輪對安裝偏角對高速列車過轉轍器的動力特性影響

陳 嶸，王雪彤，陳嘉胤，丁 曄，徐井芒

（西南交通大學高速鐵路線路工程教育部重點實驗室，四川 成都 610031）

由于制造水平及加工工藝的局限，轉向架前/后輪對存在初始安裝偏差，導致輪對處于非對稱接觸狀態.國內外許多學者圍繞各種形位輪對初始安裝偏角展開研究：文獻[1-3]揭示了不同初始安裝偏角對車輪磨耗的影響，提出通過控制偏轉誤差降低行車阻力，減小磨耗深度；沈鋼等[4]對比分析了4 種形位偏差下三大件轉向架貨車沿直線運行時動力學響應，針對各工況對輪對橫移量、橫向力以及磨耗功的影響程度，闡明了控制交叉支撐式轉向架正位狀態的檢測方法；王衛東等[5-6]建立了考慮軌道不平順的輪對偏轉誤差的車輛動力學模型，從時域和頻域綜合評價輪軌動力響應及行車平穩性；鄒瑞明等[7]從理論推導和數值模擬兩方面出發，研究導向輪在不同偏轉角下通過直線、曲線時的動力學性能，提出將高速車輛初始安裝誤差限制在1.0 mrad 內；池茂儒等[8-9]探討了不同安裝偏角對行車安全性及系統穩定性的影響，并根據偏轉角對穩定性的影響程度，劃分為易穩定區、欠穩定區及亞穩定區，提出通過減小輪對形位偏差保證行車的安全與平穩.由以上文獻知：輪對初始安裝偏角會造成軌道磨耗損傷，加劇輪軌動態響應，影響列車運行的安全性、穩定性及舒適性.文獻[10-11]均圍繞道岔動力學展開研究，分別探討了輪徑差、空心磨損車輪等輪軌系統演化因素引起的車輛走行部入岔姿態變化，但鮮有針對初始安裝偏角對高速道岔走行性能影響的分析報道.

高速道岔區段存在固有不平順，并伴隨輪載過渡及復雜的多點接觸.當具有初始偏轉角的高速車輛通過道岔時，較大的橫移及搖頭作用將引起輪軌關系的急劇變化，導致輪對與尖軌、心軌發生碰撞，產生較大的輪軌沖擊，造成輪軌傷損，影響行車安全[12].本文將利用多體動力學仿真軟件，建立具有初始偏轉角的高速車輛-道岔耦合動力學模型，綜合考慮前輪對偏轉、后輪對偏轉、前/后輪對同向偏轉、前/后輪對反向偏轉4 種典型偏轉形式，分析偏轉角度對動力學性能的影響，為轉向架及輪對的安裝形位偏差控制提供理論依據.

1 初始安裝偏角類型

理想狀態下標準轉向架前/后輪對的車軸與軌道中心線相互垂直，即同一轉向架下前后車軸的軸距相等且對角線距離相同.在加工裝配時，受工藝水平及其他因素限制，常導致裝配完成的轉向架存在初始安裝形位偏差，主要包括軸距誤差、對角線誤差及二者組合誤差[13].為綜合考慮各種輪對初始安裝形位偏差，本文選取前輪對偏轉、后輪對偏轉、前/后輪對同向偏轉、前/后輪對反向偏轉4 種基本工況展開分析.由于初始安裝偏角的組合形式較多，為簡化計算，在分析前/后輪對同時存在安裝偏角時，假定前輪對與后輪對偏轉角度相等.不同類型的輪對初始安裝偏角見圖1（Ty1與Ty2分別為前/后輪對橫向蠕滑力；v為輪對行進方向速度；φ為搖頭角）.

圖1 初始安裝偏角類型Fig.1 Initial installation deflection type

2 高速車輛-道岔耦合模型

2.1 車輛模型

為揭示4 種初始安裝偏角類型對車輛入岔姿態的影響規律，分析初始偏轉角對車輛通過轉轍器動力學性能的影響，基于多體動力學相關理論，采用SIMPACK 軟件建立了集車輛、道岔及輪軌接觸為一體的車輛-道岔耦合動力學模型.其中，車-岔系統中各部件的拓撲關系見圖2（β為側滾角；ψ為點頭角）.

