多編組鉸接式膠輪電車結(jié)構(gòu)分析和試驗

馬 凱，徐洪德，陳秉智，劉 昱

(1.青島中車四方軌道車輛有限公司，山東 青島 266111；2.大連交通大學，遼寧 大連 116028；3.中車工業(yè)研究院有限公司，北京 100160)

傳統(tǒng)有軌電車采用鋼輪鋼軌系統(tǒng)，由輪軌間振動引起較高的噪聲，對城市生態(tài)環(huán)境影響較大。為克服噪聲大的缺點，近年來世界各地的研發(fā)機構(gòu)均進行膠輪電車的研發(fā)工作[1]。

城市軌道交通的膠輪電車系統(tǒng)目前主要有單軌系統(tǒng)、自動導向軌道系統(tǒng)和導軌式膠輪電車系統(tǒng)等模式。單軌系統(tǒng)和自動導向軌道系統(tǒng)均為一種車輛與專用軌道梁組合成一體運行的中運量軌道運輸系統(tǒng)，存在建設周期長、建設成本高、轉(zhuǎn)彎半徑大等缺點。在城市公共交通系統(tǒng)中，傳統(tǒng)的公共汽車存在著運量小、駕駛難度大、信息自動化程度低等缺點[2]。為了解決以上問題，加拿大龐巴迪公司于2000年研發(fā)出H型導向方式的膠輪電車(GLT)；法國NTL公司2006年研發(fā)出V型導向方式的Translohr膠輪電車。導軌式膠輪電車是一種采用橡膠車輪在常規(guī)路面上承載和驅(qū)動，由導向鋼輪沿著道路中間導軌引導車輛運行的有軌電車[3]。

本文研究的多模塊鉸接式膠輪電車為三輛編組結(jié)構(gòu)，采用膠輪走行部和單元式鉸接車體結(jié)構(gòu)，導向方式采用了防脫H型結(jié)構(gòu)；采用DC 750 V車載儲能裝置供電；100%低地板設計，客室內(nèi)實現(xiàn)無障礙貫通；通過的最小曲線半徑為15 m，最大爬坡能力為13%，最高運行速度為80 km/h；可以與社會車輛混合路權行駛。

1 導軌式膠輪電車架構(gòu)分析

導軌式膠輪電車采用懸浮車輛鉸接編組架構(gòu)。電車基本編組形式為“Mc1+ Tp+ Mc2”。其中，Mc為帶司機室的動車；Tp為帶受電弓的拖車[4]。端部車體底部布置動力走行部，中間車體與端部車體之間布置非動力走行部。圖1為導軌式膠輪電車架構(gòu)。表1為主要技術參數(shù)。

圖1 導軌式膠輪電車架構(gòu)圖

表1 導軌式膠輪電車主要技術參數(shù)

車體為多模塊通過鉸接機構(gòu)連接而成，搖架和鉸接機構(gòu)組成車體模塊的鉸接連接單元，同時也是車體與非動力轉(zhuǎn)向架的連接單元。端部車體與中間車體通過鉸接連接單元連接，形成一個鉸接式編組。圖2為車體編組結(jié)構(gòu)原理圖。

圖2 車體編組結(jié)構(gòu)原理圖

走行部(圖3)分為動力走行部和非動力走行部。動力走行部由門式軸橋(轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋)和導向機構(gòu)組成；非動力走行部由門式承載橋和導向機構(gòu)組成[4]。走行部與車體通過空氣彈簧、垂向液壓減振器等連接。采用雙拉桿牽引方式。

圖3 走行部示意圖

動力走行部的導向機構(gòu)通過轉(zhuǎn)軸與門式轉(zhuǎn)向驅(qū)動軸橋連接(圖4)，轉(zhuǎn)向臂與軸橋的轉(zhuǎn)向節(jié)連接，非動力走行部的導向機構(gòu)直接與門式承載橋連接。

圖4中可以看出，對于端部車，端部車體通過懸掛裝置坐落在動力走行部；當導向機構(gòu)的導向輪進入曲線導軌后，在導向輪與鋼軌橫向力作用下，使導向機構(gòu)圍繞轉(zhuǎn)軸相對軸橋轉(zhuǎn)動；在轉(zhuǎn)向臂的作用下，橡膠車輪也發(fā)生轉(zhuǎn)動，從而實現(xiàn)車輛的轉(zhuǎn)向。對于中間車，搖架通過懸掛裝置坐落在非動力走行部；當導向輪對著端部車進入軌道曲線后，在導向輪與鋼軌橫向力作用下，通過門式承載橋使橡膠車輪產(chǎn)生側(cè)向力，從而實現(xiàn)車輛的轉(zhuǎn)向。即該架構(gòu)下的動力走行部為主動轉(zhuǎn)向，非動力走行部為被動轉(zhuǎn)向。

