統一轉向架動力學研究

史 炎

(西南交通大學 牽引動力國家重點實驗室， 成都 610031)

現有動車組型號過多，技術標準不統一，零部件難以互換。筆者設計了統一轉向架，并作了兩節車連掛動力學計算，達到了預期結果。統一轉向架編組列車各節車之間基本上無高度差，省去了車鉤高度尺寸調整工藝環節。

1 統一轉向架結構

現在的動車組采用動車與拖車編組，動車轉向架負責牽引和高速時電制動，拖車轉向架負責低速時機械制動。統一轉向架的理念是將動與拖的概念同時引入同一個轉向架，即一個轉向架包括一個動軸與一個拖軸，這樣的轉向架兼備驅動力、制動力，實現了前、后車體牽引、制動同步，理論上車體之間不存在作用力，因此車鉤不受力，只是起到一個隔離作用。

如圖1所示，將動車轉向架的一半與拖車轉向架的一半組合在一起形成統一轉向架。由于驅動裝置比制動裝置重，動軸的承重大些。按照CRH2動車組參數，動車轉向架重7.5 t，拖車轉向架重7.0 t，換算到統一轉向架，動軸比拖軸重0.25 t，按軸重13 t計算，動軸軸重比拖軸軸重大1.9%，屬于可接受范圍，文中的動力學計算采用此方式。如果苛求軸重一致，可用多種方法配平，例如在拖軸端加配重、利用杠桿原理改變車體支點等，其中杠桿法最簡單，即將空氣彈簧安裝座向拖軸一側平移若干距離。

圖1 統一轉向架結構示意圖

每節車兩個統一轉向架的4個輪對按拖軸、動軸、動軸、拖軸的順序布置，在一列車里，一節車不論那一端與前車相連這個順序都不會改變，從而減小了編組難度，如圖2所示。

圖2 兩個統一轉向架車下排列

2 動力學模型

運用SIMPACK多體動力學軟件先建立帶兩節車體的列車動力學通用模型，如圖3所示，它包括2個車體，4個轉向架，16個軸箱。不考慮車體、轉向架構架、車輪等部件本身的彈性變形，將列車視為一個復雜的多剛體、多自由度的非線性振動系統，各剛體通過彈簧和減振器相互連接。車輛的懸掛參數和踏面見表1[1]。

表1 轉向架的結構參數

圖3 通用列車動力學模型

車體之間使用5號力元件連接，使用93號力元件按需驅動車軸。按列車總質量相同的原則，將列車動力學通用模型各部件質量賦與不同的值形成兩種不同的模型。

動車組：拖車在前，動車在后，分別修改動車、拖車車體質量，第5位軸～第8位軸分別受到93號力元件縱向力作用。

統一轉向架編組：每節車質量為動車、拖車質量的平均值；第2位軸、第3位軸、第6位軸、第7位軸受到93號力元件縱向力作用；驅動單元比制動單元多出的0.25 t質量加到動軸上。

2.1 中間車鉤緩沖器特性曲線

按文獻[2]設定中間車鉤緩沖器特性曲線,如圖4示。

2.2 列車牽引力

參考文獻[3]設定牽引電機額定轉矩M=1 640 Nm，車輪半徑r=0.43 m，傳動齒輪箱主、從齒輪齒數比為85/28，轉動比i=3.04，齒輪轉動效率η=0.97。

根據輪周牽引力計算公式：

計算出每個動軸產生的牽引力為11.23 kN，假設電機啟動10 s后達到額定轉矩，電機牽引力曲線如圖5所示，SIMPACK中規定牽引力曲線為負值、制動力曲線為正值。

圖4 中間車鉤緩沖器力—位移曲線

圖5 電機牽引力曲線

2.3 平穩性評價

采用GB/T5599-1985《鐵道車輛動力學性能評定和試驗鑒定規范》標準，按照Sperling平穩性指標評定車輛運行平穩性。在每節車地板距前轉向架中心橫向1 m處布置一個傳感器分析平穩性，前車傳感器記為S1，后車傳感器記為S2。我國對Sperling指標分級進行了簡化，客車平穩性等級如表2所列。

表2 平穩性評定指標等級表

2.4 舒適度指標

國際標準化組織 (ISO) 在綜合了大量有關人體承受全身振動的研究工作和文獻的基礎上，制訂了國際通用標準(ISO 2631-74)《人體承受全身振動的評價指南》，一般采用ISO 2631基本的評價方法，即用加權均方根值加速度表示舒適度限制，按式(1)計算。

(1)

式中：Aω為權加速度有效值；aω(t)為時間函數的加權加速度；T為測量時間長度。ISO 2631舒適度限制標準對x、y、z三個方向都做了評判，適合作對比分析，各方向振動舒適度指標如表3所示。

表3 ISO 2631舒適度標準

在每節車地板中心處布置一個傳感器分析舒適度，前車傳感器記為C1，后車傳感器記為C2。

3 結果分析

3.1 非線性臨界速度

列車以一個遠高于臨界速度的初速度通過一段有橫向正弦激勵的軌道完全振蕩起來，然后恢復在光滑線路上運行。用5號力元在大地與車體之間施加一個恒定或遞增阻力為列車降速，恒定阻力法：給縱向名義力賦值；遞增阻力法：給縱向剛度賦值。以橫向位移收斂最慢的輪對為準，其收斂時的速度即為列車的非線性臨界速度。文中計算采用遞增阻力法，縱向剛度賦值20 N/m，列車初速度600 km/h。