圖2 車岔模型拓撲圖Fig.2 Topological graph of vehicle-turnout model

車輛模型選用CRH380B 客車模型，包含一組車體、兩組轉向架、4 個輪對以及8 個軸箱，并在模型中設有一系彈簧、二系彈簧、垂向及橫向減振器、抗蛇形減振器、軸箱轉臂、橫向止擋及牽引拉桿，車體各部件均為剛體，總計50 個自由度.

2.2 道岔及輪軌接觸模型

軌道模型將鋼軌簡化成與輪對相互耦合的移動質量塊，不考慮軌道自身的慣性.鋼軌與軌下基礎采用彈簧和阻尼單元連接，并考慮沉浮、橫移及側滾3 個方向的自由度來模擬軌下基礎的變形，更真實地反映岔區輪軌沖擊作用[14].為簡化計算，借助CAD及編程軟件，將18 號高速道岔關鍵截面廓形離散化，并沿縱向每隔1 mm 插值一個道岔截面，生成相應的廓形文件和里程文件，作為道岔既有的結構不平順導入SIMPACK 中，進行仿真計算.轉轍器關鍵斷面見圖3（a），道岔轉轍器平面布置及輪對偏轉角正負號的規定見圖3（b）.輪軌接觸模型中分別采用半Hertz 接觸算法及改進的FASTSIM 算法對輪軌的法向力及切向力進行計算.

圖3 18 號高速道岔示意Fig.3 Diagram of No.18 high speed turnout

2.3 模型驗證

為保證計算結果的正確性，分別對偏轉角的設置、車輛模型及道岔模型進行檢驗.在初始偏角設置方面，本文提出不同偏轉形式下轉向架入岔姿態分析理論，與動力學仿真結果相互佐證（第3 節），且搖頭角與橫移量的變化趨勢與文獻[2,7,8]一致；車輛入岔前輪軌橫向力、脫軌系數、輪重減載率等規律與文獻[8]中結論吻合，故不重復敘述，也從側面驗證了車輛模型的正確性.

在道岔模型方面，本文計算標準車輛以速度350 km/h 直向過轉轍器的動力響應，輪軌力的波形與量級與同種工況下文獻[15]的結果基本一致，因仿真所采用的接觸模型、車型及軸重等不同，故結果略有差異；安全性指標與中國鐵道科學研究院集團有限公司《時速350 公里60 kg/m 鋼軌18 號無砟道岔動力學性能試驗報告》軌檢車安全性指標測試結果取得了良好的一致性（見表1）.

表1 安全性指標對比分析Tab.1 Comparative analysis of safety indicators

3 受力狀態及入岔姿態分析

本節通過理論推導揭示車輛存在前輪對偏轉、后輪對偏轉、同向偏轉及反向偏轉4 種工況下的受力機制（見圖1），并對比多體動力學仿真結果，分析驗證車輛入岔前的姿態變化規律.

3.1 前輪對偏轉

文獻[7]已詳細分析車輛前輪對存在初始偏轉角情況的受力狀態，且圖4 中車輛前輪對存在初始偏轉角時入岔前搖頭角及橫移量變化，與文獻[7]中的結果一致，故不重復闡述.

3.2 后輪對偏轉

因車輛后輪對偏轉與前輪對偏轉均屬于單輪對偏轉，受力原理基本相同.由文獻[7]易證單輪對偏轉時，同一偏轉角下有初始偏轉角的輪對入岔姿態的變化趨勢基本相同，即圖5 中后輪對的搖頭角及橫移量的變化趨勢與圖4 中的前輪對基本一致.而單輪對偏轉中，標準輪對的入岔姿態取決于該輪對（標準輪對）在同一轉向架中所處的位置，可以利用轉向架受到的橫向蠕滑力矩進行整體受力分析推得.

