任利惠 黃有培 冷 涵 孫達力

(1. 同濟大學(xué)鐵道與城市軌道交通研究院，201804，上海；2. 北京維時正喜科技有限公司，101300，北京//第一作者，教授)

目前，我國的跨坐式單軌車輛類型主要有日立模式和龐巴迪模式，兩者的差別主要體現(xiàn)在走行部。

日立模式的單軌車輛采用兩軸轉(zhuǎn)向架，具有2對走行輪、4個導(dǎo)向輪和2個穩(wěn)定輪，懸掛系統(tǒng)采用空氣彈簧，車體與轉(zhuǎn)向架之間的縱向力采用橡膠堆傳遞[1]。由于使用了兩軸轉(zhuǎn)向架，日立模式單軌車輛的承載能力較強，在單軌車輛中運量最大。但兩軸轉(zhuǎn)向架也造成客室地板面距軌面較高，車輛高度尺寸大。

龐巴迪模式的跨坐式單軌車輛采用單軸轉(zhuǎn)向架，轉(zhuǎn)向架設(shè)置1對走行輪、4個導(dǎo)輪和2個穩(wěn)定輪，懸掛系統(tǒng)采用沙漏型橡膠彈簧，牽引裝置采用空間4連桿結(jié)構(gòu)，不僅傳遞車體與轉(zhuǎn)向架之間的縱向力，同時抑制轉(zhuǎn)向架的點頭運動[2]。單軸轉(zhuǎn)向架配合車體設(shè)計，實現(xiàn)了客室的低地板化，降低了車輛高度。

不論日立模式還是龐巴迪模式的跨坐式單軌車輛，由于其車體均直接坐落在二系懸掛之上，通過曲線時依靠二系懸掛的縱向變形來適應(yīng)車體與轉(zhuǎn)向架之間的回轉(zhuǎn)角度，則二系懸掛會對轉(zhuǎn)向架產(chǎn)生回轉(zhuǎn)約束，使得走行輪在圓曲線上均不能處于徑向位置[3-4]。

研究表明，走行輪側(cè)向力、側(cè)偏角和側(cè)傾角是影響走行輪偏磨的主要因素[5]。當(dāng)走行輪不能處于徑向位置時，勢必將產(chǎn)生側(cè)偏角和側(cè)偏力，從而引起走行輪的偏磨。減小側(cè)偏角能夠明顯地減小走行輪的偏磨。導(dǎo)向輪的徑向力是評價跨坐式單軌車輛曲線通過安全性的主要評價指標(biāo)之一[6]，減小導(dǎo)向輪的徑向力能夠提高曲線通過的安全性。

為了克服現(xiàn)有日立模式單軌車輛的雙軸轉(zhuǎn)向架和龐巴迪模式單軌車輛的單軸轉(zhuǎn)向架在曲線通過時不能處于徑向位置的缺點，本文提出了跨坐式單軌車輛的一種新型轉(zhuǎn)向架——耦合轉(zhuǎn)向架。將兩個相鄰車體下的單軸轉(zhuǎn)向架通過回轉(zhuǎn)彈簧聯(lián)系起來，通過設(shè)置合理的回轉(zhuǎn)剛度，可以使得耦合轉(zhuǎn)向架的走行輪在圓曲線處于徑向位置，從而消除走行輪的側(cè)偏力和回轉(zhuǎn)力矩，同時減小導(dǎo)向輪的徑向力，提高車輛的曲線通過性能。

1 耦合轉(zhuǎn)向架

1.1 耦合轉(zhuǎn)向架方案

跨坐式單軌車輛耦合轉(zhuǎn)向架的原理如圖1所示。將相鄰兩個車體下面的兩個單軸轉(zhuǎn)向架用提供搖頭回轉(zhuǎn)剛度的耦合機構(gòu)連接，使之成為一種介于兩軸轉(zhuǎn)向架和單軸轉(zhuǎn)向架之間的新型轉(zhuǎn)向架，稱為耦合轉(zhuǎn)向架。

1——車體I；2——車體II；3——走行輪；4——導(dǎo)向輪；5——穩(wěn)定輪；6——二系懸掛；7——耦合機構(gòu)

1.2 耦合機構(gòu)方案

圖2給出了跨坐式單軌車輛耦合轉(zhuǎn)向架的耦合機構(gòu)的一種實現(xiàn)方案[7]。耦合機構(gòu)采用兩個扭桿彈簧的組合結(jié)構(gòu)。在相鄰的兩個單軸轉(zhuǎn)向架的端部各布置一個扭桿彈簧，兩個扭桿彈簧通過縱向布置的拉桿連接，由扭桿彈簧提供耦合回轉(zhuǎn)剛度。

圖2 耦合機構(gòu)方案

上述耦合機構(gòu)方案具有以下特點：①耦合回轉(zhuǎn)剛度易于調(diào)整，耦合機構(gòu)的回轉(zhuǎn)剛度可以通過調(diào)節(jié)扭桿的長度、扭臂的長度、扭桿桿身直徑來調(diào)整；②整個機構(gòu)隨動性好，對轉(zhuǎn)向架其它自由度的運動影響?。虎酃收蠈?dǎo)向安全，耦合機構(gòu)中無論扭桿、扭臂還是連桿，一旦損壞，則整個耦合機構(gòu)立刻失效，耦合轉(zhuǎn)向架變成單軸轉(zhuǎn)向架，不會產(chǎn)生其他負面影響。

