動車組變軌距轉向架方案設計及其動力學分析*

邵亞堂， 黃運華， 許紅江， 張隸新

(1 西南交通大學 機械工程學院， 成都 610031；2 中車唐山機車車輛有限公司 轉向架技術中心， 河北唐山 063035)

長期以來，由于多方面的原因，世界各國或地區(qū)間的鐵路運輸一直保持著多種軌距的現(xiàn)狀。據(jù)統(tǒng)計，自19世紀初開始出現(xiàn)鐵路以來，全世界目前一共有100多種不同的軌距，其分布于381～2 440 mm之間[1]。這些不同軌距的線路嚴重阻礙了跨國間及跨地區(qū)間的鐵路運輸和經貿活動的交流與發(fā)展。為進一步發(fā)揮鐵路運輸?shù)膬?yōu)勢，促進世界經濟的快速發(fā)展，解決不同軌距之間的國際聯(lián)運已勢在必行，而采用變軌距轉向架技術是解決軌距差異問題的最有效的方法[2]。近年來，隨著我國“一帶一路”戰(zhàn)略構想的不斷發(fā)展，絲綢之路經濟帶成為了我國的重大發(fā)展戰(zhàn)略，而亞歐大陸橋的鐵路運輸存在歷史遺留的軌距差異問題，這嚴重阻礙了“一帶一路”戰(zhàn)略構想的進一步實施。因此，為實現(xiàn)絲綢之路經濟帶鐵路的互聯(lián)互通，促進貿易運輸?shù)谋憬菪院徒洕?，我國亟需大力加強對變軌距轉向架的研制工作。

1 變軌距轉向架發(fā)展狀況

西班牙的變軌距轉向架研發(fā)最早也最典型，其變軌距技術成熟，運營經驗豐富。從最初1966年開發(fā)的Talgo變軌距轉向架，采用獨立旋轉車輪技術，到后來研發(fā)的運用于貨車的變軌距轉向架，由兩個半軸組成，并通過一個可伸縮軸連接[3]。近年來Taglo和德國Krauss-Maffei合作，開發(fā)出運用于內燃機車液力傳動的BT型可變軌距動力轉向架，其變軌距輪對的驅動裝置由車體上的電機驅動萬向軸傳動[4]。西班牙變軌距轉向架應用廣泛，在高鐵、城際、機車上都有應用，典型的高速變軌距列車有Talgo 250動力集中推挽型動車、Talgo XXI高速柴油機車及Talgo AVRIL大容量高速動車等[5-8]。

受西班牙變軌距技術的影響，世界各國紛紛研制這種效率高、過軌時間短的變軌距轉向架。日本在20世紀90年代提出了"可變軌距列車"計劃，主要為解決新干線1 435 mm準軌與傳統(tǒng)線路1 067 mm窄軌之間的聯(lián)運問題。其第一代變軌距列車GCT01主要采用E30型A方式變軌距轉向架，采用獨立旋轉車輪，通過螺栓將輪轂與電機轉子連接，車軸與電機定子固接不轉動，依靠輪對自身重力實現(xiàn)鎖緊/解鎖。為解決獨立旋轉車輪自身缺乏導向能力致使橫向力較大，及在1 067 mm曲線路段輪緣磨耗嚴重等問題，日本在車體與轉向架之間加設輪對導向機構，并運用在RT-X5和RT-X7轉向架上進行滾振試驗?；谠囼灁?shù)據(jù)，研發(fā)設計了RT-X9和RT-X10迫導向軌距可變轉向架[9]。之后日本開發(fā)了傳統(tǒng)輪對形式E30 B方式的RT-X11變軌距轉向架，并不斷優(yōu)化輪對結構。日本在2006年研發(fā)出了第2代GCT01-200變軌距動車組，又于2014年研發(fā)出第3代FGT變軌距動車組(如圖1所示)，并于2014年9月在予贊線開始了FGT-9000的測試。與此同時，德國BVV公司研制出了DBAG/Rafil V型變軌距輪對，波蘭公司ZNTK Poznań于上世紀90年代為波蘭國鐵PKP研發(fā)了SUW2000變軌距輪對，并應用于4RS/N型貨車轉向架和25AN/S型客車轉向架中，其結構如圖2所示[10]。瑞士PROSE則在2011年研制出了左右側梁橫移模式的EV09變軌距轉向架[11]。