圖4 前輪對偏轉1.0 mrad 入岔姿態Fig.4 Attitude change with 1.0 mrad front wheelset deflection

圖5 后輪對偏轉1.0 mrad 入岔姿態Fig.5 Attitude change with 1.0 mrad rear wheelset deflection

3.3 前/后輪對反向偏轉

對于前/后輪對同時存在初始安裝偏角的情況，宜采用整體法進行分析，將前輪對與后輪對及轉向架的懸掛系統看成一個統一的整體.此時系統主要受到橫向蠕滑力Ty、橫向復原力Fg、縱向蠕滑力產生的蠕滑力矩MTz，如式（1）～（3）[7].

式中：下標i為1 時代表前輪對，為2 時代表后輪對；f22為橫向蠕滑系數；Φi為偏轉角；Kgy為重力剛度；ywi為橫移量；C為與接觸點橫向跨距、名義滾動圓半徑及縱向蠕滑系數有關的正常數.

由受力平衡公式可得

式中：MH為前/后輪對橫向蠕滑合力偶；MF為前/后輪對橫向復原力矩之和.

當前輪對正向偏轉Φ1（順時針為正），后輪對負向偏轉Φ2時，系統初始橫移量yw1與yw2均為0，故橫向復原力Fgi及縱向蠕滑力矩MTzi為0.因前/后輪對初始偏轉角等值反向，故Ty1=-Ty2，系統受到的合外力為0.但橫向蠕滑力Ty1與Ty2產生的合力偶迫使系統順時針偏轉（見圖1（e）），加劇前輪對搖頭作用，即Φ1增大，Φ2減小.偏轉角Φ的改變將引起蠕滑力的改變：Ty1不斷增加，Ty2逐漸減小，系統受到的合外力不再為0，合力矩方向仍沿順時針方向.同時，在合外力的作用下，前輪對沿正向橫移yw1，后輪對沿負向橫移yw2，輪對產生與橫向蠕滑力反向的橫向復原力.因橫向蠕滑力Ty1＞Ty2，易證橫移量yw1比yw2變化快，故系統沿逆時針方向的縱向蠕滑力矩與橫向復原力矩共同抵制系統順時針偏轉.但后輪對橫向蠕滑力Ty2的持續減小限制了橫向復原力Fg2的增長，故橫移量yw2增大到某值時開始減小（圖6（b）中時刻t1），而前輪對受到的橫向蠕滑力Ty1與橫向復原力Fg1均不斷增加，系統受到的橫向復原力偶矩及縱向蠕滑力矩沿逆時針方向不斷增加，抑制輪對順時針的搖頭作用，直到合力矩變為0，但系統合力卻不為0.為使系統受到的合力相互平衡，合力矩將變為逆時針方向，Φ1開始減小，Φ2增加（圖6（a）中時刻t2）.輪對將始終在合力平衡位置與合力矩平衡位置間循環往復，直到合力與合力矩均達到平衡.

圖6 前/后輪對反向偏轉1.0 mrad 入岔姿態Fig.6 Attitude change with 1.0 mrad front/rear wheelset reverse deflection

3.4 前/后輪對同向偏轉

當前/后輪對均沿正向偏轉Φ1時（順時針為正），系統初始橫移量ywi均為0，故縱向蠕滑力矩MTzi=0，且前/后輪對初始偏轉角等值同向，橫向蠕滑力Ty1與Ty2產生的合力偶為0，故系統合力矩平衡，而系統受到的合外力T=2Ty1=2Ty2（見圖1（d））.在合外力T的作用下，前/后輪對均產生沿正向橫移量yw1和yw2，從而產生逆時針的縱向蠕滑力矩MTz1和MTz2，故輪對偏轉角Φ1與Φ2均變小.同時，隨著橫移量yw1和yw2的增加，橫向復原力Fg1與Fg2不斷增大以促進合外力的平衡.但當系統合外力處于平衡狀態時，合力矩仍沿逆時針方向，導致Φ1與Φ2繼續減小，最終變為負值（圖7（a）中時刻t1）.為促進合力矩的平衡，前輪對橫移量yw1減小，后輪對橫移量yw2增加（圖7（b）中時刻t2），從而產生順時針方向的復原力矩MH抑制縱向蠕滑力矩的增長.隨著轉向架的運行，前/后輪對橫移量yw1和yw2變化規律不再相同，導致前/后輪對狀態出現差別，但系統始終在合力平衡的位置及合力矩平衡的位置之間不斷進行調整，以尋找最佳的平衡位置.

