高速自適應轉向架主動徑向動力學性能分析

馮永華，公衍軍，田師嶠，羅湘萍

(1.中車青島四方機車車輛股份有限公司，山東 青島 266111；2.同濟大學，上海 200092)

為實現(xiàn)鐵路高速化，修建新的高標準線路，加大軌道曲線半徑，采用整體式道床等是最直接的途徑。目前我國高速鐵路“八縱八橫”已初具規(guī)模，然而隨著高速鐵路網(wǎng)絡密度的增加，與既有干線鐵路網(wǎng)絡的交織也愈發(fā)緊密，從而導致在某些區(qū)域修建高速鐵路的必要性與經(jīng)濟性之間的矛盾日益尖銳。為滿足我國全局運輸網(wǎng)絡的高效能、一體化發(fā)展需求，實現(xiàn)高速鐵路與既有線路的跨線運行模式，提高列車對不同線路的適應性，采用具有自適應功能的轉向架是有效途徑之一。這種自適應體現(xiàn)在轉向架既能保證在高速鐵路上高速運行的穩(wěn)定性，又能解決在既有小曲線線路上的輪軌磨耗問題。而傳統(tǒng)采用被動懸掛的轉向架無法滿足自適應的要求，因此主動徑向裝置作為一種可以有效解決上述矛盾的技術，便運用在了自適應轉向架上。

近年來輪對主動徑向概念的提出為轉向架的進一步發(fā)展提供了方向。Mei等[1-6]對轉向架主動徑向的控制策略進行了深入研究，對比了純滾線控制、輪對搖頭力矩控制、輪對相對搖頭角控制3種不同控制策略下的徑向效果。結果表明，3種控制模式均能大幅提高轉向架的曲線通過性能，使輪對以較合理的姿態(tài)通過曲線，最佳地利用輪軌間的蠕滑力，減小輪軌磨耗。并且嘗試將構架和輪對的搖頭、橫移解耦，采用模態(tài)控制器進行徑向控制，簡化了控制器的復雜度，亦取得不錯的效果。沈鋼[7-8]在國內(nèi)率先進行了主動徑向的理論研究，并初步設計了具備主動徑向功能的轉向架方案。近年來隨著電子、液壓、計算機等基礎工業(yè)技術的進步，對主動徑向系統(tǒng)研究也逐漸從理論轉向工程實踐。Matsumoto等[9-11]在車體和轉向架構架之間布置了一個主動導向機構，當車輛通過曲線時，作動裝置將轉向架構架調(diào)整到轉向架的徑向導向位置，從而提高了轉向架的曲線通過性能，同時還將主動徑向技術與磨耗型踏面優(yōu)化相結合，對主動徑向轉向架進行了多體動力學計算和滾動臺試驗，成果顯著。Hur等[12-15]完成了適用于城軌車輛的主動徑向系統(tǒng)理論研究、轉向架比例模型驗證、樣機試制及線路試驗，取得了較好的效果。田師嶠等[16-18]研究了電液伺服作動器動態(tài)響應特性對主動徑向功能的影響，并基于配備有主動徑向功能的實物樣車完成了不同徑向率下的主動徑向效果驗證試驗。

但上述工程研究均是針對運行速度較低的城軌車輛，無法滿足設計時速超過300 km的高速動車組的運用需求。因此，本文基于標準動車組平臺提出了一種適用于高速自適應轉向架的主動徑向裝置。首先通過軸箱結構改造并合理布置作動器，設計了軸箱定位與主動徑向功能集成的結構方案，分析了上述功能的實現(xiàn)原理并給出了方案的關鍵技術特征。隨后建立了動力學聯(lián)合仿真模型來分析自適應轉向架的曲線通過性能。最后針對驅動液壓缸可能出現(xiàn)的泄漏現(xiàn)象，分析了其對轉向架運行穩(wěn)定性的影響。

1 主動徑向裝置及一系懸掛方案設計

1.1 設計方案

圖1為適用于自適應轉向架的主動徑向裝置及一系懸掛方案三維結構。由圖1可見，該方案包括軸箱體、懸掛元件、驅動液壓缸(以下簡稱液壓缸)、液壓缸軸箱安裝座及液壓缸構架安裝座等。在軸箱體靠近構架的內(nèi)側面設計液壓缸軸箱安裝座，用于連接液壓缸。在構架下蓋板對應位置設置液壓缸構架安裝座。液壓缸兩端有橡膠關節(jié)，通過軸箱安裝座及構架安裝座與軸箱體和構架相連。

