公鐵聯運多功能運輸車動力學性能分析

車瑞娟，王勇，吳榮坤

(1.西南交通大學 牽引動力國家重點實驗室，四川 成都 610031；2.中車齊齊哈爾車輛有限公司 大連研發中心，遼寧 大連 116052)

0 引言

隨著社會經濟的發展，運輸企業以追求高效率、便捷、低成本的運輸方式為目標，公鐵聯運的發展成為必然。公鐵聯運主要有集裝箱運輸、馱背運輸等多種方式，在歐、美運輸體系中發揮著重要作用[1-2]。基于公路和鐵路的優點，公鐵聯運可提供全程一站式物流[3]，實現快速便捷的“門到門”服務，具有高效、環保等優勢。中國對公鐵聯運的關鍵技術及裝備的可行性也進行了大量的研究，其中，對于馱背運輸的建模仿真已有相關的研究[4]。公鐵聯運多功能運輸車在運輸過程中，考慮到重載貨物運輸的安全性，需要保證車輛良好的運輸狀態，因此對公鐵聯運多功能運輸車的動力學性能研究是必要的。

本文對公鐵聯運多功能運輸車的結構特點進行分析，利用動力學仿真軟件建立了車輛系統動力學模型，對新車和磨耗狀態下空、重車的運動穩定性、曲線通過安全性和運行平穩性進行仿真分析。

1 公鐵聯運多功能運輸車結構特點

公鐵聯運多功能運輸車為2輛1組，用于運輸公路半掛車，兼顧多規格集裝箱運輸。車組兩端分別布置手制動裝置和車鉤緩沖裝置，車組中部采用關節聯接器連接，凹底車體承載結構，車上設有液壓和電氣系統。主要結構由車體、液壓系統、電氣控制系統、空氣制動裝置、手制動裝置、轉K6型轉向架(集成制動)、車鉤緩沖裝置等組成。

該車輛采用的轉K6型轉向架在“三大件”轉向架基礎上增設了彈性交叉支撐桿，增大了轉向架的抗菱形變形能力，從而提高了臨界速度。在車體和轉向架之間的連接采用心盤和常接觸雙作用式彈性滾子旁承聯合承載方式，增大了車體的回轉定位力矩；車組中部采用的關節聯接器為鉸接式，具有水平、垂向、側向轉動功能，能夠滿足車輛正常運行和凹底架旋轉、升降的作業要求。

2 車輛系統動力學模型

2.1 動力學模型建立

車輛系統動力學主要研究載荷與系統之間的關系，利用數值積分方法建立并求解系統的微分方程組或代數方程組[5]，車輛建模中考慮了系統橫向運動和垂向運動的耦合模型。公鐵聯運多功能運輸車整車系統由2個車體、1個中部底架、4個搖枕、8個側架和8個輪對共計23個剛體組成，各剛體的自由度數如表1所示，共計103個自由度。

表1 車輛系統自由度

在建立公鐵聯運多功能運輸車系統數學模型時作出如下假定：輪對、側架、搖枕、中部底架和車體等部件的彈性比懸掛系統的彈性要小得多，均視為剛體，即忽略各部件的彈性變形。

在模型中充分考慮了輪軌接觸幾何關系、輪軌間蠕滑力/蠕滑率的非線性因素，以及各種間隙、止檔、斜楔減振器、心盤及旁承的摩擦力和力矩等的非線性特性。

2.2 裝載工況

公鐵聯運多功能運輸車主要結構如圖1所示，空車動力學仿真模型如圖2所示。該車輛在空車和重車狀態下最高運行速度為120 km/h。在計算時考慮了公鐵聯運多功能運輸車的7種裝載工況。

圖1 公鐵聯運多功能運輸車結構

圖2 公鐵聯運多功能運輸車動力學仿真模型

工況1：車組空車

工況2：車組重車(裝載49 t公路貨車)

工況3：車組重車(裝載2個20 ft箱，總重57 t)

工況4：車組重車(裝載長度為14 600 mm、總質量35 t的公路半掛車)

工況5：車組1空1重(裝載49 t公路貨車)

工況6：車組1空1重(裝載2個20 ft箱，總重57 t)

工況7：車組1空1重(裝載長度14 600 mm、總質量35 t的公路半掛車)

