地鐵車輛轉(zhuǎn)向架主動徑向系統(tǒng)作動器的布置方式*

羅匯智 田師嶠 肖春昱

(同濟(jì)大學(xué)鐵道與城市軌道交通研究院，201804，上海∥第一作者，碩士研究生)

傳統(tǒng)轉(zhuǎn)向架直線穩(wěn)定性和曲線通過性能一直是一對矛盾[1]。理論研究和工程實(shí)踐表明徑向轉(zhuǎn)向架是解決上述矛盾的一個行之有效的方法。依據(jù)轉(zhuǎn)向架產(chǎn)生輪對徑向的實(shí)現(xiàn)方式不同，可分為自導(dǎo)向徑向轉(zhuǎn)向架、迫導(dǎo)向徑向轉(zhuǎn)向架和主動徑向轉(zhuǎn)向架。自導(dǎo)向徑向轉(zhuǎn)向架利用輪軌間的縱向蠕滑力形成的導(dǎo)向力矩驅(qū)使輪對趨于徑向位置，有限的蠕滑力使其通過中小半徑曲線的徑向效果有限[2]。迫導(dǎo)向徑向轉(zhuǎn)向架利用通過曲線時車體與轉(zhuǎn)向架之間的相對回轉(zhuǎn)角，借助杠桿機(jī)構(gòu)迫使前后輪對趨于徑向位置，但機(jī)構(gòu)復(fù)雜制造成本高，機(jī)構(gòu)被動驅(qū)動無法應(yīng)對磨損，使得導(dǎo)向效果不穩(wěn)定。而主動徑向轉(zhuǎn)向架采用作動器來直接驅(qū)動輪對徑向，避免了迫導(dǎo)向的復(fù)雜機(jī)構(gòu)及自導(dǎo)向能力不足的缺陷，能夠通過主動控制來調(diào)整裝配及工作過程中形成的誤差，可更加有效地減小輪軌磨耗和降低曲線通過噪聲。但主動徑向系統(tǒng)是包括傳感器、控制器和作動器的一種主動控制系統(tǒng)，相比自導(dǎo)向和迫導(dǎo)向的被動系統(tǒng)而言更為復(fù)雜，對系統(tǒng)可靠性、安全性的要求也更高。為了使主動徑向系統(tǒng)能夠應(yīng)用于實(shí)際，主動徑向系統(tǒng)需要在保證徑向性能的同時，借助系統(tǒng)的冗余能力提升可靠性，通過故障導(dǎo)向安全設(shè)計(jì)保證運(yùn)行安全性。

目前，B型車在城市軌道交通中應(yīng)用廣泛，其中一類B型車的轉(zhuǎn)向架采用一系錐形簧非三軌受流。本研究擬針對此類B型車轉(zhuǎn)向架進(jìn)行技術(shù)升級，使其具備主動徑向功能，以改善曲線通過性能。

1 主動徑向轉(zhuǎn)向架技術(shù)方案

1.1 輪對徑向驅(qū)動架構(gòu)

通過調(diào)研國內(nèi)外的主動徑向系統(tǒng)實(shí)現(xiàn)方案，目前輪對主要采取兩種主動徑向作動器的布置方式：對角驅(qū)動布置[3]和四角驅(qū)動布置[4]，如圖1 a)和圖1 b)所示。對角驅(qū)動布置采用作動器驅(qū)動每軸的單側(cè)軸箱，使輪對達(dá)到徑向位置，作動器呈對角分布；而四角驅(qū)動布置采用每軸兩側(cè)均布置作動器驅(qū)動輪對達(dá)到徑向位置。

圖1 主動徑向作動器布置架構(gòu)圖Fig.1 Architecture diagram of active steering actuator layout

為使輪對達(dá)到同樣的徑向位置，對角驅(qū)動布置作動器的驅(qū)動行程是四角驅(qū)動布置的兩倍，因而對應(yīng)的一系簧縱向也應(yīng)具備兩倍的變形能力。若一系簧縱向變形能力有限，則不宜采用對角驅(qū)動布置。兩種布置方式均需要在轉(zhuǎn)向架的構(gòu)架上設(shè)連接座。

本文提出同側(cè)驅(qū)動布置架構(gòu)，如圖1 c)所示，即主動徑向作動器布置在轉(zhuǎn)向架的兩側(cè)，直接連接前后軸箱，而不與構(gòu)架發(fā)生關(guān)聯(lián)。所需一系簧縱向變形能力和四角驅(qū)動布置的相同。

