統(tǒng)一轉(zhuǎn)向架動力學(xué)研究

史 炎

(西南交通大學(xué) 牽引動力國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室， 成都 610031)

現(xiàn)有動車組型號過多，技術(shù)標(biāo)準(zhǔn)不統(tǒng)一，零部件難以互換。筆者設(shè)計(jì)了統(tǒng)一轉(zhuǎn)向架，并作了兩節(jié)車連掛動力學(xué)計(jì)算，達(dá)到了預(yù)期結(jié)果。統(tǒng)一轉(zhuǎn)向架編組列車各節(jié)車之間基本上無高度差，省去了車鉤高度尺寸調(diào)整工藝環(huán)節(jié)。

1 統(tǒng)一轉(zhuǎn)向架結(jié)構(gòu)

現(xiàn)在的動車組采用動車與拖車編組，動車轉(zhuǎn)向架負(fù)責(zé)牽引和高速時(shí)電制動，拖車轉(zhuǎn)向架負(fù)責(zé)低速時(shí)機(jī)械制動。統(tǒng)一轉(zhuǎn)向架的理念是將動與拖的概念同時(shí)引入同一個(gè)轉(zhuǎn)向架，即一個(gè)轉(zhuǎn)向架包括一個(gè)動軸與一個(gè)拖軸，這樣的轉(zhuǎn)向架兼?zhèn)潋?qū)動力、制動力，實(shí)現(xiàn)了前、后車體牽引、制動同步，理論上車體之間不存在作用力，因此車鉤不受力，只是起到一個(gè)隔離作用。

如圖1所示，將動車轉(zhuǎn)向架的一半與拖車轉(zhuǎn)向架的一半組合在一起形成統(tǒng)一轉(zhuǎn)向架。由于驅(qū)動裝置比制動裝置重，動軸的承重大些。按照CRH2動車組參數(shù)，動車轉(zhuǎn)向架重7.5 t，拖車轉(zhuǎn)向架重7.0 t，換算到統(tǒng)一轉(zhuǎn)向架，動軸比拖軸重0.25 t，按軸重13 t計(jì)算，動軸軸重比拖軸軸重大1.9%，屬于可接受范圍，文中的動力學(xué)計(jì)算采用此方式。如果苛求軸重一致，可用多種方法配平，例如在拖軸端加配重、利用杠桿原理改變車體支點(diǎn)等，其中杠桿法最簡單，即將空氣彈簧安裝座向拖軸一側(cè)平移若干距離。

圖1 統(tǒng)一轉(zhuǎn)向架結(jié)構(gòu)示意圖

每節(jié)車兩個(gè)統(tǒng)一轉(zhuǎn)向架的4個(gè)輪對按拖軸、動軸、動軸、拖軸的順序布置，在一列車?yán)?，一?jié)車不論那一端與前車相連這個(gè)順序都不會改變，從而減小了編組難度，如圖2所示。

圖2 兩個(gè)統(tǒng)一轉(zhuǎn)向架車下排列

2 動力學(xué)模型

運(yùn)用SIMPACK多體動力學(xué)軟件先建立帶兩節(jié)車體的列車動力學(xué)通用模型，如圖3所示，它包括2個(gè)車體，4個(gè)轉(zhuǎn)向架，16個(gè)軸箱。不考慮車體、轉(zhuǎn)向架構(gòu)架、車輪等部件本身的彈性變形，將列車視為一個(gè)復(fù)雜的多剛體、多自由度的非線性振動系統(tǒng)，各剛體通過彈簧和減振器相互連接。車輛的懸掛參數(shù)和踏面見表1[1]。

表1 轉(zhuǎn)向架的結(jié)構(gòu)參數(shù)

圖3 通用列車動力學(xué)模型

車體之間使用5號力元件連接，使用93號力元件按需驅(qū)動車軸。按列車總質(zhì)量相同的原則，將列車動力學(xué)通用模型各部件質(zhì)量賦與不同的值形成兩種不同的模型。

動車組：拖車在前，動車在后，分別修改動車、拖車車體質(zhì)量，第5位軸～第8位軸分別受到93號力元件縱向力作用。

統(tǒng)一轉(zhuǎn)向架編組：每節(jié)車質(zhì)量為動車、拖車質(zhì)量的平均值；第2位軸、第3位軸、第6位軸、第7位軸受到93號力元件縱向力作用；驅(qū)動單元比制動單元多出的0.25 t質(zhì)量加到動軸上。

2.1 中間車鉤緩沖器特性曲線

按文獻(xiàn)[2]設(shè)定中間車鉤緩沖器特性曲線,如圖4示。

2.2 列車牽引力

參考文獻(xiàn)[3]設(shè)定牽引電機(jī)額定轉(zhuǎn)矩M=1 640 Nm，車輪半徑r=0.43 m，傳動齒輪箱主、從齒輪齒數(shù)比為85/28，轉(zhuǎn)動比i=3.04，齒輪轉(zhuǎn)動效率η=0.97。

