高速變軌距轉向架動車組車輛動力學性能分析

王 淇，崔 濤，王 雨，王 勇

(1.中車唐山機車車輛有限公司，河北 唐山 063035；2.西南交通大學 牽引動力國家重點實驗室，四川 成都 610031)

絲綢之路經濟帶是當前我國的重大發展戰略，由于一帶一路沿線國家和地區的鐵路具有多種不同的軌距，嚴重阻礙了這一戰略的進一步實施。相比其他解決軌距差異的方法，采用變軌距轉向架具有過軌方便、效率高、運營費用低等特點，已經成為首選[1]。

國外變軌距技術的系統研究可追溯到上世紀60年代，西班牙是最早也是最多使用變軌距系統的國家，其研制的Talgo變軌距系統技術成熟可靠，已有50多年運營經驗，是最具代表性的客運變軌距轉向架[2]。隨后歐洲和日本等各國陸續開展了變軌距技術研究，如德國DBAG/Rafil V型貨車變軌距輪對、日本的E30型變軌距電動車組，以及西班牙CAF公司研發的BRAVA變軌距轉向架等，波蘭研制的SUW2000型變軌距轉向架是貨運車輛變軌距技術的典型代表[3]。

國內變軌距技術的研究起步較晚，目前還沒有變軌距車輛投入運行[4]。黃運華 等[5-6]在借鑒西班牙Talgo變軌距轉向架的基礎上，設計了基于獨立旋轉車輪的客車變軌距轉向架，并對獨立輪對進行了研究，指出了獨立旋轉車輪在變軌距轉向架上的應用，為解決不同軌距間國際鐵路聯運提供了一個極為廣闊的前景。劉寅華 等[7]在借鑒國外變軌距轉向架技術特點的基礎上，提出了符合我國實際情況的基于傳統輪對形式的貨車變軌距輪對方案。馬利軍 等[8]將變軌距轉向架分為獨立旋轉車輪變軌距轉向架和傳統輪對變軌距轉向架，對比分析二者動力學性能發現，采用獨立旋轉輪對相較于傳統輪對，具有良好的抗蛇行穩定性和平穩性，但對中性能和曲線通過能力較差。史炎[9]提出了一種較為新穎的釣竿式變軌距鎖緊機構，仿真分析表明該方案可行，并且按一種軌距設計的懸掛參數也適用于另一種軌距。邵亞堂 等[10]設計了一種基于標準動車組的變軌距轉向架方案，在參考CR400BF動車組動力學參數的基礎上，對相關動力學參數進行了調整，仿真分析表明該結構方案可行，但其可靠性還需進一步研究。李國棟 等[11]提出了變軌距高速動車組應對除軌距外的其他各種變化具有較好的適應性。

綜上，為了促進絲綢之路經濟帶沿線國家和地區之間進行更加密切的貿易往來，我國亟需加大對變軌距轉向架的研制工作。本文利用動力學仿真軟件SIMPACK建立了變軌距車輛系統非線性模型，分析了車輛在不同軌距線路上典型運行狀態的動力學性能，并對車輛在車輪磨耗狀態下的動力學性能進行了預測。

1 變軌距轉向架動車組車輛的結構特點

1 435/1 520 mm變軌距轉向架主要由焊接構架組成、一系懸掛及輪對軸箱定位裝置、二系懸掛及牽引裝置、搖枕、基礎制動裝置等組成。構架采用H型結構，質量輕、強度高。一系懸掛由兩組螺旋鋼彈簧、橡膠墊、一系垂向減振器和轉臂定位裝置組成。二系懸掛主要由空氣彈簧組成、搖枕、橫向止擋、抗側滾扭桿、減振器等部件組成。車體與轉向架間采用雙牽引拉桿牽引裝置，傳遞牽引力和制動力，動車轉向架電動機直接彈性吊掛在構架上。

變軌距轉向架與傳統轉向架相比，其輪對軸箱裝置增加了變軌和鎖緊機構，車輪和車軸不再是過盈裝配成一個整體，而是裝有2個可變軌距輪對，主要由變軌距車輪、車軸、鎖緊組件、密封式雙列圓錐滾子軸承單元、轉臂軸箱、解鎖組件、軸箱蓋、軸箱支撐裝置、軸端組件等組成，呈夾鉗式變軌距鎖緊裝置位于車輪和車軸之間。

2 車輛系統非線性模型

以往的變軌距車輛動力學研究在動力學建模時將輪對簡化為一個整體，沒有考慮變軌距結構存在的間隙[8-11]，而變軌距轉向架由于車輪需要適應不同軌距的橫向變位和運行要求，故其車輪和車軸不再是過盈裝配成一個整體，而是在車輪和車軸間有可能存在橫向間隙、周向間隙和徑向間隙，這些間隙會對車輛的動力學性能產生影響，因此在動力學仿真建模時需要加以考慮。

為了精確模擬車輛系統的運行性能，建模時考慮了將系統橫向運動和垂向運動耦合起來的數學模型。變軌距車輛系統動力學模型如圖1所示，變軌距車輛系統模型自由度如表1所示。

圖1 變軌距車輛系統動力學模型

表1 變軌距車輛系統模型自由度

考慮到變軌距轉向架結構特點以及軸向間隙，在動力學建模時，將同一條輪對的2個車輪和1根車軸建成輪對內側距可調模型[12]，如圖2所示。車輪(滑動套筒)和車軸之間的花鍵轉配使得周向和橫向均存在一定間隙，其中旋轉運動的周向間隙和扭轉載荷的傳遞示意圖如圖3所示，其中R1為滑套內徑，R2為車軸外徑。車輪(滑動套筒)與車軸的橫向和周向間隙采用非線性止擋特性加以描述。