針對一系錐形簧非三軌受流的B型車輛轉(zhuǎn)向架的總體結(jié)構(gòu)特征，本著改動小、成本低的原則，對B型車轉(zhuǎn)向架采取圖1 c)的驅(qū)動架構(gòu)進(jìn)行主動徑向技術(shù)升級設(shè)計(jì)。

1.2 即插式主動徑向同側(cè)驅(qū)動方案設(shè)計(jì)

即插式主動徑向同側(cè)驅(qū)動的技術(shù)方案液壓原理圖如圖2所示。

圖2 同側(cè)驅(qū)動方案液壓原理圖

該方案中的徑向裝置總成如圖3所示，由銷耳、縱向連接桿、作動器、切除功能閥組等組成，本研究將其簡稱為徑向臂。徑向臂通過兩端銷耳橡膠節(jié)點(diǎn)與同側(cè)前后軸箱連接，橡膠節(jié)點(diǎn)用于釋放兩軸箱間空間運(yùn)動的自由度。單個橡膠節(jié)點(diǎn)的縱向剛度為80 MN/m，徑向臂本體與前后兩個橡膠節(jié)點(diǎn)為串聯(lián)關(guān)系，因此徑向臂總成的縱向剛度為40 MN/m。

圖3 同側(cè)驅(qū)動方案徑向裝置總成

作動器液壓缸兩腔油口布置切除功能閥組(常開電磁閥及閥塊)，使作動器液壓缸兩腔連通，活塞處于隨動狀態(tài)。當(dāng)前后軸箱間的縱向自由度被釋放，解除徑向臂對前后軸箱的縱向物理連接，輪對不再受到額外約束，轉(zhuǎn)向架隨即恢復(fù)到傳統(tǒng)轉(zhuǎn)向架的被動狀態(tài)，即為切除狀態(tài)。

切除功能閥組內(nèi)電磁閥上電，進(jìn)出油路被隔離。液壓系統(tǒng)往液壓缸兩腔的進(jìn)油排油，以此驅(qū)動活塞在缸內(nèi)移動，使缸體和活塞桿產(chǎn)生相對位移，進(jìn)而使徑向臂長度發(fā)生變化，牽引軸箱移動與輪對姿態(tài)變化，實(shí)現(xiàn)輪對徑向。該工作狀態(tài)稱之為插入。

綜上所述，徑向臂通過電控就能實(shí)現(xiàn)插入和切除的模式切換，本文稱其為即插式。

2 同側(cè)驅(qū)動徑向工作性能

應(yīng)用同側(cè)驅(qū)動技術(shù)方案后，轉(zhuǎn)向架兩側(cè)分別安裝2個徑向臂連接同側(cè)前后軸箱。這改變了原轉(zhuǎn)向架的結(jié)構(gòu)，需要進(jìn)一步研究分析其動力學(xué)性能是否會產(chǎn)生變化。以下針對插入狀態(tài)下重點(diǎn)計(jì)算分析主動徑向曲線通過和徑向臂縱向剛度對蛇行穩(wěn)定性的影響。

2.1 建立仿真模型

通過Simpack軟件建立整車動力學(xué)模型，引入本文設(shè)計(jì)的主動徑向機(jī)構(gòu)，實(shí)現(xiàn)徑向仿真控制的建模。

主動徑向機(jī)構(gòu)的建模采取將徑向臂橡膠節(jié)點(diǎn)簡化為具有豎向、橫向和縱向剛度的彈簧；徑向臂分割成兩段，一段由銷耳、縱向連接桿和缸體構(gòu)成，另一段由活塞桿和銷耳構(gòu)成，將兩段簡化為位于各自質(zhì)心的質(zhì)量點(diǎn)；將兩質(zhì)量點(diǎn)分別和前后兩軸箱通過橡膠節(jié)點(diǎn)簡化的彈簧相連；約束兩質(zhì)量點(diǎn)使其僅能沿縱向相對運(yùn)動。

仿真模型關(guān)鍵動力學(xué)參數(shù)如表1所示。

表1 關(guān)鍵動力學(xué)參數(shù)表Tab.1 Key dynamics parameters

2.2 主動徑向曲線通過

車輛通過速度與線路曲線半徑的關(guān)系如下式所示：

(1)

