懸掛式車輛導向輪最佳垂向位置分析計算*

呂 豪，王伯銘

(西南交通大學 機械工程學院，四川 成都 610031)

0 引言

懸掛式單軌車輛近年來得到了越來越多的關注與研究，因其不受地面交通影響、視野開闊、安全可靠等特點，在景區觀光、客運、貨運等方面得到了越來越廣泛的應用。

懸掛式單軌車輛的曲線通過性能是評判轉向架設計是否合理的重要指標之一，對其影響因素目前也有許多研究。文獻[1]的研究表明，導向輪導向力會隨著曲線通過速度和導向輪輪軌間隙的增大而增大，隨著導向輪剛度的增大而減小。文獻[2]研究了軌道超高、車體質心高度、預導向力對車輛曲線通過性能的影響。文獻[3]的研究表明，日本千葉懸掛式單軌車輛的導向輪徑向力分別隨著車輛速度、走行輪側偏剛度的增加而增大。文獻[4]的研究表明，空氣彈簧水平剛度對轉向架的導向輪導向力有明顯的影響，水平剛度為0.01 MN/m時比0.1 MN/m時的最大導向力減少了63.2%。文獻[5]的研究表明，抗側滾扭桿對車輛平穩性沒有較大影響，對曲線通過性能會有不利影響，抗側滾扭桿的剛度越大，車輛的抗風能力越強。

本文從導向輪的垂向位置角度出發，利用Simpack動力學分析軟件探究導向輪在不同垂向位置下，懸掛式車輛的導向輪受力情況以及曲線通過性能，為轉向架中導向輪的設置提供參考數據。

1 懸掛式單軌車輛結構

本文分析的懸掛式單軌車輛轉向架結構如圖1所示，主要由“T”字型構架1、走行輪2、輪邊電機14、一系橡膠彈簧13、空氣彈簧8、懸吊梁5以及吊架9等組成。構架1與懸吊梁5之間由中心銷4連接，并在左右設有抗擺減振器10以及橫向止擋17，懸吊梁5與吊架9之間設有垂向減振器16、橫向減振器6、空氣彈簧8等設備，吊架9通過螺栓與車體固定，懸吊梁5通過牽引拉桿7與車體連接。

走行輪2的輪轂直接與輪邊電機14剛性連接，導向輪組12與輪邊電機14都安裝于輪組架3上，輪組架3與構架1之間分別通過輪組架安裝座11和一系橡膠彈簧13彈性連接。本文的轉向架結構中沒有設置穩定輪，采用了四組導向輪(八個導向輪)來提供車輛轉向的導向力。橫向力的傳遞如下：車體將橫向力傳至吊架9，當橫向力較小時可由空氣彈簧8傳至懸吊梁5，當橫向力過大時，將由橫向止擋17傳至懸吊梁5，再通過中心銷4傳至構架1，通過輪組架安裝座11以及一系橡膠彈簧13將橫向力傳至輪組架3，最后由導向輪組12傳至軌道梁。垂向力的傳遞如下：垂向力由車體傳至吊架9，通過空氣彈簧8傳給懸吊梁5，再通過中心銷4傳至構架1，最后由一系橡膠彈簧13傳至輪組架3、走行輪2。縱向力的傳遞如下：縱向力由輪軌接觸發生，傳至輪組架3，通過輪組架安裝座11傳遞于構架1，構架1通過中心銷4傳至懸吊梁5，最后由牽引拉桿7傳至車體。

2 懸掛式單軌車輛動力學模型建立

2.1 懸掛式車輛轉向架拓撲構型

根據轉向架結構以及受力分析建立如圖2所示的轉向架拓撲構型。圖2中，α、β、γ分別為對應x、y、z軸的旋轉自由度;0表示該處鉸接點的6個自由度都被限制。

本文利用Simpack動力學仿真軟件建立模型，采用43號Bushing力元模擬牽引拉桿的橡膠節點、一系橡膠彈簧以及輪組架安裝座上的橡膠節點；采用18號Spring-Damper力元模擬導向輪與軌道梁接觸關系以及各方向上的止擋；采用253號輪胎力元模擬走行輪與軌道梁接觸關系；采用5號Spring-Damper力元模擬空氣彈簧；采用6號Spring-Damper力元模擬抗擺減振器、橫向減振器、垂向減振器。