1.構架側梁；2.軸箱定位橡膠彈簧；3.液壓缸構架安裝座；4.驅動液壓缸；5.液壓缸自鎖閥；6.液壓缸軸箱安裝座；7.軸箱體。

1.2 關鍵技術特征

圖2為主動徑向裝置實現(xiàn)軸箱定位及主動徑向功能的原理，由圖2可知：

(1) 液壓缸不動作時，由自鎖閥實現(xiàn)被動自鎖，此時其可作為縱向輔助拉桿進行輔助定位；

(2) 液壓缸動作時，可驅動軸箱體繞頂端的軸箱定位橡膠彈簧偏擺從而進行輪對與轉向架間的縱向位移調(diào)整。由于偏轉點在頂端的軸箱定位橡膠彈簧附近，故由于偏轉行為形成的縱向位移較小。在不考慮牽引力、制動力的前提下，液壓缸動作時的外負載僅為頂端的軸箱定位橡膠彈簧及一系螺旋鋼彈簧的懸掛縱向復原力。而一系螺旋鋼彈簧的剪切剛度為較小值，其具體數(shù)值在后續(xù)給出。綜上所述，采用此種液壓缸參與輪對定位的主動徑向模式，可以大大降低其動作時的輸出力，有利于液壓缸結構的小型化、輕量化。

由圖2(a)可知，頂端的軸箱定位橡膠彈簧及液壓缸軸箱安裝座距離車軸中心線的距離分別為z1和z2，軸箱定位橡膠彈簧的縱向剛度為k1，液壓缸兩端橡膠關節(jié)的縱向剛度為k2，一系螺旋鋼彈簧的縱向剛度為k3。為實現(xiàn)液壓缸被動自鎖時對軸箱體下擺行為的約束，z1、z2、k1、k2及軸箱的縱向定位剛度kpx應滿足下式：

(1)

1.構架側梁；2.軸箱定位橡膠彈簧；3.軸箱體；4.液壓缸軸箱安裝座；5.驅動液壓缸；6液壓缸構架安裝座。

為保證轉向架的運行穩(wěn)定性，kpx=36 MN/m，k3=1 MN/m；由結構設計要求z1=280 mm，z2=70 mm。由式(1)可計算出k1=7 MN/m，k2=28 MN/m。

圖2(b)為自適應轉向架軸箱主動連接機構進行主動縱向位移調(diào)整時的工作原理。當液壓缸動作時，可驅動軸箱體繞頂端的軸箱定位橡膠彈簧偏擺從而調(diào)整輪對與轉向架間的縱向位移。當液壓缸動作時，頂端軸箱定位橡膠彈簧處的縱向位移為x1，產(chǎn)生的懸掛反力為F1，軸箱中心線處縱向位移為x2，產(chǎn)生的懸掛反力為F2，液壓缸動作位移為x3，液壓缸輸出力為F3。根據(jù)幾何關系、受力關系并結合能量法可得下列方程：

(2)

為使轉向架通過曲線時的磨耗最小，軸箱中心線的最優(yōu)縱向位移如式(3)所示[20]：

(3)

式中：a——一系橫向跨距之半；

b——轉向架軸距之半；

R——曲線半徑。

把各參數(shù)代入式(3)可求得液壓缸動作位移x3為：

(4)

2 自適應轉向架曲線通過性能分析

2.1 動力學模型

在SIMPACK&Simulink中建立具備主動徑向功能的整車動力學模型，如圖3所示。在SIMPACK中采用40號驅動鉸模擬液壓缸，其中該驅動鉸的位移在Simulink中計算。其方法為：根據(jù)SIMPACK的仿真數(shù)據(jù)得到車輛的實時位置，Simulink結合線路數(shù)據(jù)庫獲取實時線路曲線半徑R，再由式(4)計算出各液壓缸的動作位移，并考慮液壓缸響應滯后時間100 ms[21]，最后將液壓缸的動作位移x3輸入至SIMPACK中，形成如圖3(b)所示的仿真閉環(huán)。

整車動力學模型關鍵仿真參數(shù)如表1所示。

結合轉向架結構參數(shù)可計算出輪對處于徑向位置時液壓缸的動作位移x3=2.7 mm。再結合式(2)可求得無牽引力、制動力時的液壓缸輸出力F3=1.9 kN。

2.2 仿真結果分析

自適應轉向架分別以被動模式(液壓缸不動作)及主動徑向模式(液壓缸動作)通過曲線時液壓缸輸出力、輪對橫移量、輪對沖角、輪軌橫向力、輪對磨耗數(shù)如圖4所示。由圖4可知：

(1) 主動徑向模式下，液壓缸輸出力約為2.1 kN，與計算的理論值較為接近，誤差原因可能是在SIMPACK中，輪對軸箱具有6個自由度的運動，而理論計算中只考慮了縱向平移與旋轉2個自由度；

(2) 主動徑向模式下，導向軸輪對橫移量由被動模式下的9.4 mm變?yōu)?.1 mm，跟從軸輪對橫移量由被動模式下的-0.6 mm變?yōu)?.1 mm。即前后軸均朝外軌偏移至純滾線附近，改變了被動模式下前后輪對以較大橫移量通過曲線的姿態(tài)；

(3) 主動徑向模式下，導向軸輪對沖角由被動模式下的8.0 mrad變?yōu)?.3 mrad，跟從軸輪對沖角由被動模式下的0.5 mrad變?yōu)?.3 mrad。導向軸輪對沖角大幅降低，跟從軸輪對亦處于小沖角狀態(tài)。結合輪對橫移量可知，主動徑向模式下前后輪對均以較為理想姿態(tài)通過曲線；