根據(jù)輪周牽引力計(jì)算公式：

計(jì)算出每個(gè)動軸產(chǎn)生的牽引力為11.23 kN，假設(shè)電機(jī)啟動10 s后達(dá)到額定轉(zhuǎn)矩，電機(jī)牽引力曲線如圖5所示，SIMPACK中規(guī)定牽引力曲線為負(fù)值、制動力曲線為正值。

圖4 中間車鉤緩沖器力—位移曲線

圖5 電機(jī)牽引力曲線

2.3 平穩(wěn)性評價(jià)

采用GB/T5599-1985《鐵道車輛動力學(xué)性能評定和試驗(yàn)鑒定規(guī)范》標(biāo)準(zhǔn)，按照Sperling平穩(wěn)性指標(biāo)評定車輛運(yùn)行平穩(wěn)性。在每節(jié)車地板距前轉(zhuǎn)向架中心橫向1 m處布置一個(gè)傳感器分析平穩(wěn)性，前車傳感器記為S1，后車傳感器記為S2。我國對Sperling指標(biāo)分級進(jìn)行了簡化，客車平穩(wěn)性等級如表2所列。

表2 平穩(wěn)性評定指標(biāo)等級表

2.4 舒適度指標(biāo)

國際標(biāo)準(zhǔn)化組織 (ISO) 在綜合了大量有關(guān)人體承受全身振動的研究工作和文獻(xiàn)的基礎(chǔ)上，制訂了國際通用標(biāo)準(zhǔn)(ISO 2631-74)《人體承受全身振動的評價(jià)指南》，一般采用ISO 2631基本的評價(jià)方法，即用加權(quán)均方根值加速度表示舒適度限制，按式(1)計(jì)算。

(1)

式中：Aω為權(quán)加速度有效值；aω(t)為時(shí)間函數(shù)的加權(quán)加速度；T為測量時(shí)間長度。ISO 2631舒適度限制標(biāo)準(zhǔn)對x、y、z三個(gè)方向都做了評判，適合作對比分析，各方向振動舒適度指標(biāo)如表3所示。

表3 ISO 2631舒適度標(biāo)準(zhǔn)

在每節(jié)車地板中心處布置一個(gè)傳感器分析舒適度，前車傳感器記為C1，后車傳感器記為C2。

3 結(jié)果分析

3.1 非線性臨界速度

列車以一個(gè)遠(yuǎn)高于臨界速度的初速度通過一段有橫向正弦激勵的軌道完全振蕩起來，然后恢復(fù)在光滑線路上運(yùn)行。用5號力元在大地與車體之間施加一個(gè)恒定或遞增阻力為列車降速，恒定阻力法：給縱向名義力賦值；遞增阻力法：給縱向剛度賦值。以橫向位移收斂最慢的輪對為準(zhǔn)，其收斂時(shí)的速度即為列車的非線性臨界速度。文中計(jì)算采用遞增阻力法，縱向剛度賦值20 N/m，列車初速度600 km/h。

兩種列車第5輪對臨界速度最低，統(tǒng)一轉(zhuǎn)向架編組非線性臨界速度365.0 km/h，動車組非線性臨界速度343.0 km/h，如圖6所示，統(tǒng)一轉(zhuǎn)向架編組臨界速度略高于動車組。

圖6 列車非線性臨界速度

3.2 起動工況

不加激擾，列車起動加速，電機(jī)達(dá)到額定轉(zhuǎn)矩后，動車組車鉤力穩(wěn)定在21.2 kN，統(tǒng)一轉(zhuǎn)向架編組的車鉤力回復(fù)到零。牽引力穩(wěn)定后，統(tǒng)一轉(zhuǎn)向架編組的車鉤力最大振蕩幅度為122 N，遠(yuǎn)低于動車組的車鉤力，如圖7所示。

列車從起動到速度10 km/h，統(tǒng)一轉(zhuǎn)向架編組加速度達(dá)到了0.41 m/s2，用時(shí)11.06 s，如圖8所示。

圖7 起動工況車鉤力對比

圖8 統(tǒng)一轉(zhuǎn)向架編組加速度

3.3 平穩(wěn)性和舒適度

在直線道路上輸入一段德國高干擾譜作為激勵，列車速度在100 km/h、150 km/h、200 km/h、250 km/h、300 km/h時(shí)加速行駛一段時(shí)間，加速度為0.41 m/s2。