龐巴迪模式的單軸轉(zhuǎn)向架只要經(jīng)過簡單改造，加裝上述耦合機構(gòu)，即可成為耦合轉(zhuǎn)向架。

2 曲線通過性能

2.1 耦合剛度的理論值

單軸轉(zhuǎn)向架的走行輪通常固接在構(gòu)架上，所以在理論分析時，可把走行輪和構(gòu)架看作一個整體處理。以耦合轉(zhuǎn)向架其中一個單軸走行部為例，當(dāng)轉(zhuǎn)向架在圓曲線上處于穩(wěn)態(tài)時，其搖頭運動的力平衡方程為：

Mgt+Mrt+Ms+Mc=0

(1)

式中：

Mgt——導(dǎo)向輪提供的搖頭力矩；

Mrt——走行輪的回正力矩；

Ms——二系彈簧產(chǎn)生的搖頭力矩；

Mc——耦合彈簧產(chǎn)生的回轉(zhuǎn)力矩。

當(dāng)轉(zhuǎn)向架在圓曲線處于徑向位置時，走行輪的搖頭角Ψt=0，這時Mrt=0，Mgt=0，因此有：

Ms+Mc=0

(2)

由于懸掛系統(tǒng)的橫向變形比車輛的名義定距2L小得多，可認為車體的中央部分近似與圓曲線相切，這時單軸轉(zhuǎn)向架與車體的搖頭角β=L/R(R為曲線半徑,L為車輛定距之半)，則二系彈簧產(chǎn)生的搖頭力矩為：

Ms=2b2Ksx·L/R

(3)

式中：

b——二系懸掛的橫向間距之半；

Ksx——二系懸掛的縱向剛度。

同理，當(dāng)轉(zhuǎn)向架處于徑向位置時，相鄰兩個單軸轉(zhuǎn)向架之間的搖頭角為2α=2a/R，其中a為耦合轉(zhuǎn)向架的前、后走行輪的縱向間距之半，則耦合彈簧產(chǎn)生的回轉(zhuǎn)力矩為：

Mc=Kφ·2a/R

(4)

式中：

Kφ——耦合彈簧的回轉(zhuǎn)剛度。

將式(3)、(4)代入方程(2)，可以得到耦合轉(zhuǎn)向架在圓曲線處于徑向位置時，耦合回轉(zhuǎn)剛度與二系彈簧縱向剛度之間的關(guān)系：

(5)

當(dāng)Kφ與Ksx滿足式(5)時，耦合轉(zhuǎn)向架的前、后走行輪就能在二系彈簧和耦合彈簧的共同作用下趨向徑向位置。

2.2 動力學(xué)仿真

在UM軟件中建立圖3所示編組型式的跨坐式單軌列車的動力學(xué)模型。模型包括3個車體和4個轉(zhuǎn)向架，其中2個端部轉(zhuǎn)向架采用單軸轉(zhuǎn)向架，2個中間轉(zhuǎn)向架采用耦合轉(zhuǎn)向架，參數(shù)選自文獻[8]。

圖3 列車編組型式

圖4給出了耦合轉(zhuǎn)向架以均衡速度通過半徑為100 m、超高率為12%曲線的仿真結(jié)果?？梢钥闯?在圓曲線上，耦合轉(zhuǎn)向架的搖頭角近似等于零，這時耦合走行輪的側(cè)偏力和回轉(zhuǎn)力矩也近似等于零，耦合轉(zhuǎn)向架走行輪以徑向姿態(tài)通過圓曲線，明顯減小走行輪的偏磨；在圓曲線上，耦合轉(zhuǎn)向架所有導(dǎo)向輪的徑向力近似相等，都接近初始預(yù)壓力，這說明耦合轉(zhuǎn)向架可明顯減小導(dǎo)向輪在圓曲線上的載荷，提高通過曲線的安全性；在圓曲線上，耦合彈簧的力矩和二系懸掛的搖頭力矩大小相等，方向相反。

根據(jù)圖4的仿真結(jié)果可以畫出耦合轉(zhuǎn)向架在圓曲線的受力狀態(tài)，如圖5所示。由于二系彈簧所產(chǎn)生的搖頭力矩正好被耦合彈簧的耦合力矩所平衡，這時前后走行輪處于徑向位置，走行輪的側(cè)偏力和

a) 轉(zhuǎn)向架搖頭角

回正力矩為零；導(dǎo)向輪的載荷僅由未平衡離心力引起，軌道梁同側(cè)的各個走行輪的徑向力相等。

圖5 耦合轉(zhuǎn)向架在圓曲線的受力狀態(tài)

3 結(jié)語

本文提出了一種新型的跨坐式單軌車輛轉(zhuǎn)向架方案，將相鄰車輛的兩個單軸走行部通過回轉(zhuǎn)剛度耦合在一起構(gòu)成耦合轉(zhuǎn)向架。只要設(shè)置合適的耦合回轉(zhuǎn)剛度，耦合轉(zhuǎn)向架的前、后走行輪在圓曲線上能處于徑向位置，從而消除走行輪的側(cè)偏力和回轉(zhuǎn)力矩，減小走行輪通過曲線時的偏磨；同時可減小導(dǎo)向輪的徑向力，增加車輛的運行安全性。

耦合轉(zhuǎn)向架克服了兩軸轉(zhuǎn)向架和單軸轉(zhuǎn)向架曲線通過的缺陷，具有良好的曲線通過性能，其為跨坐式單軌車輛的發(fā)展提供了新的解決方案。