(4) 主動徑向模式下，導向軸輪對外側輪軌橫向力由被動模式下的23.0 kN降至10.8 kN，導向軸輪對內(nèi)側輪軌橫向力由被動模式下的-8.9 kN降至-2.6 kN。導向軸內(nèi)外側輪軌橫向力均大幅降低，由于主動徑向功能對車輛垂向動力學性能幾乎沒有影響[20]，因此隨著輪軌橫向力的降低，輪軌脫軌系數(shù)也會降低，從而提高了曲線通過的安全性；

(5) 主動徑向模式下，導向軸輪對磨耗數(shù)由被動模式下的174.8 N降至16.4 N，跟從軸輪對磨耗數(shù)由被動模式下的50.7 N降至3.7 N。導向軸與跟從軸的輪對磨耗數(shù)均大幅降低。

圖4 自適應轉向架以被動模式及主動徑向模式通過曲線時各性能指標結果

圖5為自適應轉向架車輛通過不同半徑的曲線時各性能指標結果。由圖5可知，主動徑向模式下自適應轉向架的曲線通過性能相對于被動模式顯著提高。

圖5 自適應轉向架車輛通過不同半徑的曲線時各性能指標結果

3 主動徑向裝置對車輛運行穩(wěn)定性的影響分析

3.1 液壓缸泄漏對軸箱定位功能的影響

液壓缸依靠油路的密封性實現(xiàn)自鎖，進而保證輪對的縱向定位功能。但任何油路均無法做到長時間100%密封，液壓油泄漏后可能在液壓缸內(nèi)部形成空腔。在空腔內(nèi)，液壓缸活塞桿可自由移動，最終導致軸箱在此范圍內(nèi)失去縱向定位剛度。當空腔形成后，液壓缸提供的等效縱向定位剛度特性曲線如圖6所示。本文利用上節(jié)所建立的SIMPACK動力學模型研究空腔長度Δx對車輛運行穩(wěn)定性的影響。

圖6 液壓缸等效縱向定位剛度特性曲線

3.2 仿真結果分析

空腔長度Δx=0.25 mm時，輪對橫移量隨速度變化的典型曲線如圖7所示。輪對橫移量在速度為226.2 km/h時收斂，此速度即為車輛的非線性臨界速度。

圖7 輪對橫移量隨速度變化的典型曲線

不同液壓缸內(nèi)空腔長度下的車輛非線性臨界速度計算結果如圖8所示。

圖8 不同液壓缸內(nèi)空腔長度下的車輛非線性臨界速度

由圖8可知：

(1) 液壓缸內(nèi)部無空腔時，可實現(xiàn)輪對的可靠定位，車輛非線性臨界速度可達1 069 km/h，滿足高速自適應轉向架運行穩(wěn)定性的需要。

(2) 隨著空腔長度的增大，車輛非線性臨界速度逐漸降低?？涨婚L度從0增大至0.25 mm時，非線性臨界速度從1 069 km/h迅速降低至226.2 km/h，降幅高達78.8%，說明車輛的運行穩(wěn)定性對空腔長度十分敏感?？涨婚L度從0.25 mm增大至2.5 mm時，車輛非線性臨界速度從215.3 km/h緩慢降低至113.2 km/h。尤其當空腔長度大于1.5 mm后，車輛非線性臨界速度逐漸趨近縱向定位剛度為0時的車輛非線性臨界速度。說明空腔長度大于1.5 mm后，液壓缸提供的縱向定位剛度幾乎為0。

上述計算結果表明，在實際運用過程中，應嚴格避免液壓缸內(nèi)出現(xiàn)過大的空腔。

4 結論

(1) 設計了適用于自適應轉向架的主動徑向裝置，該裝置可同時滿足輪對軸箱所需的定位功能，亦能實現(xiàn)曲線上輪對的主動徑向功能。

(2) 建立了具備主動徑向功能的整車聯(lián)合仿真模型，對車輛通過曲線時的性能進行了計算。結果表明，主動徑向模式下，輪對中心處于純滾線附近，輪對沖角幾乎為0，輪對以較好的姿態(tài)通過曲線，導向軸輪對內(nèi)外側輪軌橫向力大幅降低，輪對磨耗數(shù)大幅降低，顯著提高了轉向架的曲線通過性能。

(3) 因驅動液壓缸的油路無法做到長時間100%密封，導致液壓缸被動自鎖一定時間后油缸內(nèi)部存在空腔，活塞桿在此空腔區(qū)域可以自由移動，從而使得輪對在此范圍內(nèi)失去縱向定位剛度。而車輛運行穩(wěn)定性對空腔長度十分敏感：當空腔長度Δx=0.25 mm時，車輛非線性臨界速度從1 069 km/h降至226.2 km/h，已無法滿足高速運行穩(wěn)定性；當Δx>1.5 mm時，液壓缸提供的縱向定位剛度幾乎為0。因此應嚴格避免使用過程中液壓缸內(nèi)出現(xiàn)過大的空腔。