圖9、圖10分別給出了加速狀態(tài)下列車以不同速度通過直線線路時(shí)Sperling平穩(wěn)性指標(biāo)，隨著速度增大，車體橫向和垂向平穩(wěn)性指標(biāo)呈上升趨勢。相同速度下，動車組的前后車體橫向和垂向平穩(wěn)性指標(biāo)偏差比較大，前車體比后車體平穩(wěn)，橫向平穩(wěn)性指標(biāo)變化范圍為2.349～2.678，垂向平穩(wěn)性指標(biāo)化范圍為2.080～3.498；統(tǒng)一轉(zhuǎn)向架編組前后車體橫向和垂向平穩(wěn)性指標(biāo)基本相同，介于動車組的前后車體橫向和垂向平穩(wěn)性指標(biāo)之間，橫向平穩(wěn)性指標(biāo)變化范圍為2.375～2.636，垂向平穩(wěn)性指標(biāo)化范圍為2.087～3.096。兩種列車的橫向平穩(wěn)性指標(biāo)都合格；速度達(dá)到200 km/h以上時(shí)，動車組垂向平穩(wěn)性指標(biāo)不合格，統(tǒng)一轉(zhuǎn)向架編組在速度300 km/h時(shí)，垂向平穩(wěn)性指標(biāo)才到不合格的邊緣。

圖9 橫向平穩(wěn)性指標(biāo)隨車速變化圖

圖10 垂向平穩(wěn)性指標(biāo)隨車速變化圖

圖11～圖13分別給出了加速狀態(tài)下列車以不同速度通過直線線路時(shí)ISO 2631標(biāo)準(zhǔn)下的舒適度指標(biāo)。速度低于300 km/h，兩種列車各方向舒適度值均小于1級指標(biāo)0.315，人體感覺非常舒適。統(tǒng)一轉(zhuǎn)向架編組前后車體各方向舒適度值保持一致，介于動車組的前后車體各方向舒適度值之間。

圖11 縱向舒適度隨車速變化圖

圖12 橫向舒適度隨車速變化圖

圖13 垂向舒適度隨車速變化圖

3.4 曲線工況

比較兩種編組方式在低速與高速時(shí)的曲線通過性能，對線路全程施加德國高干擾譜。以低速90 km/h速度通過300 m曲線半徑的線路，其緩和曲線長100 m，圓曲線長200 m，曲線超高0.2 m。以高速220 km/h速度通過1 000 m曲線半徑的線路，其緩和曲線長300 m，圓曲線長200 m，曲線超高0.4 m。從車鉤力、整車磨耗功率、脫軌系數(shù)、輪軸橫向力方面對比分析兩種列車的性能，脫軌系數(shù)取最大值，輪軸橫向力取圓曲線段的RMS值。

如圖14所示，列車通過曲線的速度不論是高速還是低速，統(tǒng)一轉(zhuǎn)向架編組的車鉤力只與線路干擾有關(guān)；而動車組的車鉤力由兩部分組成：線路干擾，動車對拖車的推力。

不論是高速還是低速，統(tǒng)一轉(zhuǎn)向架編組的整車磨耗功率稍微低于動車組的，輪軌磨耗程度相當(dāng)，如圖15所示。

如圖16所示，低速時(shí)，兩種編組各軸脫軌系數(shù)相同；統(tǒng)一轉(zhuǎn)向架編組各軸的輪軸橫向力RMS值稍優(yōu)于動車組的。

圖14 曲線工況車鉤力比較

圖15 整車磨耗功率比較

圖16 低速時(shí)各軸動力學(xué)參數(shù)

如圖17所示，高速時(shí)，動車組的脫軌系數(shù)最大，發(fā)生在動車組的第1位軸；統(tǒng)一轉(zhuǎn)向架編組各軸的輪軸橫向力RMS值優(yōu)于動車組的。

圖17 高速時(shí)各軸動力學(xué)參數(shù)

4 結(jié) 論

利用SIMPACK多體動力學(xué)軟件對兩種列車編組進(jìn)行模型建立和振動分析研究，通過對比分析初步得到如下結(jié)論：

(1)統(tǒng)一轉(zhuǎn)向架編組前后車體各方向平穩(wěn)性指標(biāo)、舒適度指標(biāo)基本相同，處在動車組前后車體各方向平穩(wěn)性指標(biāo)、舒適度指標(biāo)之間，從而提高了列車的整體平穩(wěn)性和舒適度。

(2)直線、曲線工況下，統(tǒng)一轉(zhuǎn)向架編組列車的車鉤力理論上為零，但是受線路不平順的影響導(dǎo)致前后車輛行駛不同步從而使車鉤拉伸或壓縮。激勵撤銷后，統(tǒng)一轉(zhuǎn)向架編組的車鉤力消失，而動車組的車鉤力大小為動車對拖車的推力。

(3)曲線工況下，統(tǒng)一轉(zhuǎn)向架編組與動車組對線路的磨耗程度相同；統(tǒng)一轉(zhuǎn)向架編組的動力學(xué)指標(biāo)與動車組相當(dāng)。