跨座式單軌軌檢小車關鍵參數動態優化研究

劉福瑞

（中國鐵建重工集團股份有限公司新型交通裝備研究設計院，湖南 長沙 410100）

0 引言

跨座式單軌交通主要適用于大城市中等客運走廊及中等城市骨干公交線路及大城市中心區與衛星城、交通樞紐的連接線，其軌道梁，即PC梁，既是承載列車荷重的橋梁結構，又是支撐車輛走行和導向的軌道[1]。單軌梁自身制造精度和安裝精度遠高于普通橋梁，且單軌線路品質的好壞直接影響列車的運行安全性和旅客的乘坐舒適性。因此，在軌道梁制梁、架設和運營階段需要軌檢小車對梁線形、梁體平順性及梁寬等進行測量。據調研，目前跨座式單軌線路的檢測主要依賴人工量尺測量，這種方法存在人員勞動強度大，測量誤差大，且無法實現連續測量及平面度超差定位等缺陷。顯然，研制一種可以替代人工測量的高精度軌檢小車具有重要的實際工程意義。

目前，對軌檢儀的研究設計都集中在傳統鐵路領域，對跨座式單軌交通領域的軌檢小車進行的相關研究甚少。為了解決跨座式單軌軌檢小車的關鍵參數滿足其高精度的檢測要求，本文通過建立跨座式單軌軌檢小車的動力學模型，針對軌檢小車的關鍵參數進行了優化研究，從而為軌檢小車的設計和結構布局提供數據輸入和理論支撐。

1 軌檢小車結構組成

跨座式單軌軌檢小車主要由底架、走行機構、導向機構、蓄電池、棱鏡裝置、驅動系統、電控箱及各種檢測所需傳感器等組成，如圖1所示。為了清楚地顯示主要部件，隱藏了部分次要部件。在軌檢小車總體組成中，導向機構及傳感器安裝支架均剛性固結于底架上，總體布置要求重心盡可能在水平面中心。

圖1 跨座式單軌軌檢小車總成示意圖

2 評價指標

跨座式單軌軌檢小車的走行輪為聚氨酯輪，傳感器安裝支架與底架通過螺栓連接，沒有垂向減振，傳感器安裝支架懸臂較長，快速運行引起車體震動會嚴重影響不平順檢測精度，同時通過三點弦測法的“以小推大”換算后的結果誤差會更大。參考傳統鐵路檢測方法，軌檢小車速度為5km/h。另外，根據《GB50614-2010跨座式單軌交通施工及驗收規范》[2]可知，軌道梁制造、安裝、線形調整的精度要求均為毫米級，進而軌檢小車進行梁寬檢測，中心線檢測，平順性檢測的檢測精度均為±0.5mm。因此，定義軌檢小車動力學計算評價指標為：底架中心棱鏡位置相對于單軌梁走行軌面中心線的橫移量范圍在±0.5mm以內，且各導向輪徑向力不能為零。

3 軌檢小車動力學仿真模型

3.1 軌檢小車動力學仿真模型

軌檢小車動力學建模部分參數如表1所示。其中，車體質量不包括走行輪和導向輪的質量，即是底架、4個導向機構托臂、蓄電池、棱鏡裝置、驅動系統、電控箱及傳感器安裝支架等部件的質量和，整體重心位置在水平面內處于底架中心。

表1 軌檢小車動力學建模部分參數

基于關鍵研究對象，對軌檢小車結構適當簡化后，利用多體系統動力學理論，根據圖2所示的跨座式單軌軌檢小車拓撲構型，建立了軌檢小車動力學仿真模型。仿真模型將車輛系統考慮為多剛體系統，共包含9個剛體，14個自由度。其中，把除了走行輪和穩定輪的部件視為一個整體，此整體考慮了伸縮、橫擺、浮沉、側滾、點頭及搖頭6個自由度，4個走行輪均考慮了點頭自由度，以及4個導向輪均考慮了搖頭自由度。

