懸掛式車輛導(dǎo)向輪最佳垂向位置分析計算*

呂 豪，王伯銘

(西南交通大學(xué) 機械工程學(xué)院，四川 成都 610031)

0 引言

懸掛式單軌車輛近年來得到了越來越多的關(guān)注與研究，因其不受地面交通影響、視野開闊、安全可靠等特點，在景區(qū)觀光、客運、貨運等方面得到了越來越廣泛的應(yīng)用。

懸掛式單軌車輛的曲線通過性能是評判轉(zhuǎn)向架設(shè)計是否合理的重要指標(biāo)之一，對其影響因素目前也有許多研究。文獻[1]的研究表明，導(dǎo)向輪導(dǎo)向力會隨著曲線通過速度和導(dǎo)向輪輪軌間隙的增大而增大，隨著導(dǎo)向輪剛度的增大而減小。文獻[2]研究了軌道超高、車體質(zhì)心高度、預(yù)導(dǎo)向力對車輛曲線通過性能的影響。文獻[3]的研究表明，日本千葉懸掛式單軌車輛的導(dǎo)向輪徑向力分別隨著車輛速度、走行輪側(cè)偏剛度的增加而增大。文獻[4]的研究表明，空氣彈簧水平剛度對轉(zhuǎn)向架的導(dǎo)向輪導(dǎo)向力有明顯的影響，水平剛度為0.01 MN/m時比0.1 MN/m時的最大導(dǎo)向力減少了63.2%。文獻[5]的研究表明，抗側(cè)滾扭桿對車輛平穩(wěn)性沒有較大影響，對曲線通過性能會有不利影響，抗側(cè)滾扭桿的剛度越大，車輛的抗風(fēng)能力越強。

本文從導(dǎo)向輪的垂向位置角度出發(fā)，利用Simpack動力學(xué)分析軟件探究導(dǎo)向輪在不同垂向位置下，懸掛式車輛的導(dǎo)向輪受力情況以及曲線通過性能，為轉(zhuǎn)向架中導(dǎo)向輪的設(shè)置提供參考數(shù)據(jù)。

1 懸掛式單軌車輛結(jié)構(gòu)

本文分析的懸掛式單軌車輛轉(zhuǎn)向架結(jié)構(gòu)如圖1所示，主要由“T”字型構(gòu)架1、走行輪2、輪邊電機14、一系橡膠彈簧13、空氣彈簧8、懸吊梁5以及吊架9等組成。構(gòu)架1與懸吊梁5之間由中心銷4連接，并在左右設(shè)有抗擺減振器10以及橫向止擋17，懸吊梁5與吊架9之間設(shè)有垂向減振器16、橫向減振器6、空氣彈簧8等設(shè)備，吊架9通過螺栓與車體固定，懸吊梁5通過牽引拉桿7與車體連接。

走行輪2的輪轂直接與輪邊電機14剛性連接，導(dǎo)向輪組12與輪邊電機14都安裝于輪組架3上，輪組架3與構(gòu)架1之間分別通過輪組架安裝座11和一系橡膠彈簧13彈性連接。本文的轉(zhuǎn)向架結(jié)構(gòu)中沒有設(shè)置穩(wěn)定輪，采用了四組導(dǎo)向輪(八個導(dǎo)向輪)來提供車輛轉(zhuǎn)向的導(dǎo)向力。橫向力的傳遞如下：車體將橫向力傳至吊架9，當(dāng)橫向力較小時可由空氣彈簧8傳至懸吊梁5，當(dāng)橫向力過大時，將由橫向止擋17傳至懸吊梁5，再通過中心銷4傳至構(gòu)架1，通過輪組架安裝座11以及一系橡膠彈簧13將橫向力傳至輪組架3，最后由導(dǎo)向輪組12傳至軌道梁。垂向力的傳遞如下：垂向力由車體傳至吊架9，通過空氣彈簧8傳給懸吊梁5，再通過中心銷4傳至構(gòu)架1，最后由一系橡膠彈簧13傳至輪組架3、走行輪2?？v向力的傳遞如下：縱向力由輪軌接觸發(fā)生，傳至輪組架3，通過輪組架安裝座11傳遞于構(gòu)架1，構(gòu)架1通過中心銷4傳至懸吊梁5，最后由牽引拉桿7傳至車體。

2 懸掛式單軌車輛動力學(xué)模型建立

2.1 懸掛式車輛轉(zhuǎn)向架拓撲構(gòu)型

根據(jù)轉(zhuǎn)向架結(jié)構(gòu)以及受力分析建立如圖2所示的轉(zhuǎn)向架拓撲構(gòu)型。圖2中，α、β、γ分別為對應(yīng)x、y、z軸的旋轉(zhuǎn)自由度;0表示該處鉸接點的6個自由度都被限制。

本文利用Simpack動力學(xué)仿真軟件建立模型，采用43號Bushing力元模擬牽引拉桿的橡膠節(jié)點、一系橡膠彈簧以及輪組架安裝座上的橡膠節(jié)點；采用18號Spring-Damper力元模擬導(dǎo)向輪與軌道梁接觸關(guān)系以及各方向上的止擋；采用253號輪胎力元模擬走行輪與軌道梁接觸關(guān)系；采用5號Spring-Damper力元模擬空氣彈簧；采用6號Spring-Damper力元模擬抗擺減振器、橫向減振器、垂向減振器。