3 動力學性能分析

3.1 蛇行運動穩定性

公鐵聯運多功能運輸車的蛇行運動穩定性是系統本身的固有屬性，是決定車輛能否高速運行的關鍵因素。通過實際臨界速度(文中簡稱臨界速度)的計算方法判定車輛系統運動穩定性[6]，看剛體振動位移和速度是否逐漸衰減到平衡位置。車輛以正常速度運行時，應盡可能避免蛇行失穩現象的出現，要求車輛系統的蛇行失穩臨界速度高于其設計制造速度一定裕量。在計算仿真過程中，選用一段為1 000 m的美國五級譜作為軌道不平順的輸入，對新車和磨耗狀態下公鐵聯運多功能運輸車各工況的臨界速度進行對比分析。

根據仿真分析可得到公鐵聯運多功能運輸車在新車和磨耗狀態下各不同裝載工況的蛇行失穩臨界速度，如表2所示。可見在新車和磨耗狀態下，公鐵聯運多功能運輸車各種工況下蛇行失穩臨界速度均超過132 km/h，能夠滿足空車、重車不同裝載工況120 km/h設計速度的要求，并具有一定的速度裕量。

表2 公鐵聯運多功能運輸車蛇行失穩臨界速度 單位：km/h

3.2 曲線通過安全性分析

車輛系統運行在曲線線路上時，除受到線路不平順的激擾以外，還要受到曲線曲率變化、超高變化、離心力等因素的影響[7]。因此，車輛系統通過有限長度曲線時的響應是一個動態過程。結合線路條件，計算公鐵聯運多功能運輸車以不同速度分別通過不同半徑的曲線線路，計算過程中采用美國五級線路譜，考慮軌道的隨機不平順激擾，分析該車輛的輪軸橫向力、脫軌系數、輪重減載率等曲線通過安全性指標。

在新車和車輪磨耗狀態下，以曲線半徑為300 m，線路超高為120 mm的工況4車組為例，給出公鐵聯運多功能運輸車以不同的速度通過該曲線時，一位輪對的最大輪軸橫向力、脫軌系數和輪重減載率的計算結果，如圖3所示。由計算結果可知輪軸橫向力最大值為49.769 kN、脫軌系數最大值為0.411、輪重減載率最大值為0.375，均滿足標準規定的安全限度要求，說明公鐵聯運多功能運輸車能在曲線上安全運行。

圖3 R300 m半徑曲線通過安全性指標

本文選用的磨耗后車輪踏面等效錐度在0.4左右，較大的等效錐度使車輛在通過小半徑曲線時輪軌安全性指標相比新輪有所降低，而在通過較大半徑曲線和直線時輪軌作用力和脫軌系數、輪重減載率等指標則有所增大，但均滿足安全限度要求。

3.3 運行平穩性分析

本文對公鐵聯運多功能運輸車分別在新車和磨耗狀態下直線線路上動態響應進行了計算，空車、重車不同裝載工況的計算速度均為40 km/h～132 km/h。新車和磨耗狀態下的平穩性計算結果如圖4-圖7所示。由圖4-圖7發現，隨著速度的提高，車輛系統的平穩性指標基本呈增大的趨勢。在新車和磨耗狀態下，空車、重車不同裝載工況的運行平穩性指標在132 km/h速度范圍內均滿足良級標準(本刊為黑白印刷，如有疑問請咨詢作者)。

圖4 新車狀態下平穩性指標計算結果(前車)

圖5 新車狀態下平穩性指標計算結果(后車)

圖6 磨耗狀態下平穩性指標計算結果(前車)

圖7 磨耗狀態下平穩性指標計算結果(后車)

4 結語

基于多體系統動力學理論，建立了公鐵聯運多功能運輸車兩節車組仿真模型，對該車組進行了動力學性能仿真。由計算結果可知，在新車和車輪磨耗狀態下，空車、重車不同裝載工況的臨界速度均>132 km/h，能夠滿足空車、重車不同裝載工況車輛120 km/h設計速度的要求，并具有一定的速度裕量；曲線通過安全性各指標均滿足標準規定的安全限度要求，車輛可以在曲線和直線上安全運行；空車、重車不同裝載工況的運行平穩性指標滿足GB/T 5599-1985的良級標準要求，能保證空車、重車不同裝載工況車輛在120 km/h設計速度范圍內平穩運行。