圖1 日本第三代FGT變軌距動車組

1-軸承與軸箱體；2-支承環(huán)；3-外防護蓋；4-車輪；5-內防護蓋；6-彈性鎖爪；7-復位彈簧；8-自鎖螺母；9-彈簧安裝盤；10-車軸。圖2 SUW2000變軌距輪對

2 轉向架方案設計

由國外成熟的變軌距轉向架的結構特點可以看出，變軌距技術主要基于傳統(tǒng)輪對的車輪能夠沿車軸移動，或者獨立旋轉車輪隨軸承一起在車軸上移動。當軌距變化范圍較大時，考慮不同軌距下需滿足限界要求的制約因素，移動構架側梁來改變軌距相對于移動車輪改變軌距更容易實現(xiàn)。而對于1 435 mm/1 520 mm的變軌距轉向架來說，其輪對內側距變化范圍為87 mm(需要說明的是，根據(jù)1 520 mm軌距轉向架設計標準要求，其輪對內側距為1 440 mm，而我國1 435 mm軌距轉向架的輪對內側距為1 353 mm，變軌距轉向架是通過改變輪對內側距以適應不同軌距的要求，因此1 435 mm/1 520 mm變軌距轉向架在進行軌距變換時，左右車輪實際移動的距離為87 mm，而不是85 mm。)，單側僅移動43.5 mm，相對來說移動車輪更容易實現(xiàn)。國外如德國Rafil V型、波蘭SUW2000型變軌距輪對，均采用移動車輪的方式實現(xiàn)變軌。其次，由跨國聯(lián)運高速列車項目的頂層設計指標，對我國研制變軌距轉向架的速度等級有了更高的要求，即1 435 mm軌距最高運行速度需要達到400 km/h。眾所周知，轉向架最高運行速度對轉向架結構設計有相當重要的影響。因此，考慮到對運行速度的要求，基于現(xiàn)有標準動車組轉向架進行動車組變軌距轉向架的設計，其軌距主要滿足中蒙、哈薩克斯坦、俄羅斯等國之間第二亞歐大陸橋互聯(lián)互通的1 435 mm/1 520 mm軌距線路需求。變軌距轉向架主要性能參數(shù)如表1所示。

表1 動車組變軌距轉向架主要技術參數(shù)

2.1 轉向架各部件

變軌距轉向架的設計以標準動車組轉向架為基礎，將變軌距鎖緊機構設計在軸箱體中部，呈環(huán)槽式鎖緊，依靠地面變軌裝置觸發(fā)解鎖/鎖緊，軸箱體結構尺寸相比于標準動車組有所加大，轉向架結構圖如圖3所示。一系懸掛采用鋼彈簧和疊層橡膠彈簧頂層布置、一系垂向減振器外側布置的轉臂定位方式。構架采用H型焊接結構，由兩個側梁、一個動車整體式橫梁及各類安裝座組成，橫側梁通過連接座組焊而成，鋼板材質S355J2W+N，各類安裝座均為鍛件，鍛件材質Q345E。二系懸掛采用大曲囊空氣彈簧，通過錐形導柱與枕梁連接，二系懸掛各減振器布置與標動轉向架一致，僅安裝位置做相應調整。驅動裝置采用原有的電機架懸4點吊掛式，撓性浮動齒式聯(lián)軸節(jié)和一級減速齒輪方式傳扭，并設有電機橫向減振器，采用雙拉桿方式牽引。動力輪對采用兩輪盤制動，加設電機絲杠驅動梯形滑塊橫移的隨動機構，非動力輪對采用三軸盤制動方式。