1-構架;2-走行輪;3-輪組架;4-中心銷;5-懸吊梁;6-橫向減振器;7-牽引拉桿;8-空氣彈簧;9-吊架;10-抗擺減振器;11-輪組架安裝座;12-導向輪組13-一系橡膠彈簧;14-輪邊電機;15-抗擺止擋;16-垂向減振器;17-橫向止擋

圖1懸掛式單軌車輛轉向架結構

圖2 懸掛式車輛轉向架拓撲構型

2.2 仿真參數以及工況設定

2.2.1 線路設置

國內外的大量試驗結果表明，懸掛式車輛經過曲線時，未平衡離心加速度aq=0.118g=1.16m/s2時，絕大多數乘客沒有不舒適的感覺[6]。本文中取aq=0.1g。

傳統鐵道車輛過曲線時乘客感受到的未平衡離心力加速度ag(m/s2)由式(1)計算:

(1)

其中：v為車輛曲線通過速度，m/s；R為曲線半徑，m；g為重力加速度，g=9.81 m/s2；h為外軌實設超高量，mm；S為走行軌面中心距，mm。

本文研究的懸掛式單軌車輛線路未設超高，故根據式(1)可推出曲線限制速度vmax(km/h)由式(2)表示：

(2)

本文設置線路曲線半徑為30 m，由式(2)計算可得，曲線限速為19.5 km/h。

本文的線路采用美國Ⅵ級譜作為路面激勵，分別設置在左、右走行軌以及導向軌上。

2.2.2 導向輪垂向位置

如圖3所示，本文以走行輪中心水平線為0，將導向輪在垂向平移±200 mm(向上為正，以50 mm為間距變化)，由此計算9組仿真模型。

懸掛式車輛其余部分參數如表1所示。

3 結果分析

本文以一節車兩個轉向架AW3工況下，車輛以19.5 km/h的速度通過30 m曲線(左轉)為例進行仿真計算，得到的1位轉向架8個導向輪最大導向力見表2。由表2可知：在車輛通過曲線時，導向輪的垂向位置對前左、前右兩組導向輪力的影響明顯，前右導向輪作為車輛左轉時主要提供導向力的一組導向輪，在位于-200 mm位置時，其上、下輪受力最為平均，位置越高導向力差越大；隨垂向位置的改變后兩組導向輪受力情況幾乎不受影響，但是出現了同一組導向輪上、下兩個導向輪受力不均的情況(如圖4所示)，由于車輛在左轉通過曲線時走行輪偏載導致構架整體向左側傾斜，使左側上與右側下導向輪接觸軌道梁。分析原因如下：①沒有設置穩定輪，對構架的傾擺運動抑制不明顯；②走行輪胎垂向剛度小。本例中單個導向輪的極限載荷為11 kN,因此在垂向位置0 mm～-200 mm時，導向輪滿足要求，在-200 mm時，前右一組導向輪受力情況最佳，上、下輪受力均勻。

表1 懸掛式車輛部分參數

表2 1位轉向架各導向輪受力

導向輪垂向位置對車輛曲線通過性能的影響如圖5所示。由圖5可知：輪重減載率隨著導向輪垂向位置的提高，總體上呈增加的趨勢，在-150 mm處輪重減載率最小，為0.11，在150 mm處最大，為0.23，但都小于0.6；導向輪垂向位置對走行輪最大垂向力有明顯影響，但是沒有變化趨勢，其中在0 mm、-200 mm、-150 mm以及100 mm處有較小值,分別為25 192 N、25 351 N、25 306 N、25 321 N，在200 mm處最大垂向力達到了27 629 N；導向輪最大導向力以及車體側滾角都隨著導向輪垂向位置的增大而增大，且都在-200 mm處得到最小值，分別為12 647 N、4.97°，在200 mm處達到最大值，分別為15 067 N、5.16°。

綜上所述，考慮到車輛運行時，走行輪充氣輪胎爆胎情況下，導向輪不得與軌道梁干涉，導向輪盡可能設置在轉向架的較低位置。導向輪垂向位置在-200 mm處時，該懸掛式車輛曲線通過性能達到較優狀態。

4 結束語

本文利用Simpack分析了導向輪在不同的垂向位置對懸掛式車輛曲線通過性能各項指標的影響，并得出了其各項指標的變化趨勢，結合轉向架的具體結構，確定了導向輪的最佳垂向位置，可為懸掛式車輛轉向架中導向輪的設置提供一定參考。

圖4 轉向架左傾示意圖

圖5導向輪垂向位置對車輛曲線通過性能的影響