圖7 前/后輪對同向偏轉1.0 mrad 入岔姿態Fig.7 Attitude change with 1.0 mrad front/rear wheelset co-deflection

基于上述力學分析及仿真結果，前輪對偏轉、后輪對偏轉、同向偏轉及反向偏轉4 種工況中，前/后輪對反向偏轉對搖頭角及橫移量的影響最大.

4 動力學指標分析與評價

考慮到18 號道岔側向允許通過速度相對較低，研究初始偏轉角對車輛過岔動力學性能的影響意義較小，故本文在仿真模型中使車輛以18 號道岔允許通過速度350 km/h 直逆向通過道岔，系統分析偏轉角在 -3.0～3.0 mrad 范圍內變化時，前輪對偏轉、后輪對偏轉、同向偏轉及反向偏轉4 種工況下車輛過岔的輪軌動態響應.本文中輪對朝基本軌偏轉為正相位偏轉，向尖軌側偏轉為負相位偏轉（見圖3（b））.

4.1 輪軌作用力

為揭示不同偏轉角度下車輪過岔時輪軌力峰值變化規律，圖8、9 分別為單個輪對存在初始偏轉角和同一轉向架前/后輪對均存在偏轉角時輪軌力的分布情況.

由圖8 可知：

圖8 單個輪對存在安裝偏角時輪軌力最大值Fig.8 Maximum wheel-rail force with installation deflection of single wheelset

1）前輪對偏轉情況下，當偏角朝基本軌偏轉，輪軌垂向力及橫向力峰值變化規律相似，基本軌側受力基本不變，尖軌側橫向力及垂向力均隨偏角的增加而增大，但橫向力增大更明顯；當偏角朝直尖軌偏轉，輪軌垂向力及橫向力的變化規律存在差異.對輪軌垂向力，當偏角為0～-2.0 mrad 時，輪對蠕滑力及蠕滑力矩引起輪軌接觸關系變化，導致左右軌垂向力不均勻分配，基本軌側垂向力持續增加，尖軌側垂向力逐漸減小；當偏角為 -2.5 mrad時，車輛搖頭作用加劇導致輪對撞擊尖軌，基本軌側與尖軌側的垂向力峰值均變大，在偏角為 -3.0 mrad時輪軌垂向力逐漸趨于穩定.對輪軌橫向力，基本軌側的橫向力隨負向偏角的增加而增大，而尖軌側，當0～-1.5 mrad 時，橫向力沿拋物線變化趨勢，先上升后下降，偏角為 -2.0～-3.0 mrad 時，橫向力繼續增加.輪軌橫向力的變化規律主要是由于車輪橫移及搖頭作用產生的偏載效應與道岔區的橫向沖擊疊加引起的.

2）后輪對偏轉情況下，輪軌力變化規律與前輪對偏轉結果相近，但相同變化規律所對應的初始安裝偏角的偏轉相位恰好與前輪對偏轉相反.這是由于當前輪對偏轉時，轉向架在橫向復原力、蠕滑力矩及懸掛力矩作用下不斷尋找新的平衡點，最終導向輪搖頭角雖減小，但偏轉方向不變.而對于后輪對存在初始偏轉角時，一系懸掛特性使輪對間運動狀態相互影響，將迫使導向輪產生與后輪對初始偏角方向相反的搖頭角.

由圖9 可知：

圖9 前/后輪對存在安裝偏角時輪軌力最大值Fig.9 Maximum wheel-rail force when front/rear wheel pair has installation deflection angle

1）前/后輪對偏轉角同向情況下，初始安裝偏差主要引起兩側輪軌橫向力的變化，而輪軌垂向力峰值基本不受影響.輪軌橫向力同時受偏轉方向及偏轉角度控制，其中尖軌側輪軌橫向力隨角度的增加而增大，且偏轉角朝直尖軌方向時，輪軌橫向沖擊更劇烈，最大達到13.7 kN.基本軌側橫向力受正偏轉角影響很小，在負偏轉方向下隨偏轉角增加而增大.