在鎖緊機構的設計中，為保證1 520 mm軌距時車輪與軸箱不發(fā)生干涉，將一系彈簧橫向跨距加寬至2 086 mm。由于軸箱體尺寸加大，致使構架及二系懸掛安裝高度抬升65 mm，為保證車體地板面高度不變以適應站臺的要求，將疊層彈簧厚度由原來的65 mm減薄至50 mm，剛度和阻尼需通過動力學優(yōu)化重新確定。同時將構架端部鋼彈簧安裝座上升50 mm呈筒帽結構。經核實，在空氣彈簧無風和極端情況下，筒帽結構依然能滿足車體點頭及通過豎曲線時不與構架端頭碰撞。

1-輪對軸箱；2-鎖緊機構；3-構架組成；4-牽引電機；5-二系懸掛裝置；6-枕梁組成；7-輪盤制動裝置；8-齒輪箱。圖3 變軌距轉向架結構簡圖

為適應一系彈簧橫向跨距2 086 mm的要求，構架橫梁加長設計，使側梁跨距達到2 086 mm。側梁端頭一系減振器安裝座外移50 mm，保證了軸箱增大情況下減振器的安裝位置?？諝鈴椈蓹M向跨距同樣加寬至1 986 mm。位于枕梁上的抗蛇行減振器座、扭桿座均需單側外移43 mm以保證與構架對應安裝座的裝配位置。枕梁采用鑄鋁合金材料，內部空腔容積最小180 dm3，用作空氣彈簧的附加氣室，其與車體的連接螺栓中心跨距保持原有的3 000 mm。枕梁橫向尺寸無需加寬，從而保證了與現(xiàn)有CR400BF動車組車體的接口一致。由于在鎖緊機構設計時，考慮頂層指標要求，在不改動驅動裝置的情況下將鎖緊機構設計于車輪外側，保證了車輪內側驅動裝置不發(fā)生變化，因此驅動裝置采用原有的標動配置，無需重新設計和開發(fā)。

由于采用了傳統(tǒng)的平行軸驅動裝置，車輪內側再無空間布置軸裝制動盤，因此沿用標動轉向架的輪盤制動裝置，需考慮不同軌距情況下制動夾鉗的兼容問題，即在列車正常運行時制動夾鉗能固定，同時在軌距變換過程中又能跟隨車輪的橫移而隨動，這就需要在制動吊座位置加設隨動裝置。單純的機械鎖緊/解鎖裝置雖然簡單方便，無需信號控制，但如何觸發(fā)機械裝置解鎖、并在適宜的位置又能歸位鎖緊，這是夾鉗隨動裝置設計中的難題。相比較而言，對于控制技術成熟的今天，采用半主動控制方式則輕而易舉的解決了這樣的問題，如采用氣缸/油缸行程推動制動單元橫移的方式，電機帶動絲杠滑塊的橫移模式等。文中則選用伺服電機驅動絲杠帶動梯形滑塊橫移的模式實現(xiàn)制動裝置的隨動問題。

2.2 鎖緊機構方案

鎖緊機構設計在轉臂軸箱中部，呈U形環(huán)槽式，主要由兩側的鎖塊鎖緊，上表面環(huán)形凹槽則輔助鎖緊，其結構如圖4所示。軸箱體結構為上下分體式設計，即上部的軸箱轉臂和下部的轉臂箍，轉臂節(jié)點和上部軸箱轉臂一體設計，這樣更方便鎖緊機構的裝拆工藝。在車輪內側的輪轂位置設計有橡膠密封囊，呈折疊形狀，密封囊固定在鋼保持架上，保持架與車軸一起轉動，用于滑動套筒間隙面的防塵密封。車軸位置的輪座區(qū)與軸承座區(qū)僅為滑動配合，將花鍵套與滾子花鍵傳扭的方式布置于車軸端部，有效的避開了承載區(qū)與傳扭區(qū)的重疊，增強了滑套與車軸的壽命。在車軸端部與軸箱前蓋位置加裝測速齒輪，軸箱前蓋安裝防滑型WSP速度傳感器，磁性齒輪與傳感器探頭之間氣隙為0.9±0.5 mm。為防止變軌解鎖后車軸的橫向晃動，在車軸端頭與軸箱前蓋之間設雙列球軸承，同時軸端壓蓋和軸箱端蓋共同約束球軸承的橫移。在軸箱端蓋外側裝有方形端蓋，方便車軸檢修探傷時超聲波探頭的伸入。軸箱體的尺寸較大，因此裙板底架的設計需充分考慮不同軌距轉向架下部限界的要求，保證新輪及磨耗到限時候軸箱體結構均在限界以內。裙板底架由裙板座和承載底板組成，一方面裙板結構將鎖緊桿底架封裝起來，防塵又防雪；另一方面可微幅轉動的承載底板結構，解決了在空重車不同載重下，軸箱體點頭時下底面與支承軌貼合不水平的問題，減小了承載面的過度磨損。