跨座式單軌軌檢小車的走行輪和導向輪均為聚氨酯包膠輪，以致運行過程中輪胎側傾角度很小，故動力學模型中采用Fiala輪胎模型來描述輪軌相互作用時的走行輪和導向輪的輪胎力學特性[3]。導向輪通過導向鋼彈簧給車體底架傳遞導向力，在建模時將兩者的剛度等效為導向輪剛度，即導向剛度。

3.2 線路設置

跨座式單軌軌檢小車的設計及檢測工況要能滿足以5km/h的速度通過R50m最小曲線半徑的運行及檢測要求，所以，本文僅設置了一種R50m的曲線線路，具體見表2。

表2 曲線線路設置

3.3 軌檢小車曲線通過導向受力分析

跨座式單軌軌檢小車在曲線軌道梁上運行時，走行導向部形成的搖頭力矩是引導其順利通過曲線的關鍵轉動力，是決定其曲線通過性能的重要指標。圖3所示為跨座式單軌軌檢小車在曲線上穩定運行時的導向受力情況。其中，Fdi(i=1～4)為走行輪輪胎所受側偏力，單位N；因軌檢小車走行輪輪胎的回正力矩很小，故將其忽略不計；Fgj(j=1～4)為導向輪所受徑向力，單位N；Mb為車體對走行導向部的搖頭力矩，單位N·m；Ld為走行輪軸距，單位m；Lg為導向輪縱向間距，單位m。Ld與Lg是軌檢小車的主要優化參數。

圖3 軌檢小車曲線通過導向受力分析

由軌檢小車通過曲線時的力矩平衡可以得出：

根據軌檢小車動力學計算評價指標，有：

4 車輛動力學參數優化

由于跨座式單軌軌檢小車設計尺寸及部件空間布局的限制以及實際功能需要，軌檢小車走行輪軸距設計為500mm，導向輪縱向間距設計為400mm。為了保證跨座式單軌軌檢小車以5km/h的速度在運行檢測過程中的可靠性，同時也要滿足評價指標，針對預壓力及導向剛度參數進行動態優化分析，為軌檢小車的關鍵性能參數選取最優值。

預壓力值依次選取為0.8kN，1.0kN，1.2kN，1.5kN，1.7kN；導向剛度值選取范圍0.4～1.2MN/m，間隔0.1MN/m。由于篇幅所限，本文重點關注導向輪最大、最小徑向力和車體橫移量在不同參數工況下的對比分析結果。計算結果如圖4所示。

由圖4（b）可知，在較小預壓力為0.8kN且不同導向剛度下，檢測小車通過曲線時前右導向輪的最小導向力為107.2N，即預壓力為0.8kN時，前右導向輪未脫離導向軌面，導向力還有107.2N的余量，是滿足評價指標的。從圖4（c）可清楚地觀察到，在同一導向剛度及不同預壓力下，檢測小車通過曲線時的車體橫移量幾乎完全重合，即檢測小車在同一導向剛度下曲線通過時，預壓力對車體橫移量的影響非常小。同時，根據評價指標，滿足要求的導向剛度值范圍為0.5～1.2MN/m，為了滿足車體橫移量相對較小且使得彈簧便于在有限空間內安裝，優取導向剛度值為0.7MN/m，如圖4（c1）所示。由于引導檢測小車通過曲線的轉動力——搖頭力矩在同一曲線工況為定值，根據圖4（a）和（b）可知，檢測小車在不同預壓力及導向剛度下通過曲線時，前左導向輪最大徑向力和前右導向輪最小徑向力與相應的預壓力之間的差值的絕對值均約為0.69kN，故預壓力應大于0.69kN時滿足評價指標。

圖4 預壓力與導向剛度協同優化結果圖

5 結語

利用多體系統動力學理論，建立了跨座式單軌軌檢小車系統動力學仿真模型，根據評價指標，進行了多目標的動力學仿真優化計算，獲得了最優參數，在理論上保證了軌檢小車的檢測精度，為軌檢小車的設計和結構布局提供了數據輸入和理論支撐。同時，得出了以下結論：

（1）檢測小車在同一導向剛度下曲線通過時，預壓力對車體橫移量的影響非常小；

（2）參數優化結果為：單軌梁導向軌面施加于導向輪的預壓力應大于0.69kN，且導向剛度取值為0.7MN/m。