

3 曲線通過動(dòng)力學(xué)仿真

加裝迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)后的整車動(dòng)力學(xué)模型如圖5所示．由于車體間采用了鉸接式結(jié)構(gòu)，因而在進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析時(shí)必須建立整車的動(dòng)力學(xué)模型，即車體2與車體3、車體3與車體4在兩車間的地板面處相互鉸接，得到了4個(gè)垂向承載點(diǎn)．車體1與車體2剛性固結(jié)，除了車體3的鉸接點(diǎn)以外，一位輪組的轉(zhuǎn)向架二系也提供了兩個(gè)垂向承載點(diǎn)，使車體1與車體2有3個(gè)點(diǎn)支撐．車體3除了前后車體的鉸接以外，轉(zhuǎn)向架2和轉(zhuǎn)向架3的二系分別提供了2個(gè)垂向承載點(diǎn)，保證了車體3的四點(diǎn)支撐，車體4與車體5的懸掛方式與車體1、2對(duì)稱布置．

在動(dòng)力學(xué)仿真模型中，一系懸掛水平和垂直方向分別使用線性彈簧和減振器并聯(lián)模擬實(shí)際的橡膠堆彈簧．二系懸掛可以在頂部安裝點(diǎn)繞橫向軸回轉(zhuǎn)的線性彈簧和減振器，并聯(lián)模擬實(shí)際的組合彈性元件．

本文分析了有迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)和無迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)時(shí)車輛的曲線通過性能，并對(duì)加裝迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)后的車輛曲線通過性能進(jìn)行了預(yù)測(cè)．

圖5 加裝迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)后的整車動(dòng)力學(xué)模型Fig．5 Vehicle dynamic model with a forced steering mechanism installed

3．1 迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)對(duì)車輛曲線通過性能的影響

對(duì)門架式徑向轉(zhuǎn)向架有迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)和無迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)時(shí)的曲線通過性能進(jìn)行分析，主要考察4個(gè)主要性能指標(biāo)：輪軌橫向力、脫軌系數(shù)、輪組沖角和輪軌磨耗．取運(yùn)行速度v＝25 km／h，線路長(zhǎng)度由20 m直線＋40 m緩和曲線＋40 m曲線半徑為100 m的圓曲線＋40 m緩和曲線＋20 m直線組成．

門架式徑向轉(zhuǎn)向架同時(shí)具備獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪轉(zhuǎn)向架、徑向轉(zhuǎn)向架和單軸轉(zhuǎn)向架的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，在沒有加裝迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)時(shí)，門架式獨(dú)立旋轉(zhuǎn)單輪組徑向轉(zhuǎn)向架也具備較好的曲線通過性能，在小曲線半徑下也能較為平順的通過曲線［13-14］．以一位輪組和二位輪組為例，比較曲線通過外側(cè)輪軌橫向力，如圖6所示，圖中：有-RW1、有-RW2分別為有迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的一位輪組和二位輪組；無-RW1、無-RW2分別為無迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的一位輪組和二位輪組．

由圖6可知，當(dāng)車輛開始進(jìn)入緩和曲線時(shí)，前導(dǎo)輪組（一位輪組）開始貼靠鋼軌，通過輪緣接觸實(shí)現(xiàn)導(dǎo)向，其輪軌橫向力達(dá)到最大值；隨著二位輪組繼續(xù)進(jìn)入緩和曲線，其相繼通過輪緣接觸實(shí)現(xiàn)導(dǎo)向，輪軌橫向力也達(dá)到最大值．

圖6 曲線通過外側(cè)輪軌橫向力比較Fig．6 Comparison of outside wheel-rail lateral forces

由于門架式徑向轉(zhuǎn)向架采用獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪，其本身缺乏縱向濡滑力而不具備自動(dòng)導(dǎo)向的能力，只能依靠輪緣接觸實(shí)現(xiàn)導(dǎo)向［15］，所以，在剛進(jìn)入曲線時(shí)，輪軌橫向力急劇增大，但由于采用了徑向轉(zhuǎn)向架，輪軌橫向力增長(zhǎng)速度相繼放緩并達(dá)到最大值，說明輪組進(jìn)行了一定程度的徑向調(diào)節(jié)．加裝了迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)后，當(dāng)一位輪組進(jìn)入緩和曲線，前車車體和中間車體開始相對(duì)回轉(zhuǎn)一定角度，迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)開始起作用，通過徑向調(diào)節(jié)裝置實(shí)現(xiàn)前后輪組徑向調(diào)節(jié)，由于機(jī)構(gòu)反應(yīng)靈敏，在通過100 m半徑曲線時(shí)，迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)在2 s內(nèi)即可完成車輪的徑向調(diào)節(jié)，因此，輪軌橫向力在短時(shí)間內(nèi)急劇增大到最大值，基本上不存在太大的時(shí)間滯后．