1-軸箱前蓋；2-軸箱體；3-疊層彈簧；4-彈簧擋板；5-滑動套筒；6-軸箱后蓋；7-車輪；8-齒輪箱；9-密封止擋；10-雙列圓錐滾子軸承；11-滾輪；12-復位彈簧；13-支撐箱蓋；14-測速齒輪；15-球軸承；16-軸箱端蓋；17-方形端蓋；18-軸端壓蓋；19-花鍵套；20-輥子花鍵；21-支撐箱；22-U形鎖緊桿；23-鎖塊；24-球鉸襯套；25-球鉸；26-螺釘M10；27-鎖緊桿底架；28-承載底板；29-裙板座；30-速度傳感器。圖4 變軌距輪對結構方案圖

鎖緊機構的解鎖與鎖緊過程是通過地面解鎖軌的觸發(fā)實現(xiàn)的，其變軌動作需要與地面變軌設施共同完成。針對以上鎖緊機構配套的地面變軌設施，文獻[12]已做了詳細的設計與分析。同時，文獻[13]也就此類鎖緊機構的轉向架軌距變換過程做了說明。

3 車輛動力學性能分析

變軌距轉向架動力學參數(shù)相對于標動轉向架有一定的變動，最主要的變化則集中在輪對軸箱部分，其輪對質量由原來的1 516 kg增加至1 916 kg。再者，軌距的變化引起車輪的橫向移動，造成了輪對側滾慣量Ixx和搖頭慣量Izz的變化。在參考CR400BF動車組動力學參數(shù)的基礎上，依據(jù)設計的方案，對相關動力學參數(shù)進行了調整，并利用SIMPACK軟件建立變軌距車輛動力學模型。從實際情況出發(fā)，車輪踏面保持與標動轉向架踏面一致，同為LMB10踏面。在1 435 mm軌距時采用CHN60軌，軌底坡1∶40；1 520 mm軌距采用俄羅斯P65軌，軌底坡1∶20。其輪軌接觸幾何關系如圖5所示?？紤]到最高運營速度需達到400 km/h，其動力學性能應符合《200 km/h及以上速度級電動車組動力學性能試驗鑒定方法及評定標準》及《高速動車組整車試驗規(guī)范》(以下簡稱“《評定標準》”和“《規(guī)范》”)中的相關規(guī)定。

圖5 LMB10踏面與不同鋼軌的輪軌接觸線圖

3.1 運行平穩(wěn)性

變軌距轉向架車輛在兩種不同軌距線路運行時，車輛系統(tǒng)在不同速度等級應具有良好的平穩(wěn)性。文中仿真計算了車輛運行速度從160 km/h至440 km/h間隔變化的橫向平穩(wěn)性指標Wy和垂向平穩(wěn)性指標Wz，采用實測武廣譜作為軌道激擾，車輛在兩種軌距不同速度等級下的平穩(wěn)性指標如圖6所示。

圖6 變軌距轉向架車輛運行平穩(wěn)性指標

通過對圖6分析，可以看出兩種軌距下的橫向和垂向平穩(wěn)性指標均未超過2.5，滿足《評定標準》中的優(yōu)級標準及《規(guī)范》對客室平穩(wěn)性的要求。進一步分析發(fā)現(xiàn)1 435 mm軌距線路上的橫向平穩(wěn)性指標均大于1 520 mm軌距時的橫向平穩(wěn)性指標，這也證實了輪對在變軌至1 520 mm軌距時，滾動圓橫向跨距和軸徑中心距都橫向加寬，使車輛具有了更高的橫向舒適度。而車輛的垂向平穩(wěn)性指標差別不大，1 435 mm軌距線路時垂向平穩(wěn)性稍大于1 520 mm軌距線路，即寬軌線路的垂向平穩(wěn)性略優(yōu)于準軌線路，但效果不顯著，說明變軌距轉向架車輛軌距的變化對其垂向平穩(wěn)性的影響很小。