圖4 走行部與車體關系簡圖

2 鉸接機構(gòu)的作用原理

由于電車主要在城市或郊區(qū)的公路上行駛，公路的路況相對鋼軌比較復雜。當橡膠輪胎經(jīng)過凸凹不平的坑道時，對于三輛編組的單元式鉸接車體，前、中、后三節(jié)車體會先后出現(xiàn)側(cè)滾，三節(jié)車體之間會形成較大的扭轉(zhuǎn)角度，這就要求前、中、后三節(jié)車體之間在鉸接點處關于縱向軸具有一定旋轉(zhuǎn)自由度來緩解鉸接處的受力。同時電車在運行過程中，會經(jīng)過坡道，這就存在前、中、后三節(jié)車體有一節(jié)車體已經(jīng)進入坡道，另外兩節(jié)車體仍處于水平路面上等情況，這時兩節(jié)車體之間形成一個夾角，這就要求前、中、后三節(jié)車體之間在鉸接點處關于橫向軸具有一定旋轉(zhuǎn)自由度。因此，在車體與貫通道之間的連接軸承需要選用，以繞垂直軸旋轉(zhuǎn)為主要旋轉(zhuǎn)自由度，同時在縱向軸和橫向軸也允許一定量的旋轉(zhuǎn)自由度，這才能保證車輛順利通過彎道、坑道、坡道等復雜線路情況。

圖5為下部固定鉸結(jié)構(gòu)，采用了鉸接軸承連接機構(gòu)，兩端與車體連接，為固定結(jié)構(gòu)；中部安裝在搖架上。保證固定鉸座通過鉸接軸承1繞垂直軸自由旋轉(zhuǎn)，與中間搖架之間通過鉸接軸承2繞垂直軸自由旋轉(zhuǎn)，在水平和橫向軸有一定的旋轉(zhuǎn)自由度，滿足了電車通過復雜線路的裝配自由度要求。

圖5 下部固定鉸結(jié)構(gòu)

在車體端部與搖架之間安裝抗側(cè)滾裝置來減小端部車體與貫通道之間的側(cè)滾角度；由于中間車體兩端連接的軸承都存在側(cè)滾方向的自由度，因此安裝三角拉桿式彈性抗側(cè)滾裝置來限制中間車體與搖架之間的側(cè)滾自由度；而端車與搖架之間可以允許車體發(fā)生點頭方向的運動，設置具有抗測滾裝置的自由鉸，如圖6所示。彈性鉸一端與車體連接；另一端通過關節(jié)軸承與搖架相連。車體在水平曲線運動時，彈性鉸圍繞搖架上的關節(jié)軸承1轉(zhuǎn)動；車體在豎曲線運動時，彈性鉸圍繞車體端的關節(jié)軸承2轉(zhuǎn)動。

圖6 上部鉸接結(jié)構(gòu)

3 車體運動過程分析

當端部車體進入水平曲線而第一個非動力走行部未進入曲線時，端部車體上部與彈性鉸圍繞關節(jié)軸承1共同旋轉(zhuǎn)；端部車體下部與固定鉸圍繞鉸接軸承1共同旋轉(zhuǎn)；實現(xiàn)車體轉(zhuǎn)動，如圖7(a)所示。

當端部車體與非動力走行部全部進入水平曲線時，搖架在走行部的作用力下將搖架轉(zhuǎn)動，形成搖架與車體端部平行的姿態(tài)，如圖7(b)所示。以此類推，車輛進入水平曲線；反之離開水平曲線。

當端部車體進入豎曲線時，固定鉸座圍繞鉸接軸承2轉(zhuǎn)動；彈性鉸圍繞著關節(jié)軸承2轉(zhuǎn)動；自由鉸的Z字型結(jié)構(gòu)在外力作用下，發(fā)生垂向轉(zhuǎn)動；從而端部車體相對中間車垂向轉(zhuǎn)動，進入豎曲線。以此類推，編組進入豎曲線；反之，編組離開豎曲線，如圖7(c)所示。