由圖6、7可知，與未加裝迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)相比，加裝迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)后，一、二位輪組輪軌橫向力變化不大，輪組沖角可以減少0．5°左右，約減少60%．

圖7 曲線通過車輪沖角比較Fig．7 Comparison of attack angle of wheel pairs in curve passing

由于迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)對(duì)輪軌橫向受力情況影響不大，有迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)和無迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)對(duì)脫軌系數(shù)影響很小，各輪組脫軌系數(shù)最大值均在0．45左右波動(dòng)（圖8），均在安全范圍以內(nèi)．

圖8 曲線通過脫軌系數(shù)比較Fig．8 Comparison of derailment coefficient in curve passing

由圖9可知，無論是否有迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)，一位輪組的磨耗大于二位輪組，這是由于轉(zhuǎn)向架通過小半徑曲線時(shí)，前導(dǎo)輪組通常會(huì)橫移到純滾線外側(cè)而產(chǎn)生較大的輪緣磨耗，后輪組則橫移到純滾線內(nèi)側(cè)從而避免了輪緣磨耗．輪緣磨耗以磨耗指數(shù)計(jì)算，磨耗指數(shù)為輪軌橫向力和輪組沖角的乘積（kN·（°））．對(duì)比加裝迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)前后的外輪磨耗指數(shù)，可以發(fā)現(xiàn)外輪磨耗降低效果明顯，一、二位輪組均減少了超過10 kN·（°），改善了整車的磨耗性能．

圖9 曲線通過外輪磨耗指數(shù)比較Fig．9 Comparison of abrasion index of lateral wheels

3．2 加裝迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)后曲線通過性能預(yù)測(cè)

在不同曲線半徑上，對(duì)門架式徑向轉(zhuǎn)向架加裝迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)后的曲線通過性能進(jìn)行探討，分別取5種典型的曲線工況，如表2．

由圖10可知，各輪組輪軌橫向力最大值隨著曲線半徑的增大呈現(xiàn)出不同程度的下降，且各輪組外側(cè)輪的最大輪軌橫向力差距也逐漸減小，說明其曲線通過性能越來越好．

由圖10還可知，輪軌間橫向力的大小與迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的設(shè)置無關(guān)，因而各輪組的輪軌間橫向力主要由其在整個(gè)車組的前后位置決定．不同曲線半徑上一、四位輪組橫向力總體上大于二、三位輪組，且呈現(xiàn)出較為對(duì)稱的分布，這主要是由于車輛編組和迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)是以中間車體為軸對(duì)稱安裝所致．曲線半徑50 m時(shí)，一、三位輪組的橫向力較大，原因是二者分別是前后兩個(gè)迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)單元的導(dǎo)向輪組．

表2 曲線工況Tab．2 Cases on curves

圖10 不同半徑曲線下輪組外側(cè)輪最大輪軌橫向力Fig．10 The largest lateral force between wheel and rail on curves with different radiuses

由圖11可知，輪組沖角隨著曲線半徑的增大下降趨勢(shì)明顯，曲線半徑大于100 m后，輪組沖角維持在較低水平，有利于降低輪緣磨耗和車輛運(yùn)行安全．三、四位輪組沖角大于一、二位輪組沖角，這主要是因?yàn)槠葘?dǎo)向機(jī)構(gòu)是依靠車體間相對(duì)轉(zhuǎn)角進(jìn)行車輪徑向調(diào)節(jié)．以100 m曲線半徑下各節(jié)車體的搖頭角為例進(jìn)行分析（圖12）．

由圖12可以看到，車體2與車體3的搖頭角在曲線段上相差很大，此時(shí)相對(duì)轉(zhuǎn)角控制的迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)作用良好；車體3與車體4的搖頭角曲線則幾乎重合，即此時(shí)車體3的迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)基本不發(fā)揮作用，三、四位輪組沒有實(shí)現(xiàn)徑向調(diào)整，導(dǎo)致其沖角較大．隨著曲線半徑的增大，各輪組的車輪組沖角越來越小．