3.2 曲線通過安全性

為了使車輛曲線通過性能具有普遍性，在仿真計算車輛的曲線通過性能時設置了6種曲線工況，并各自對應不同速度等級，其圓曲線半徑和對應的速度分別為：2 500 m (160 km/h)、3 500 m(200 km/h)、4 500 m(250 km/h)、5 500 m(300 km/h)、6 500 m(350 km/h)和7 500 m(400 km/h)。根據(jù)我國TB 10621-2014《高速鐵路設計規(guī)范》中的相關規(guī)定，選取不同曲線工況下的欠超高均為90 mm。由于軌距的變化，為保證有相同的欠超高，這就導致了兩種軌距下的線路實設超高和緩和曲線長不相同。依然采用實測武廣譜作為軌道激擾，計算車輛在兩種軌距曲線上運行時的各安全性指標，其脫軌系數(shù)、輪軸橫向力和輪重減載率隨曲線半徑的變化情況如圖7所示。

對數(shù)據(jù)的分析可以看出，變軌距轉向架車輛在兩種軌距線路上不同曲線半徑下的脫軌系數(shù)和輪重減載率均滿足《評定標準》和《規(guī)范》中的要求。根據(jù)最小輪對靜軸重P0=117.749 kN，來計算輪軸橫向力允許限度Hlim=49.25 kN，因此圖7(b)中的輪軸橫向力也均未超過標準限度值。隨著曲線半徑的不斷增大，1 520 mm軌距線路車輛的脫軌系數(shù)和輪軸橫向力整體呈減小趨勢，但1 435 mm軌距線路在車速300 km/h(曲線半徑5 500 m)時橫向力出現(xiàn)激增，分析表明此工況車輛在進入圓曲線路段時出現(xiàn)了一小段橫向晃動引起的小幅蛇行，致使輪軸橫向力增加，也引起了脫軌系數(shù)突增至0.386，但隨后車輛的橫向晃動趨于收斂并駛出曲線路段。輪重減載率隨著曲線半徑的增大總體呈增大趨勢，是因為車輛在較高速度行駛時，軌道不平順產生的垂向激振較為劇烈，致使左右車輪出現(xiàn)了不同時的瞬間垂向沖擊，圖7(c)采集到的也是不同工況下輪重減載率的最大值。

圖7 變軌距車輛曲線通過性能隨曲線半徑變化情況

4 結束語

針對我國“一帶一路”倡議下的國際聯(lián)運現(xiàn)狀，設計出一種基于標準動車組的動車組變軌距轉向架，對轉向架各部件和鎖緊機構結構進行了說明，并對其動力學性能進行了仿真分析。分析結果表明，變軌距轉向架車輛在兩種不同軌廓、不同軌距的線路上運行時，其運行平穩(wěn)性和曲線通過性能均滿足相關規(guī)定要求。相對來說，主要對變軌距轉向架進行設計和動力學分析，其結構方案滿足可行性要求，而就其可靠性而言，還需要后期進一步加設變位監(jiān)控裝置和上車警報反饋裝置。再者，仿真分析中采用了現(xiàn)有踏面和現(xiàn)車懸掛參數(shù)，并未考慮現(xiàn)有踏面對兩種軌廓的適應性及懸掛參數(shù)對不同軌距的兼容性。針對這一方面的不足，則需要后期進行踏面的優(yōu)化或新踏面的研制，以及懸掛參數(shù)的優(yōu)化設計等?？傊?，在“一帶一路”倡議的背景下，研制適合我國國情的變軌距轉向架已變得尤為重要，文中的研究為我國變軌距轉向架的研發(fā)提供了一種行之有效的思路和方法。