柔性輪對高速列車通過道岔的動力學響應

摘要：

為研究高速列車在柔性輪對條件下通過道岔時的動力響應，采用剛柔耦合動力學仿真方法，基于CRH380高速列車模型建立柔性輪對結構條件下的車輛—道岔剛柔耦合動力學模型。以柔性輪對高速列車模型為研究對象，通過18號高速道岔，分析輪對柔性與全剛體結構條件下的車輛模型的安全性、輪軌動態相互作用、車體振動加速度及輪軌接觸位置分布指標。仿真結果表明，柔性輪對高速列車模型對車輛的輪軌動態相互作用影響較大，對安全性、車體振動加速度及輪軌接觸位置分布等動力學指標影響較小。

關鍵詞：

高速列車；柔性輪對；剛柔耦合；高速道岔

中圖分類號：

U211.5

文獻標志碼：A

收稿日期：2023-09-07

基金項目：

山東省自然科學基金（批準號：ZR2019PEE011）資助。

通信作者：

張騫，男，博士，副教授，主要研究方向為軌道動力學。E-mail：figozq100@sina.com

道岔是實現高速列車從一股軌道轉入或越過另一股軌道的線路設備，是保證列車高速運行平穩性和安全性的關鍵基礎設施。隨著中國高速鐵路的不斷發展以及運行環境復雜程度的提升，傳統多剛體仿真模型已無法確保仿真結果的精確性，為了保證車輛過岔的安全性，有必要建立車輛—道岔精細化動力學耦合模型，研究重載車輛—道岔耦合動力特性［1］。如利用柔性構架車輛模型，在通過道岔時與多剛體車輛模型進行動力學指標對比并分析了柔性構架的疲勞強度［2］。Chaar［3］分別建立了柔性輪對及柔性軌道模型，對比仿真計算測試結果可知，柔性體的仿真結果與實測結果更加接近，柔性輪軌接觸模型的輪軌接觸行為更加明顯［4］。為研究道岔區軌道幾何輪軌力，建立車輛—道岔剛柔耦合動力學模型，分析道岔區幾何不平順對車輛動力學性能的影響規律并提出了道岔軌道幾何不平順限值［5］，車輛—軌道耦合模型研究了城軌地震的報警閾值［6］。根據剛柔耦合動力學理論而構建的多柔性體車輛模型與剛性模型進行動力學仿真結果對比［7］。基于ANSYS和SIMPACK，建立CW-200柔性轉向架車輛模型，有效實現了剛體和柔性體之間耦合［8］，得出柔性輪對剛柔耦合拖車車輛模型的車輪受到的動載荷時間歷程更加準確并能更好預測車輪疲勞壽命［9］。在焊接結構振動疲勞壽命預測等領域，剛柔耦合模型應用也較為廣泛［10］，通過車輛—道岔動力相互作用耦合模型，評價了車輪與道岔鋼軌的動力相互作用［11］。剛柔耦合模型在磁浮車輛領域也有較為廣泛的應用，通過建立磁浮車輛—道岔梁耦合振動分析模型，分析了磁浮列車通過道岔主動梁的振動，證明了柔性主動梁更接近實際情況［12］，該模型同樣驗證了耦合系統在不同工況下的動態相互作用［13］。利用多剛體高速道岔車輛模型評價車輛過岔動力學指標，發現與實際運行結果存在偏差［14］。本文利用剛柔耦合理論，建立車輛—道岔剛柔耦合模型，對多剛體車輛—道岔模型及考慮輪對為柔性體的車輛—道岔剛柔耦合模型分別進行動力學仿真，分析安全性、輪軌動態相互作用、平穩性及輪軌接觸位置分布指標和兩種模型的動力學指標差異。

1 車輛—道岔剛柔耦合動力學模型

1.1 高速車輛多剛體模型

基于有限元軟件ANSYS和多體動力學軟件SIMPACK，建立了考慮輪對柔性的車輛—道岔剛柔耦合動力學模型，研究技術路線如圖1所示。

高速列車是一個復雜的多體系統，各個部件通過懸掛等結構建立關聯。建立模型時，將車輛主要結構部件簡化為剛體，包括1個車體、2個構架、4個輪對、8個軸箱組成，其中車體、構架、輪對均有6個自由度，軸箱與輪對之間有1個相對自由度，車輛模型共計50個自由度，具體見表1（車體c，構架fc，輪對wc，軸箱tc，i為個數），整車模型拓撲圖如圖2所示。