由圖13可知，磨耗指數(shù)的變化是橫向力和輪組沖角曲線趨勢(shì)的結(jié)合．磨耗主要集中在一、三、四位輪組，這主要是由于一位輪組橫向力較大，三、四位輪組沖角較大的緣故，曲線半徑為50 m時(shí)，其磨耗指數(shù)明顯偏大，輪緣磨耗嚴(yán)重；但當(dāng)曲線半徑大于100 m時(shí)，其各輪組磨耗狀況得到顯著改善，磨耗大大降低，且越發(fā)均勻，由此可以看出，當(dāng)曲線半徑小于100 m時(shí)，曲線半徑對(duì)車輛曲線通過性能影響較為明顯，但總體看，車輛在迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的作用下具有較好的小半徑曲線通過性能．

圖11 不同半徑曲線下輪組最大沖角Fig．11 The largest attack angles of wheel pairs on curves with different radiuses

圖12 100 m曲線半徑下各節(jié)車體的搖頭角Fig．12 Yawing angles of different car bodies on curve with a radius of 100 m

圖13 不同半徑曲線下輪組最大磨耗指數(shù)Fig．13 The largest abrasion indexes on curves with different radiuses

4 結(jié) 論

（1）本文分析的迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)采取迫導(dǎo)向設(shè)計(jì)，實(shí)際導(dǎo)向增益大于理論導(dǎo)向增益，導(dǎo)向剛度和導(dǎo)向間隙對(duì)車輛曲線通過動(dòng)力學(xué)影響明顯．

（2）迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)可有效地減小輪組沖角和磨耗指數(shù)，對(duì)提高車輛整車磨耗性能和運(yùn)行安全性方面有明顯作用，有利于減小車輛運(yùn)行噪音和能量消耗．

（3）迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)徑向調(diào)節(jié)裝置動(dòng)作靈敏，能在短時(shí)間內(nèi)快速完成車輪的徑向調(diào)節(jié)，能較好的適應(yīng)復(fù)雜的曲線環(huán)境．

（4）迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)對(duì)車輪徑向調(diào)節(jié)作用明顯，但在車輪對(duì)中方面并不能起到作用，要使轉(zhuǎn)向架獲得對(duì)中能力需有賴于進(jìn)一步采用主動(dòng)控制技術(shù)將兩側(cè)獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪柔性耦合．

（5）本文分析的迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)是由車體間的相對(duì)轉(zhuǎn)角驅(qū)動(dòng)控制，在曲線上車體2、3的相對(duì)轉(zhuǎn)角較大，因而前迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)的作用更加明顯，一、二位輪組的性能指標(biāo)差別較大；車體3、4的相對(duì)轉(zhuǎn)角較小，三、四位輪組的調(diào)節(jié)效果較差，其曲線通過的性能指標(biāo)也相對(duì)較差．

（6）在曲線半徑大于100 m時(shí)，轉(zhuǎn)向架具有較好的曲線通過性能，當(dāng)曲線半徑小于100 m時(shí)，轉(zhuǎn)向架的各項(xiàng)曲線通過性能指標(biāo)響應(yīng)變得更為敏感．

致謝：西南交通大學(xué)牽引動(dòng)力國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室基金項(xiàng)目資助（J0220602041202）．

［1］ 王伯銘．城市軌道交通車輛總體及轉(zhuǎn)向架［M］．成都：西南交通大學(xué)出版社，2013：3-13．

［2］ POLACH O．Coup led single-axle running gears：a new radial steering design［J］．Journal of Rail and Rapid Transit，2002，216（F3）：197-206．

［3］ 劉宏友，曾京，李文學(xué)．迫導(dǎo)向轉(zhuǎn)向架導(dǎo)向機(jī)構(gòu)參數(shù)對(duì)動(dòng)力學(xué)性能的影響［J］．鐵道車輛，2002，40（7）：1-4，19．LIU Hongyou，ZENG Jing，LI Wenxue．Effect of parameters of steering mechanism of forced steering bogies on dynamic performance［J］．Rolling Stock，2002，40（7）：1-4，19．

［4］ WU Xingwen，CHIMaoru，ZENG Jing，et al．Analysis of steering performance of differential coupling wheelset［J］．Journal of Modern Transportation，2014，22（2）：65-75．

［5］ SIM K S，HUR H M，SONG H S，et al．Study of the active radial steering of a railway vehicle using the curvature measuring method［J］．Journal of Mechanical Science and Technology，2014，28（11）：4583-4591．