2）前/后輪對偏轉角反向情況下，兩側鋼軌的輪軌橫向力與垂向力分布規律與前輪對偏轉的變化規律大致相同，但輪軌沖擊更劇烈，在導向輪存在-3.0 mrad 的初始偏轉角，后輪對存在3.0 mrad 的初始偏轉角時，尖軌側垂向沖擊力為103.935 kN，橫向沖擊力最大達到58.0 kN，是標準工況下的9.2 倍，嚴重影響行車安全.這是由于同一轉向架前/后輪對初始偏角方向相反時，同一轉向架橫向蠕滑力雖互相平衡，但蠕滑力矩卻不為0，迫使導向輪初始安裝偏角繼續增大，輪軌接觸關系急劇惡化，加劇岔區沖擊響應.

4.2 輪軌接觸點分析

因轉轍器區橫向沖擊較劇烈，且考慮到4 種偏轉形式下反向偏轉輪軌接觸關系最惡劣，故選取前/后輪對反向偏轉工況，繪制通過轉轍器時輪軌作用力的時程曲線并結合輪軌接觸點揭示初始偏轉角對輪軌橫向力的影響機制.其中，18 號道岔的設計輪載過渡位置是從尖軌頂寬15～40 mm 位置.前/后輪對反向偏轉情況下，不同偏轉角下輪軌橫向力和鋼軌接觸點沿道岔縱向分布見圖10 和圖11.

圖10 前/后輪對反向偏轉情況下輪軌橫向力Fig.10 Wheel-rail lateral force with front/rear wheelset reverse deflection

圖11 前/后輪對反向偏轉情況下鋼軌接觸點變化Fig.11 Rail contact point position with front/rear wheelset reverse deflection

由圖10、11 可知：前/后輪對反向偏轉工況時，導向輪朝直尖軌偏轉將導致輪載過渡位置急劇提前；導向輪朝基本軌偏轉時，輪載過渡位置基本不變；當導向輪偏轉角為 -1.0 mrad 時，輪載過渡點提前至尖軌頂寬21 mm 處，橫向蠕滑力矩促進輪對搖頭作用并迫使輪對產生向尖軌橫移，輪對與更薄弱的尖軌發生橫向碰撞；當導向輪偏轉角為 -2.0 mrad時，輪對橫移及搖頭作用加劇，導致車輪輪緣在尖軌頂寬14 mm 位置沖擊尖軌，引起較大的輪軌橫向力；當導向輪偏轉角為 -3.0 mrad 時，輪對繼續貼近尖軌，輪載過渡位置提前至尖軌頂寬13 mm 處，輪載過渡前/后輪緣接觸范圍進一步擴大，二者引起的輪軌橫向沖擊正向疊加，橫向力最大達到58.0 kN；當導向輪偏轉角為1.0、2.0 mrad 及3.0 mrad時輪軌接觸點變化規律與前輪對初始安裝偏差相似，但因導向輪偏轉角持續增大，故輪軌橫向沖擊更劇烈.

4.3 安全性評價指標及磨耗指數

初始安裝偏角惡化了輪軌動態響應，影響行車安全，加劇車輪偏磨.當存在初始安裝偏角的車輛直逆向通過18 號道岔時，脫軌系數、輪重減載率，最大輪軸橫向力及磨耗指數見圖12，由圖12 可知，前/后輪對反向偏轉對安全性影響最大，前/輪對偏轉或后輪對偏轉次之，前/后輪對同向偏轉影響最小.無論偏轉方向的正負，4 種工況下脫軌系數、輪重減載率、最大輪軸橫向力及磨耗指數均隨初始安裝偏角角度的增加而增大.