1.2 高速列車彈性輪對模型

運用有限元軟件ANSYS建立了高速車輛輪對實體有限元模型如圖3所示。在車輛系統車輪部件有限元模型中，子結構縮減時選取模型部分節點自由度作為主自由度，生成彈性部件的C-B模態集并導入SIMPACK中，如圖4所示。分析輪對模態，得到前30階彈性體振動模態，部分模態計算結果示例如圖5所示。

1.3 高速道岔模型

以中國350 km/h客專07（009）-18號無砟道岔為例，當車輛直向通過道岔時，尖/心軌側車輪將在轉轍器區由基本軌過渡至直尖軌，在轍叉區由直股翼軌過渡至長心軌，道岔關鍵斷面（轉轍器區和轍叉區）如圖6所示。

1.4 仿真模型對比

分別采用剛性與柔性輪對建立車輛—道岔剛柔耦合模型，比較不同車輛模型以400 km/h的速度通過5 000 m直線軌道時的動力學計算結果，模型數據采用的頻率為1 000 Hz。為更好體現剛性與柔性輪對在多波長復雜激勵下的響應，線路疊加了隨機不平順，計算時域結果如圖7所示。可知，采用柔性輪對在一定程度上影響車輛的動力學響應，主要體現在輪軌垂向力、輪軸橫向力、車體橫向和垂向加速度，各指標相應最大值仿真結果見表2。可以明顯看出剛性/柔性輪對中輪軌垂向力、輪軸橫向力波形結果存在一定差異，而車體橫向和垂向加速度結果波形則差異較小。

2 車岔耦合動力學響應分析

現對比分析高速車輛剛性和柔性輪對車輛模型分別以350 km/h直向通過18號道岔時的各項動力學性能指標，包括輪軌動態相互作用、安全性、平穩性以及輪軌接觸位置分布，其中左側車輪相關動力學指標對應直基本軌側，右側車輪相關動力學指標則對應曲基本軌—直尖軌與直股翼軌—長心軌側。

2.1 輪軌動態相互作用

（1）輪軌垂向力。前轉向架輪對基本軌側和尖軌側車輪兩個輪對共計4個車輪的輪軌垂向力分布如圖8所示。兩模型左側車輪輪軌垂向力分布基本相似，在轉轍器部分、轍叉部分兩處輪載過渡段前出現增載效應，兩車輛模型輪軌垂向力波形基本一致但峰值略有不同；右側也是如此，即隨著曲基本軌、直股翼軌的向外彎折而呈現減載趨勢。4個車輪輪軌垂向力均在轉轍器部分、轍叉部分顯著波動，在輪載過渡段達到最大值。其中，兩模型前轉向架前輪對和后輪對的左側車輪在轉轍器部分的輪軌垂向力最大值分別為69.09 kN、69.07 kN、70.03 kN、69.78 kN，右側車輪輪軌垂向力最大值分別為72.1 kN、72.15 kN、71.01 kN、72.83 kN；兩模型前轉向架前輪對和后輪對的左側車輪在轍叉部分輪軌垂向力最大值分別為71.53 kN、71.74 kN、71.78 kN、73.93 kN，右側車輪輪軌垂向力最大值分別為85.81 kN、85.27 kN、82.57 kN、93.37 kN。

因此，350 km/h時速下，前轉向架前輪對右側剛性輪對輪軌垂向力最大值大于柔性輪對車輛模型，前轉向架前輪對左側車輪及前轉向架后輪對最大值剛性輪對車輛模型均小于柔性輪對車輛模型，且同一轉向架后輪對的輪軌垂向力最大值基本大于前輪對的輪軌垂向力最大值。

（2）輪軌橫向力。高速車輛以350 km/h直向通過道岔時，兩模型前轉向架兩個輪對的輪軌橫向力分布如圖9所示。

與輪軌垂向力的分布規律類似，輪軌橫向力也在轉轍器部分和轍叉部分因輪載過度作用產生明顯波動，且達到該部分最大。其中，兩模型前轉向架前輪對和后輪對左側車輪在轉轍器部分的輪軌橫向力最大值分別為0.98 kN、1.01 kN、1.09 kN、1.16 kN，右側車輪輪軌橫向力最大值分別為1.88 kN、2.08 kN、1.63 kN、1.94 kN；轍叉部分兩模型左側車輪輪軌橫向力最大值分別為1.35 kN、1.28 kN、1.58 kN、2.17 kN，右側車輪輪軌橫向力最大值分別為4.25 kN、4.32 kN、3.91 kN、4.36 kN。