兩種列車第5輪對臨界速度最低，統一轉向架編組非線性臨界速度365.0 km/h，動車組非線性臨界速度343.0 km/h，如圖6所示，統一轉向架編組臨界速度略高于動車組。

圖6 列車非線性臨界速度

3.2 起動工況

不加激擾，列車起動加速，電機達到額定轉矩后，動車組車鉤力穩定在21.2 kN，統一轉向架編組的車鉤力回復到零。牽引力穩定后，統一轉向架編組的車鉤力最大振蕩幅度為122 N，遠低于動車組的車鉤力，如圖7所示。

列車從起動到速度10 km/h，統一轉向架編組加速度達到了0.41 m/s2，用時11.06 s，如圖8所示。

圖7 起動工況車鉤力對比

圖8 統一轉向架編組加速度

3.3 平穩性和舒適度

在直線道路上輸入一段德國高干擾譜作為激勵，列車速度在100 km/h、150 km/h、200 km/h、250 km/h、300 km/h時加速行駛一段時間，加速度為0.41 m/s2。

圖9、圖10分別給出了加速狀態下列車以不同速度通過直線線路時Sperling平穩性指標，隨著速度增大，車體橫向和垂向平穩性指標呈上升趨勢。相同速度下，動車組的前后車體橫向和垂向平穩性指標偏差比較大，前車體比后車體平穩，橫向平穩性指標變化范圍為2.349～2.678，垂向平穩性指標化范圍為2.080～3.498；統一轉向架編組前后車體橫向和垂向平穩性指標基本相同，介于動車組的前后車體橫向和垂向平穩性指標之間，橫向平穩性指標變化范圍為2.375～2.636，垂向平穩性指標化范圍為2.087～3.096。兩種列車的橫向平穩性指標都合格；速度達到200 km/h以上時，動車組垂向平穩性指標不合格，統一轉向架編組在速度300 km/h時，垂向平穩性指標才到不合格的邊緣。

圖9 橫向平穩性指標隨車速變化圖

圖10 垂向平穩性指標隨車速變化圖

圖11～圖13分別給出了加速狀態下列車以不同速度通過直線線路時ISO 2631標準下的舒適度指標。速度低于300 km/h，兩種列車各方向舒適度值均小于1級指標0.315，人體感覺非常舒適。統一轉向架編組前后車體各方向舒適度值保持一致，介于動車組的前后車體各方向舒適度值之間。

圖11 縱向舒適度隨車速變化圖

圖12 橫向舒適度隨車速變化圖

圖13 垂向舒適度隨車速變化圖

3.4 曲線工況

比較兩種編組方式在低速與高速時的曲線通過性能，對線路全程施加德國高干擾譜。以低速90 km/h速度通過300 m曲線半徑的線路，其緩和曲線長100 m，圓曲線長200 m，曲線超高0.2 m。以高速220 km/h速度通過1 000 m曲線半徑的線路，其緩和曲線長300 m，圓曲線長200 m，曲線超高0.4 m。從車鉤力、整車磨耗功率、脫軌系數、輪軸橫向力方面對比分析兩種列車的性能，脫軌系數取最大值，輪軸橫向力取圓曲線段的RMS值。

如圖14所示，列車通過曲線的速度不論是高速還是低速，統一轉向架編組的車鉤力只與線路干擾有關；而動車組的車鉤力由兩部分組成：線路干擾，動車對拖車的推力。

不論是高速還是低速，統一轉向架編組的整車磨耗功率稍微低于動車組的，輪軌磨耗程度相當，如圖15所示。

如圖16所示，低速時，兩種編組各軸脫軌系數相同；統一轉向架編組各軸的輪軸橫向力RMS值稍優于動車組的。

圖14 曲線工況車鉤力比較

圖15 整車磨耗功率比較

圖16 低速時各軸動力學參數

如圖17所示，高速時，動車組的脫軌系數最大，發生在動車組的第1位軸；統一轉向架編組各軸的輪軸橫向力RMS值優于動車組的。

圖17 高速時各軸動力學參數

4 結 論

利用SIMPACK多體動力學軟件對兩種列車編組進行模型建立和振動分析研究，通過對比分析初步得到如下結論：

(1)統一轉向架編組前后車體各方向平穩性指標、舒適度指標基本相同，處在動車組前后車體各方向平穩性指標、舒適度指標之間，從而提高了列車的整體平穩性和舒適度。

(2)直線、曲線工況下，統一轉向架編組列車的車鉤力理論上為零，但是受線路不平順的影響導致前后車輛行駛不同步從而使車鉤拉伸或壓縮。激勵撤銷后，統一轉向架編組的車鉤力消失，而動車組的車鉤力大小為動車對拖車的推力。

(3)曲線工況下，統一轉向架編組與動車組對線路的磨耗程度相同；統一轉向架編組的動力學指標與動車組相當。