圖12 安全性指標及磨耗指數Fig.12 Safety indexes and wear indexes

對前/后輪對反向偏轉，初始安裝偏角的偏轉方向不同，脫軌系數變化規律有所差異.當初始安裝偏角（以導向輪為基準）由0 向 -3.0 mrad 變化時，導向輪向尖軌側偏轉，脫軌系數急劇增大，在 -2.0 mrad時達到峰值后趨于穩定，最大值為1.18，嚴重影響行車安全；而當導向輪向基本軌側偏轉（即安裝偏角由0 向3.0 mrad 變化），脫軌系數隨安裝偏角的增大而增大，但相比于前種情況增長趨勢明顯變緩，最大值為0.42.對于前/后輪對偏轉以及同向偏轉，偏轉方向的正負對脫軌系數的變化規律影響不大，其中脫軌系數最大不超過0.4，評價等級均為優.磨耗指數的變化規律與脫軌系數相似.輪重減載率最大值可達0.45，是標準工況下的4 倍，但仍滿足規范要求（根據GB 5599—85，為保證車輛運行安全，輪重減載率不應大于0.65）.

4.4 平穩性評價指標

圖13 為存在不同初始安裝偏角的車輛通過轉轍器時橫向Sperling 指數變化規律.因后輪對偏轉與前輪對偏轉的動力學規律隨安裝偏轉方向變化而對稱分布，故僅圍繞前輪對偏轉、同向偏轉及反向偏轉分析.

圖13 平穩性指標Fig.13 Stability index

當輪對向直尖軌側偏轉時，前輪對偏轉及同向偏轉情況下，橫移量隨偏轉角的增加而增大，橫向沖擊加劇，平穩性指標變大；前/后輪對反向偏轉時，橫移急劇增加致使車輪輪緣與直尖軌密貼，車輛運行穩定，Sperling 指標下降.當輪對向基本軌偏轉且偏轉角為0～1.0 mrad 時，因同向偏轉時搖頭角變化幅度最大（圖14（a）），故Sperling 指標最大，前輪對偏轉次之，反向偏轉最小；當偏轉角大于1.0 mrad 時，反向偏轉時輪對的搖頭角急劇增大（圖14（b）），輪軌接觸狀態不斷惡化，車輛平穩性降低，Sperling指標逐漸增大.

圖14 3 種工況在轉轍器區搖頭角的變化規律Fig.14 Variation law of shake head angle in switch area under three working conditions

5 速度變化對動力學指標的影響

為減緩輪對初始偏差對車輛過轉轍器產生的不利影響，探尋極端工況下提升車輛走行性能的措施，分別計算前/后輪對反向偏轉 -2.0～-3.0 mrad工況，行車速度改變對動態響應的影響，其中車輛運行速度從350 km/h 至100 km/h 每隔10 km/h 遞減.考慮到轉轍器區橫向沖擊較劇烈，故本節主要圍繞輪軌橫向力、輪軌接觸及脫軌系數3 個指標進行評價.

經統計，前/后輪對反向偏轉 -3.0 mrad 時車輛通過轉轍器的輪軌橫向力峰值均發生在兩點接觸區域，且伴隨輪緣接觸.為厘清速度變化對輪軌接觸及橫向力的影響，以50 km/h 為間隔繪制不同速度下，沿尖軌縱向兩點接觸范圍內輪軌橫向力的變化情況，其中線條的長短代表兩點接觸區域的位置，顏色的深淺代表輪軌橫向力數值沿運行里程的變化（圖15（a））.

由圖15（a）可知：速度改變對轉轍器區輪載過渡位置影響不大，但隨著速度的降低，輪載過渡前輪緣接觸范圍不斷擴大；當v=350 km/h 時，輪軌橫向力峰值（Pmax）在輪載過渡及輪緣撞擊的疊加作用下高達58.0 kN；當v＜ 350 km/h 時，最大輪軌橫向力發生在輪載過渡前，由輪緣撞擊尖軌引起；受輪對橫移、搖頭及橫向速度等因素綜合影響，輪軌橫向力峰值產生的位置有所差異；當速度相近時，輪緣撞擊位置越靠前，尖軌越薄弱，輪軌橫向力峰值越大；當運行速度相差較大且輪緣撞擊位置相近時，速度越低，輪軌橫向力峰值越小（見圖15（b）），這是由于速度變化對岔區輪對姿態產生影響，隨速度降低岔區輪對最大橫移持續增加，使輪緣緊貼鋼軌工作邊，輪對在較小橫移范圍就能達到動態平衡，輪軌橫向力趨于穩定.綜上，受道岔固有結構不平順及輪對姿態影響，輪軌橫向力峰值并非隨運行速度的降低而線性減小，但從整體看，降低速度對控制最大輪軌橫向力有積極作用.因前/后輪對反向偏轉 -2.5 mrad 及 -2.0 mrad規律與其相仿，故不重復敘述.