1-構(gòu)架;2-走行輪;3-輪組架;4-中心銷;5-懸吊梁;6-橫向減振器;7-牽引拉桿;8-空氣彈簧;9-吊架;10-抗擺減振器;11-輪組架安裝座;12-導(dǎo)向輪組13-一系橡膠彈簧;14-輪邊電機;15-抗擺止擋;16-垂向減振器;17-橫向止擋

圖1懸掛式單軌車輛轉(zhuǎn)向架結(jié)構(gòu)

圖2 懸掛式車輛轉(zhuǎn)向架拓撲構(gòu)型

2.2 仿真參數(shù)以及工況設(shè)定

2.2.1 線路設(shè)置

國內(nèi)外的大量試驗結(jié)果表明，懸掛式車輛經(jīng)過曲線時，未平衡離心加速度aq=0.118g=1.16m/s2時，絕大多數(shù)乘客沒有不舒適的感覺[6]。本文中取aq=0.1g。

傳統(tǒng)鐵道車輛過曲線時乘客感受到的未平衡離心力加速度ag(m/s2)由式(1)計算:

(1)

其中：v為車輛曲線通過速度，m/s；R為曲線半徑，m；g為重力加速度，g=9.81 m/s2；h為外軌實設(shè)超高量，mm；S為走行軌面中心距，mm。

本文研究的懸掛式單軌車輛線路未設(shè)超高，故根據(jù)式(1)可推出曲線限制速度vmax(km/h)由式(2)表示：

(2)

本文設(shè)置線路曲線半徑為30 m，由式(2)計算可得，曲線限速為19.5 km/h。

本文的線路采用美國Ⅵ級譜作為路面激勵，分別設(shè)置在左、右走行軌以及導(dǎo)向軌上。

2.2.2 導(dǎo)向輪垂向位置

如圖3所示，本文以走行輪中心水平線為0，將導(dǎo)向輪在垂向平移±200 mm(向上為正，以50 mm為間距變化)，由此計算9組仿真模型。

懸掛式車輛其余部分參數(shù)如表1所示。

3 結(jié)果分析

本文以一節(jié)車兩個轉(zhuǎn)向架AW3工況下，車輛以19.5 km/h的速度通過30 m曲線(左轉(zhuǎn))為例進行仿真計算，得到的1位轉(zhuǎn)向架8個導(dǎo)向輪最大導(dǎo)向力見表2。由表2可知：在車輛通過曲線時，導(dǎo)向輪的垂向位置對前左、前右兩組導(dǎo)向輪力的影響明顯，前右導(dǎo)向輪作為車輛左轉(zhuǎn)時主要提供導(dǎo)向力的一組導(dǎo)向輪，在位于-200 mm位置時，其上、下輪受力最為平均，位置越高導(dǎo)向力差越大；隨垂向位置的改變后兩組導(dǎo)向輪受力情況幾乎不受影響，但是出現(xiàn)了同一組導(dǎo)向輪上、下兩個導(dǎo)向輪受力不均的情況(如圖4所示)，由于車輛在左轉(zhuǎn)通過曲線時走行輪偏載導(dǎo)致構(gòu)架整體向左側(cè)傾斜，使左側(cè)上與右側(cè)下導(dǎo)向輪接觸軌道梁。分析原因如下：①沒有設(shè)置穩(wěn)定輪，對構(gòu)架的傾擺運動抑制不明顯；②走行輪胎垂向剛度小。本例中單個導(dǎo)向輪的極限載荷為11 kN,因此在垂向位置0 mm～-200 mm時，導(dǎo)向輪滿足要求，在-200 mm時，前右一組導(dǎo)向輪受力情況最佳，上、下輪受力均勻。

表1 懸掛式車輛部分參數(shù)

表2 1位轉(zhuǎn)向架各導(dǎo)向輪受力

導(dǎo)向輪垂向位置對車輛曲線通過性能的影響如圖5所示。由圖5可知：輪重減載率隨著導(dǎo)向輪垂向位置的提高，總體上呈增加的趨勢，在-150 mm處輪重減載率最小，為0.11，在150 mm處最大，為0.23，但都小于0.6；導(dǎo)向輪垂向位置對走行輪最大垂向力有明顯影響，但是沒有變化趨勢，其中在0 mm、-200 mm、-150 mm以及100 mm處有較小值,分別為25 192 N、25 351 N、25 306 N、25 321 N，在200 mm處最大垂向力達到了27 629 N；導(dǎo)向輪最大導(dǎo)向力以及車體側(cè)滾角都隨著導(dǎo)向輪垂向位置的增大而增大，且都在-200 mm處得到最小值，分別為12 647 N、4.97°，在200 mm處達到最大值，分別為15 067 N、5.16°。

綜上所述，考慮到車輛運行時，走行輪充氣輪胎爆胎情況下，導(dǎo)向輪不得與軌道梁干涉，導(dǎo)向輪盡可能設(shè)置在轉(zhuǎn)向架的較低位置。導(dǎo)向輪垂向位置在-200 mm處時，該懸掛式車輛曲線通過性能達到較優(yōu)狀態(tài)。

4 結(jié)束語

本文利用Simpack分析了導(dǎo)向輪在不同的垂向位置對懸掛式車輛曲線通過性能各項指標(biāo)的影響，并得出了其各項指標(biāo)的變化趨勢，結(jié)合轉(zhuǎn)向架的具體結(jié)構(gòu)，確定了導(dǎo)向輪的最佳垂向位置，可為懸掛式車輛轉(zhuǎn)向架中導(dǎo)向輪的設(shè)置提供一定參考。

圖4 轉(zhuǎn)向架左傾示意圖

圖5導(dǎo)向輪垂向位置對車輛曲線通過性能的影響