［6］ 王歡，戴煥云，池茂儒．國(guó)外100%低地板輕軌車動(dòng)力轉(zhuǎn)向架縱覽［J］．內(nèi)燃機(jī)車，2007（12）：1-6．WANG Huan，DAI Huanyun，CHI Maoru．Motor bogie of foreign LRV with all-low floor［J］．Diesel Locomotive，2007（12）：1-6．

［7］ 曲文強(qiáng)．門架式獨(dú)立旋轉(zhuǎn)單輪組徑向動(dòng)力轉(zhuǎn)向架研究［D］．成都：西南交通大學(xué)，2010．

［8］ 毛家馴，嚴(yán)雋耄，沈志云．迫導(dǎo)向轉(zhuǎn)向架的原理及應(yīng)用（上）［J］．鐵道車輛，1985（11）：22-27．

［9］ 毛家馴，嚴(yán)雋耄，沈志云．迫導(dǎo)向轉(zhuǎn)向架的原理及應(yīng)用（下）［J］．鐵道車輛，1985（12）：5-8．

［10］ 李芾，傅茂海，黃運(yùn)華．車輛徑向轉(zhuǎn)向架發(fā)展及其動(dòng)力學(xué)特性［J］．交通運(yùn)輸工程學(xué)報(bào)，2003，3（1）：1-6．LI Fu，F(xiàn)U Maohai，HUANG Yunhua．Development and dynamic characteristics of radial bogies［J］．Journal of Traffic and Transportation Engineering，2003，3（1）：1-6．

［11］ 劉宏友，李莉，李文學(xué)．杠桿式迫導(dǎo)向轉(zhuǎn)向架動(dòng)力學(xué)性能研究［J］．中國(guó)鐵道科學(xué)，2002，23（3）：37-44．LIU Hongyou，LI Li，LI Wenxue．Dynamics performance of radial bogie with forced-steering levers［J］．China Railway Science，2002，23（3）：37-44．

［12］ 嚴(yán)雋耄．車輛工程［M］．北京：中國(guó)鐵道出版社，1999：134-139．

［13］ 李歡．耦合式單軸轉(zhuǎn)向架車輛動(dòng)力學(xué)性能研究［D］．成都：西南交通大學(xué)，2012．

［14］ 倪平濤．無公共軸獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪車輛動(dòng)力學(xué)研究［D］．成都：西南交通大學(xué)，2004．

［15］ SHIRO K．The dynamics of guided independently rotating wheel trucks［J］．Japanese National Researeh，1981，22（1）：19-25．

（中文編輯：秦 瑜 英文編輯：蘭俊思）

Curve-Passing Dynamic Performance of Portal Bogie with Forced Steering Mechanism

WANG Boming， CHEN Hongyu， LI Zhize， TAN Hongyuan
（School of Mechanical Engineering，Southwest Jiaotong University，Chengdu 610031，China）

In order to predict the curve-passing dynamic performance of ultra-low-floor（ULF）trams，the configuration of the forced steering mechanism and its working principles were analyzed，theoretical formulas of related steering parameters were derived，and a curve-passing dynamic model was built．By using computer simulation，the influences of the forced steering mechanism on vehicles'curve-passing dynamic performance were assessed，and a comparison on four curve-passing dynamic indexes was made between vehicles with and without forced steering mechanism．As a result，the wheel-rail lateral force and the derailment coefficient in the two cases showed no difference，but the angle of attack of the vehicle with the forced steering mechanism was reduced by nearly 60%（about 0．5°），and the wheel-rail wear coefficient of wheel pairs in positions No．1 and No．2 was reduced more than 10 kN·（°）．In addition，the curve-passing performance of vehicles were predicted in different curve radiuses．It was found that when the curve radius was over 100 m，the vehicles showed good curv-passing dynamic performance；and when the curve radius was less than 100 m，the response of curve-passing dynamic indexes became sensitive．On the whole the vehicles with a forced steering mechanism have good small radius curve-passing performance．

portal bogie；forced steering mechanism；curve passing；dynamic performance

U270．2

A

0258-2724（2016）01-0091-07

10．3969／j．issn．0258-2724．2016．01．014

2013-08-09

王伯銘（1962—），男，副教授，碩士，研究方向?yàn)闄C(jī)車車輛結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與動(dòng)力學(xué)，E-mail：bill_starplus＠aliyun．com

王伯銘，陳洪宇，李智澤，等．門架式轉(zhuǎn)向架迫導(dǎo)向機(jī)構(gòu)曲線通過動(dòng)力學(xué)性能［J］．西南交通大學(xué)學(xué)報(bào)，2016，51（1）：91-97．