圖15 反向偏轉 -3.0 mrad 時速度變化對橫向力的影響Fig.15 Influences of velocity change on transverse force with -3.0 mrad reverse deflection

圖16 為前/后輪對反向偏轉 -2.0～-3.0 mrad時脫軌系數峰值變化規律，由圖16 可知，將運行速度控制在200 km/h 能將極端工況下的脫軌系數控制在容許限度內.

圖16 反向偏轉 -2.0～-3.0 mrad 時速度變化對脫軌系數峰值的影響Fig.16 Influences of velocity change on derailment coefficient with-2.0～-3.0 mrad reverse deflection

6 結 論

本文利用多體動力學軟件，建立車輛-道岔耦合動力學模型，分析前輪對偏轉、后輪對偏轉、前/后輪對同向偏轉及反向偏轉4 種工況下，偏轉角度為-3.0～3.0 mrad 時，直逆向通過18 號高速道岔的動力學響應.根據計算結果，給出如下建議：

1）4 種偏轉形式中，前/后輪對同向偏轉對車輛走行性能的影響最小，前輪對偏轉和后輪對偏轉次之，前/后輪對反向偏轉將嚴重惡化輪軌接觸關系，影響行車安全.

2）初始安裝偏角對輪軌垂向力的影響主要與偏角形式及偏轉角度有關.研究發現：當初始偏轉角超過一定限度時，車輪橫移與搖頭加劇，在道岔的固有不平順作用下引起較大的輪軌垂向沖擊.前/后輪對同向偏轉時，輪軌垂向力受初始偏轉角影響較小；前輪對偏轉及后輪對偏轉時，當偏轉角幅值大于2.0 mrad 時，車輛搖頭作用加劇導致導向輪撞擊尖軌，尖軌側垂向力比標準工況增大16%以上；前/后輪對反向偏轉且偏轉角幅值大于1.0 mrad 時，岔區輪軌關系急劇惡化，輪軌垂向力不斷增加，最惡劣工況比標準工況增加43%.

3）輪軌橫向力的大小主要受初始偏角引起的偏載效應與道岔區輪載過渡橫向沖擊的疊加效應影響.4 種工況下，當導向輪初始偏轉角向基本軌偏轉時，最大輪軌橫向力隨偏轉角的增加而增大，尖軌側輪軌橫向力最大可達31.0 kN.當導向輪初始偏轉角向直尖軌偏轉時，輪對向尖軌側橫移，輪軌關系惡化.在前/后輪對反向偏轉時，最大輪軌橫向力可達58.0 kN.

4）初始安裝偏角會對車輛過岔時的輪載過渡位置造成影響.在前/后輪對反向偏轉工況下，導向輪朝基本軌偏轉時，輪載過渡位置基本不變；朝直尖軌偏轉時，較大的偏轉角度會使輪載過渡范圍提前至設計的輪載過渡段之外.為保證輪載過渡位置在設計區段，前/后輪對反向偏轉時，導向輪對偏轉角度不應超過1.0 mrad.

5）脫軌系數、輪重減載率、最大輪軸橫向力及磨耗指數均隨初始偏轉角的增加而增大，且導向輪朝尖軌側偏轉時影響更大.其中，前/后輪對反向偏轉工況，迫使導向輪搖頭作用急劇增加，當偏轉角為-2.0～-3.0 mrad 時，脫軌系數嚴重超限，最高達到1.18，磨耗指數增至700 N 以上，輪重減載率及最大輪軸橫向力也相應增加.

6）降低速度對控制輪軌橫向力及脫軌系數的峰值有積極作用.前/后輪對反向偏轉工況 -2.0～-3.0 mrad 時，將運行速度控制在200 km/h 能將極端工況下的脫軌系數控制在容許限度內.