式中：

Rk——曲線半徑， m；

vmax——最大通過速度，m/s；

hmax——曲線外軌超高， mm；

hqy——允許欠超高， mm。

當(dāng)Rk取300 m，hmax取120 mm，hqy取60 mm時，計(jì)算出vmax為18.2 m/s。

輪軌廓形為新輪新軌。令車輛以設(shè)定速度勻速通過曲線，并采用位移控制的方式施加徑向臂動作位移。

被動通過曲線和徑向通過曲線兩種工況仿真結(jié)果對比如圖4所示。從圖4中可以看出，主動徑向能夠使輪對沖角和車輪橫向力顯著降低，曲線通過性能得到較大改善。

圖4 兩種工況的仿真結(jié)果對比

仿真過程中代替橡膠關(guān)節(jié)的彈簧負(fù)載變化規(guī)律及徑向臂長度的變化規(guī)律，如圖5所示。由圖5可知，徑向臂的位移有效跟隨了線路曲率半徑的變化，但由于橡膠關(guān)節(jié)剛度與一系懸掛剛度為串聯(lián)關(guān)系，其前后軸箱實(shí)際的縱向位移量略小于徑向臂動作位移量。

圖5 徑向臂部分參數(shù)Fig.5 Some parameters of the steering arm

以上仿真分析中設(shè)定一系簧的縱向、橫向剛度均為定值。由于本轉(zhuǎn)向架一系采用錐形橡膠簧，其橫向和縱向剛度具有隨垂向載荷線性變化的特征[5]。車輛實(shí)際運(yùn)行時，一系簧的縱向、橫向剛度即時跟隨垂向載荷變化。下文將基于一系簧縱向、橫向時變剛度下轉(zhuǎn)向架主動徑向姿態(tài)的魯棒性進(jìn)行研究，徑向臂仍然采用位移控制。

在Simpack軟件中建模實(shí)現(xiàn)一系簧縱、橫時變剛度的方法如圖6所示。在ti時間步內(nèi)通過傳感器獲得一系簧垂向載荷、縱向和橫向位移，再結(jié)合表1對一系簧的實(shí)際縱向和橫向剛度分別進(jìn)行線性插值，然后再計(jì)算一系簧縱向和橫向載荷，以此作為ti+1時間步內(nèi)仿真模型分析的邊界條件。一系簧縱向或橫向載荷F可以表示為：

F=kx

(2)

式中：

k——一系簧縱向或橫向剛度；

x——一系簧縱向或橫向形變量。

對于時間步長ti和ti+1，令F為ti+1時間步內(nèi)一系簧縱向或橫向載荷F(ti+1)，k為ti時間步內(nèi)一系簧縱向或橫向剛度k(ti)，x為ti時間步內(nèi)一系簧縱向或橫向形變量x(ti)。

圖6 一系簧縱向及橫向時變剛度實(shí)現(xiàn)方法

圖7為變剛度模型和定剛度模型仿真計(jì)算的前輪對沖角對比結(jié)果。計(jì)算結(jié)果表明，在通過300 m半徑的曲線下，時變剛度模型和定剛度模型仿真計(jì)算出的前輪對沖角基本相同。因此，時變縱向剛度不影響同側(cè)驅(qū)動下輪對的徑向姿態(tài)。

圖7 輪對沖角Fig.7 Attack angle of wheelset

2.3 徑向臂縱向剛度對穩(wěn)定性的影響

徑向臂總成質(zhì)量為85 kg，在插入狀態(tài)下，轉(zhuǎn)向架兩側(cè)分別安裝2個徑向臂連接同側(cè)前后軸箱，改變了軸箱的連接關(guān)系，導(dǎo)致前后同側(cè)車輪在縱向形成耦合，耦合剛度為40 MN/m。現(xiàn)分析徑向臂耦合縱向剛度對車輛運(yùn)行穩(wěn)定性的影響。徑向臂縱向剛度對蛇行臨界速度的影響如圖8所示。

圖8 徑向臂縱向剛度對蛇行臨界速度的影響

考慮車輪鏇修前的磨耗、輪軌接觸面狀態(tài)，取等效錐度為0.4，摩擦因數(shù)為0.3。由圖8可知，最低蛇行臨界速度為137 km/h，滿足最高為80 km/h的運(yùn)行速度要求。

3 結(jié)論

1) 本研究通過仿真模型驗(yàn)證了即插式主動徑向同側(cè)驅(qū)動徑向臂插入工作能夠有效改善曲線通過性能。

2) 縱向剛度時變特性不影響同側(cè)徑向驅(qū)動的輪對姿態(tài)，徑向臂插入狀態(tài)下車輛蛇行臨界速度不低于137 km/h，滿足列車最高運(yùn)行速度為80 km/h的要求。

3) 徑向臂切除后能夠恢復(fù)至傳統(tǒng)的原始被動狀態(tài)，其具備了故障導(dǎo)向安全的功能。