圖2 輪對內側距可調模型(考慮輪軸間隙)

圖3 輪軸間周向間隙和扭轉載荷傳遞示意圖

由于車輪和車軸采用間隙配合，故車輪和車軸之間也會存在一定的徑向間隙，是一種面與面之間的接觸關系。為考慮其徑向間隙和接觸區的正壓力以及摩擦力，一種方法是采用大剛度的間隙止擋模型模擬徑向力，通過基于法向力和摩擦因數的摩擦力元模擬切向摩擦力；另外一種方法是直接利用SIMPACK所提供的簡化Hertz接觸模型考慮圓柱面-圓柱面的接觸關系[13]，如圖4所示。

圖4 輪軸徑向接觸模型

此外，在動力學模型中，輪軌法向接觸關系采用Hertz接觸彈簧表達，輪軌間的蠕滑力由SIMPACK自帶的Kalker非線性簡化蠕滑理論程序計算，如不做特殊說明，取Kalker蠕滑系數的飽和比例因子為1.0，輪軌間滑動摩擦因數為0.35。

3 不同軌道譜激勵下的動力學性能

車輪采用LMB10踏面，在準軌(軌距1 435 mm，軌底坡1/40，軌廓CN60)和寬軌(軌距1 520 mm，軌底坡1/20，軌廓P65)線路上運行，考慮輪軸之間的軸向間隙0.5 mm，周向間隙0.3 mm，徑向間隙0.5 mm，輪軸間赫茲接觸摩擦因數0.05時，分析不同軌道譜激勵下的車輛動力學性能。其中曲線線路考慮為R7 000 m半徑曲線，超高130 mm。

軌道譜計算工況如下：(1)客運專線武廣線50%概率譜(WG50)；(2)客運專線武廣線90%概率譜(WG90)；(3)客運專線京滬線50%概率譜(JH50)；(4)客運專線京滬線90%概率譜(JH90)；(5)既有線膠濟線軌道譜(Jiaoji)；(6)既有線秦沈線軌道譜(Qinshen)。

3.1 運行平穩性

準軌和寬軌運行條件下的車輛平穩性指標和舒適度指標見圖5～圖8，由計算結果可見：

圖5 車輛平穩性指標(準軌)

圖6 車輛舒適度指標(準軌)

圖7 車輛平穩性指標(寬軌)

圖8 車輛舒適度指標(寬軌)

(1) 軌道譜幅值越大，平穩性指標越大，車輛平穩性越差。總體來說，秦沈線軌道譜激擾工況下的車輛平穩性最差，客運專線90%概率譜和膠濟線軌道譜激擾工況次之，客運專線50%概率譜激擾工況下的車輛平穩性最好。

(2) 準軌條件下，在車速400 km/h范圍內，客運專線50%概率譜激擾工況下的車輛橫向、垂向平穩性指標均低于2.5；秦沈線和膠濟線軌道譜激擾工況下的車輛垂向平穩性指標在速度超過350 km/h時高于2.5低于2.75，舒適度指標均小于2.0。

(3) 寬軌條件下，在車速400 km/h范圍內，客運專線50%概率譜激擾工況下的車輛橫向、垂向平穩性指標均低于2.5；秦沈線軌道譜激擾工況下，在速度超過300 km/h后平穩性指標接近或超過2.5，膠濟線軌道譜和京津90%概率譜激擾工況下，車輛后端垂向平穩性指標在速度超過350 km/h時超過2.5；秦沈線軌道譜激擾工況下，在速度超過300 km/h后舒適度指標大于2.0。

3.2 運行安全性

在車速400 km/h范圍內，膠濟線軌道譜、客運專線概率譜激擾工況下的車輛運行安全性指標低于標準限值。在秦沈線軌道譜激擾工況下，在速度超過350 km/h時，輪軸橫向力、脫軌系數、輪重減載率都超過0.8。

車輛在寬軌線路上運行時的規律與準軌線路基本一致，均滿足各相關規范的安全運行限度要求。

4 車輪磨耗狀態下動力學性能預測

采用磨耗后車輪踏面，在準軌(軌距1 435 mm，軌底坡1/40，打磨后鋼軌CN60D)和寬軌(軌距1 520 mm，軌底坡1/20，軌廓P65)線路上運行，考慮同樣變軌距轉向架間隙情況下，分析車輛動力學性能。

動力學仿真結果表明，車輪踏面磨耗后在CN60D打磨鋼軌上運行時，變軌距轉向架車輛在準軌和寬軌上運行的臨界速度均達到600 km/h以上，運行安全性指標和運行品質各指標均滿足《200 km/h以上速度級動車組動力學性能試驗鑒定方法及評定標準》、EN以及UIC等相關標準規定的限度值要求。

5 結論

本文針對1 435/1 520 mm變軌距轉向架新結構和參數，進行了變軌距轉向架動車組車輛動力學性能分析計算，對比分析了不同軌道譜激擾下，車輛(包括新車輪、磨耗后車輪)在準軌線路上運行的運動穩定性、運行平穩性及運行安全性指標均滿足《200 km/h以上速度級動車組動力學性能試驗鑒定方法及評定標準》、EN以及UIC等相關標準規定的限度值要求，可在400 km/h速度范圍內安全平穩運行。車輛在寬軌線路上運行時的運動穩定性、運行平穩性及運行安全性指標也都滿足相關標準要求。