圖7 車體曲線轉(zhuǎn)動原理圖

4 車體運動關系仿真

利用MSC ADAMS多體系統(tǒng)動力學軟件，建立整車多單元運動學系統(tǒng)模型(圖8)。點線運動副簡化模型模擬導向輪與軌道的嚙合關系；旋轉(zhuǎn)運動副模擬縱向牽引桿連接關系；接觸單元模擬橡膠輪胎與地面的摩擦滾動；彈簧單元模擬空氣彈簧連接關系，球鉸模擬彈性鉸與自由鉸的連接關系[5]。

圖8 整車多單元運動學系統(tǒng)模型

計算時其端部車體下部的橡膠輪可以繞輪軸自轉(zhuǎn)，還可以通過導向輪的作用實現(xiàn)轉(zhuǎn)向；且假設橡膠輪的方向與其下部的導向輪方向一致。

4.1 小半徑平曲線(R15 m)線路通過分析

為考察車體結(jié)構(gòu)是否滿足小半徑平曲線通過，在MSC ADAMS中設計半徑為15 m的1/4圓模擬該車拐直角彎，如圖9(a)所示。檢查曲線通過過程中主要部件之間的干涉情況及最大轉(zhuǎn)動角。

圖9 小半徑平曲線通過模擬仿真計算

通過仿真計算可以得出，車體與走行部之間、車體與搖架之間均未發(fā)生干涉；通過圖9(b)和圖9(c)可以看出，車體與走行部之間的最大轉(zhuǎn)角為16.7°，兩車體之間最大轉(zhuǎn)角為27.4°[5]，為車體尺寸優(yōu)化提供依據(jù)。

4.2 R200 m豎曲線、13%坡道的通過分析

為考察車體結(jié)構(gòu)是否滿足小半徑豎曲線通過，在MSC ADAMS中設計半徑為200 m的豎曲線軌道。坡道的坡度為13%，根據(jù)相切原理，曲線長度為25.87 m，坡度為13%的坡道長取60 m，進行模擬計算，如圖10(a)所示。檢查排障器離地間隙和車體及搖架之間的轉(zhuǎn)角。

圖10 小半徑豎曲線通過模擬仿真計算

通過仿真計算可以得出，車體與走行部之間未發(fā)生干涉；通過圖10(b)和圖10(c)可以看出，排障器最小離地間隙為10.4 mm，端部車體相對于前搖架的轉(zhuǎn)角最大，為2.03°[5]；為關節(jié)軸承的選擇以及車體尺寸的優(yōu)化提供依據(jù)。

4.3 小半徑S形曲線通過分析

為考察車體是否滿足S形曲線通過，如圖11所示，在MSC ADAMS中設計半徑為15 m的S形曲線，軌道為兩個1/2圓相切連接(注：計算時不設S形曲線的夾直線)。檢查S形曲線通過過程中主要部件之間的干涉情況及相對的最大轉(zhuǎn)角。

圖11 小半徑S形曲線通過模擬仿真計算模型

通過仿真計算可以得出，車體與走行部之間未發(fā)生干涉；車體與走行部的相對轉(zhuǎn)角出現(xiàn)在前端部車體，最大轉(zhuǎn)角為16.8°；兩車體最大扭轉(zhuǎn)出現(xiàn)在后端部車體與中間車體之間，最大為28.0°[5]。

4.4 固定鉸受力分析

為了得到固定鉸垂向和橫向的受力狀態(tài)，在MSC ADAMS中計算不同工況下的鉸接裝置受力狀態(tài)?？紤]約束方程和系統(tǒng)的動力學方程，ADAMS利用帶拉格朗日乘子的拉格朗日第一類方程的能量形式求出約束反力的原理，采用NewMark逐步積分法，獲得載荷時間歷程，取最大載荷校核強度[6]。不同載荷狀態(tài)下，固定鉸鉸接軸承安裝孔處的最大垂向載荷為45 kN，最大橫向載荷為55 kN。

5 曲線通過試驗

車輛編組后，分別在15 m半徑曲線、S形曲線和200 m半徑豎曲線線路上進行試驗(圖12)。

圖12 車輛曲線通過試驗

試驗結(jié)果表明，在15 m半徑曲線線路通過時，車體與走行部無干涉；端部車體與橡膠車輪之間最小的間隙為100 mm。在S形曲線線路通過時，車體與走行部無干涉；端部車體與橡膠車輪之間的最小間隙為85 mm。在豎曲線線路通過時，車體與走行部無干涉；車體轉(zhuǎn)動無異響。

在試驗完成后，對固定鉸、自由鉸和彈性鉸進行了拆解檢查，鉸接裝置無損傷。