（3）輪軸橫向力。兩模型前轉向架兩個輪對的輪軸橫向力分布如圖10所示。輪軸橫向力是由該輪對兩側車輪輪軌橫向力代數加和所得，分布規律與輪軌橫向力基本相似。其中，兩模型前轉向架前輪對和后輪對在轉轍器部分的輪軸橫向力最大值分別為1.15 kN、1.59 kN、1.14 kN、1.59 kN，轍叉部分的輪軸橫向力最大值分別為3.22 kN、3.31 kN、3.3 kN、3.63 kN。轉轍器部分輪軸橫向力最大值要明顯大于轍叉部分輪軸橫向力最大值。與輪軌橫向力最大值分布相似，剛性輪對模型與柔性輪對模型最大值相差較小，說明柔性輪對模型對輪軸橫向力影響較小。

2.2 安全性指標

（1）脫軌系數。兩模型前轉向架兩個輪對的脫軌系數如圖11所示。脫軌系數與輪軌動態相互作用變化規律基本保持一致，主要體現在轉轍器部分和轍叉部分變化明顯，連接部分則相對平緩。兩模型前轉向架前輪對、前轉向架后輪對左側車輪在轉轍器區的脫軌系數最大值分別為0.014、0.015、0.016、0.017，右側車輪脫軌系數最大值分別為0.027、0.029、0.024、0.029；轍叉部分左側車輪的脫軌系數最大值分別為0.019、0.018、0.023、0.032，右側車輪脫軌系數最大值分別為0.047、0.047、0.037、0.045。

（2）輪重減載率。兩模型前轉向架兩個輪對的輪重減載率如圖12所示。道岔區段結構固有的不平順同樣使輪重減載率在轉轍器部分與轍叉部分均存在明顯的波動，其中轉轍器部分波動更加明顯，而在轍叉部分的峰值則顯著大于在轉轍器部分的峰值。其中，剛性輪對車輛模型的前轉向架前輪和后輪對在轉轍器部分的輪重減載率最大值分別為0.043、0.039，柔性輪對車輛模型的最大值分別為0.037、0.028；剛性輪對車輛模型在轍叉部分的的輪重減載率最大值分別為0.17、0.163，柔性輪對的最大值分別為0.07、0.057。

對比兩種模型的輪重減載率最大值可知，剛性輪對車輛模型及柔性輪對車輛模型兩車輛模型輪重減載率波形基本一致，轉轍器區兩模型輪重減載率最大值基本一致，轍岔區剛性輪對車輛模型輪重減載率最大值大于柔性輪對車輛模型。

2.3 車體振動加速度

（1）車體垂向振動加速度。兩模型車體垂向振動加速度如圖13（a）所示。可知，兩模型車體垂向振動加速度隨里程的變化規律基本一致，即在進入道岔區域后均呈現明顯的波動。其中剛性輪對車輛模型車體垂向振動加速度最大值為0.012 m/s2，柔性輪對的最大值為0.014 m/s2。兩模型車體垂向加速度波形基本一致，最大值相差較小。且兩模型車體垂向振動加速度最大值均小于規范限值2.00 m/s2，即滿足相關要求。

（2）車體橫向振動加速度。如圖13（b）所示，與車體垂向振動加速度的變化規律相似，車體橫向振動加速度也在進入道岔區段后呈現明顯變化。兩模型車體橫向振動加速度均在轉轍器部分達到最大，隨后在連接部分及轍叉部分存在小范圍波動。其中剛性輪對車輛模型車體橫向振動加速度最大值為0.018 m/s2，柔性輪對車輛模型的最大值為0.017 m/s2。兩模型波形變化基本一致，最大值相差較小，且兩模型車體橫向振動加速度最大值均小于規范限值1.50 m/s2，滿足安全要求。

2.4 輪軌接觸位置分布

（1）輪軌接觸位置垂向分布（鐵路車輛的車輪與鐵軌之間在橫向（即垂直于鐵軌的方向）的接觸位置分布情況）。兩模型前轉向架兩個輪對的輪軌接觸位置垂向分布如圖14所示。隨著里程的增加，左側車輪輪軌接觸位置分布基本無變化，而右側車輪輪軌接觸位置則在轉轍器部分、轍叉部分兩處輪載過渡段有明顯變化；其中，兩模型前轉向架前輪對和后輪對右輪輪軌接觸位置最大值在轉轍器部分分別為0.97 mm、0.98 mm、1.02 mm、1.01 mm，在轍叉部分則分別為1.05 mm、1.06 mm、1.09 mm、1.01 mm。

（2）輪軌接觸位置橫向分布（車輪與鐵軌之間在垂直方向上的接觸位置分布情況）。兩模型前后轉向架兩個輪對的輪軌接觸位置橫向分布如圖15所示。輪軌接觸位置橫向分布與輪軌接觸位置垂向分布呈現相似相似的特點，即左側車輪輪軌接觸位置橫向分布也基本不變，右側車輪輪軌接觸位置則因輪載過渡段而出現兩次改變。其中，兩模型前轉向架前輪對和后輪對的右輪輪軌接觸位置最大值在轉轍器部分分別為26.75 mm、26.77 mm、26.67 mm、26.76 mm，在轍叉部分則分別為28.09 mm、28.5 mm、27.89 mm、28.23 mm。時速350 km/h時，兩車輛模型的輪軌接觸位置橫向分布規律基本一直，且最大值相差較小。

3 結果與分析

車輛模型通過18號道岔時，右側道岔側的動力響應數據差異較為明顯，選取的指標包括輪軌垂向力、輪軸橫向力、脫軌系數、輪重減載率、車體橫向/垂向振動加速度和輪軌接觸垂向/橫向接觸位置分布，相關動力學指標最大值見表3。結果差異主要體現在車輛通過轍叉區時的動力響應，尤其是輪軌垂向力、輪軸橫向力和輪重減載率，主要原因在于轍叉區道岔自身結構存在短波不平順且剛性輪對高速列車模型輪對剛度大于柔性輪對高速列車輛模型，使得車輛過岔時更容易出現較大的動力響應。兩模型在車體振動加速度以及輪軌接觸位置分布動力響應結果差異較小，因為車輛構架會對產生的高頻響應進行濾波，兩模型對車體振動影響較小。因此，考慮柔性輪對的高速列車模型對于輪軌動態相互作用較為明顯。

4 結論

本文對比分析了剛性輪對高速車輛模型及柔性輪對車輛模型以350 km/h速度直向通過18號道岔時的各項動力學性能指標。剛性輪對車輛模型輪軌垂向力在右側/尖軌側轉轍器及轍叉區處極值大于柔性輪對車輛模型；輪軌橫向力及輪軸橫向力兩模型結果波形基本一致且極值相差較小；剛性輪對車輛模型在轍叉區最大值略大于柔性輪對車輛模型。剛性輪對車輛模型的脫軌系數在轍叉區處的最大值略大于柔性輪對車輛模型，且兩模型都滿足規范限值要求；對輪重減載率，兩模型結果波形基本一致，但剛性輪對車輛模型在轍叉區處的最大值大于柔性輪對車輛模型，兩模型輪重減載率都滿足規范限值要求。車體振動加速度方面主要分析了車輛模型的橫向及垂向振動加速度，兩模型的橫向/垂向振動加速度在轉轍器及轍叉區處的極值相差較小且兩模型結果波形基本一致；輪軌接觸位置分布主要分析了兩車輛模型前轉向架兩個輪對的輪軌接觸位置橫向/垂向分布，兩模型在橫向/垂向位置分布中結果波形基本一致，極值相差較小，表明柔性輪對車輛模型對于輪軌接觸位置分布的影響較小。

參考文獻

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Dynamic" Response of Flexible Wheelset High-speed Train Passing Through Turnouts

LIU Yan-zhang1， SUN Jia-lin2， LI Wen-bin1， PENG Qi-yu1， ZHANG Qian1，3

（1. College of Mechanical and Electrical Engineering， Qingdao University， Qingdao 266071， China;

2. Infrastructure Inspection Research Institute， China Academy of Railway Sciences Co.， LTD.， Beijing 100081， China;

3. National Engineering Laboratory for High-speed Train System Integration， CRRC Qingdao Sifang Co.， LTD.， Qingdao 266111， China）

Abstract：

To research the dynamic response of high-speed trains passing through turnouts under the condition of flexible wheelsets，a rigid-flexible coupling dynamic simulation method was adopted. Based on the CRH380 high-speed train model， a vehicle-switch and rigid-flexible coupling dynamic model was established under the condition of flexible wheelsets. Taking the flexible wheelset high-speed train model as the research object， through switch 18， the safety" of vehicle models under the condition of wheelset flexibility and full rigid structure，" wheel-rail dynamic interaction， vehicle vibration acceleration and wheel-rail contact position distribution index of the vehicle model were analyzed. The simulation results show that the flexible wheelset high-speed train model is a significant impact on the wheel rail dynamic interaction of the vehicle， and is a relatively small impact on dynamic indicators such as safety， vehicle vibration acceleration， and wheel rail contact position distribution.

Keywords：

high-speed train; flexible wheelset; rigid-flexible coupling; high-speed turnout