车辆径向转向架发展及其动力学特性

第 3 卷 第 1 期 2003 年 3 月

交通运输工程学报 Jou rnal of T raffic and T ran spo rtation Engineering

V o l13 N o 11 M a r. 2003

文章编号: 167121637 (2003) 0120001206
车辆径向转向架发展及其动力学特性
李 芾, 傅茂海, 黄运华
(西南交通大学 牵引动力研究中心, 四川 成都 610031)
摘 要: 解决转向架曲线通过性能和横向稳定性之间的矛盾一直是车辆动力学长期研究的课题, 采用 常规转向架无法同时满足二者的要求。径向转向架的出现有效地解决了这一矛盾, 其既能保证转向架 曲线通过性能的要求, 又能改善其横向稳定性。简要介绍了国内外车辆径向转向架的发展及其应用概 况, 并阐述了迫导向、自导向径向转向架的导向机理及其基本结构, 建立了迫导向转向架、自导向转向 架和一系柔性定位转向架的统一横向动力学模型, 通过计算机仿真对一系柔性转向架和径向转向架 的曲线通过性能和直线稳定性进行了分析和比较。动力学模拟计算表明, 应用径向转向架是降低曲线 上轮轨磨耗和提高直线上稳定性的有效措施, 适合运用在摆式列车及曲线较多的既有线提速客车上。 关键词: 径向转向架; 发展; 动力学; 分析 中图分类号: U 2701331   文献标识码: A

D evelopm en t and dynam ic character istics of rad ia l bog ies
L I F u , FU M ao2ha i, H UA N G Y un2hua
(T raction Pow er R esea rch Cen ter, Sou thw est J iao tong U n iversity, Chengdu 610031, Ch ina)
Abstract: So lving the conflict betw een cu rving p erfo rm ance and hun t ing stab ility is a lw ays a ha rd w o rk fo r a long t im e in the field s of veh icle system dynam ics. U sing the conven t iona l bog ies can no t sa t isfy the bo th request s in the sam e t im e. T he rad ia l bog ie, w h ich no t on ly m eet s the request of cu rving p erfo rm ance bu t a lso im p roves the hun t ing stab ility effect ively, can so lves the conflict. T he app lica t ion and developm en t of rad ia l bog ies a re b riefly in t roduced, and the p rincip les and st ructu res of fo rce2steering and self2steering rad ia l bog ies a re expounded. A n un ifo rm la tera l dynam ic m odel includ ing the fo rce2steering, self2steering and flex ib le p rim a ry su sp en sion bog ie is estab lished, and their dynam ic cha racterist ics a re com p a red by com p u ter sim u la t ion. T he ana lyt ic resu lt s show tha t adop t ing rad ia l bog ies is an effect ive m ea su re, w h ich m ay reduce w heel ra il w ea r on cu rve and im p rove stab ility on st ra igh t. T he rad ia l bog ie is adap ted to the t ilt ing t ra in and the p a ssenger ca r tha t is requ ired to im p rove sp eed in ex ist ing lines of m any cu rves. 4 fig s, 9 refs. Key words: rad ia l bog ie; developm en t; dynam ics; ana lysis Author resum e: L I Fu (19562) , m a le, PhD , a p rofesso r of Sou thw est J iao tong U n iversity, engaged in resea rch of veh icle dynam ic fo r h igh sp eed t ra in and ligh t ra il veh icle.

  车辆转向架的主要功能是支承车体, 承受并传 递车体与轮对间的各种载荷及作用力, 并在保证车 辆灵活地沿直线线路运行及顺利地通过曲线的同 时, 尽可能减小因轨道不平顺等因素对车体的冲击

和轮轨之间的磨耗。 车辆动力学性能主要取决于转 向架的悬挂参数, 其主要包括曲线通过性能和直线 上的横向稳定性, 但二者对转向架悬挂参数的要求 通常是相互矛盾的。 增加轴箱的水平定位刚度可提

收稿日期: 2002206223 基金项目: 教育部高等学校骨干教师基金资助项目 作者简介: 李 芾 (19562) , 男, 云南昆明人, 西南交通大学特聘教授, 博士生导师, 德国工学博士, 从事城市轨道交通车辆和高速机车车辆设计及理论研究.

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高转向架的横向稳定性, 但其曲线通过性能将随之 下降; 转向架曲线通过性能随车轮踏面等效锥度增 加而提高, 但其横向稳定性将随之而下降。解决转向 架曲线通过性能和横向稳定性之间的矛盾一直是车 辆动力学长期研究的课题, 采用常规车辆转向架解 决这对互为约制的矛盾是无能为力的。 径向转向架 的出现有效地解决了这一矛盾, 其既能保证转向架 曲线通过性能的要求, 又能改善其横向稳定性。
1 径向转向架的发展及现状
关于径向转向架基本设想的提出可以追溯到 19 世纪末德国人 K lo se 提出的“如果轮对在曲线上 沿切线方向作纯滚动, 则轮轨间的磨耗将为最小”的 理论。随着车辆速度和载重的日益提高, 轮轨间的磨 耗也随之增加。 为解决曲线上轮轨间磨耗严重的问 题, 20 世纪初德国人和瑞士人先后提出了径向转向 架的设计思想, 按此思想设计的径向转向架于 30 年 代开始投入运行试验, 并取得了一定的效果。同常规 转向架相比, 径向转向架对材料及制造工艺水平要 求较高。受当时材料和制造水平限制, 以及人们对轮 轨蠕滑理论的有限认识, 径向转向架的发展在随后 的 30 年中基本停滞不前。 直到 1967 年荷兰现代轮 轨粘着理论的奠基人 Ka lker J J 的博士论文发表 后, 人们才真正对轮轨之间蠕滑及相互作用有了充 分的认识。
最先投入广泛运用的是德籍南非铁路工程师 H erbert Scheffel 于 20 世纪 70 年代初发明的货车径 向转向架。这种以其名字命名的径向转向架基于传统 的AA R (A ssocia t ion of Am erican R a ilroad) 货车三 大件转向架, 采用对角斜支撑将两个U 形副构架相 连接, U 形副构架将同一轮对上的两轴箱连接在一 起, 其目的是确保直线运行时两轮对的横向和纵向的 可靠定位, 以及曲线上轮对沿曲线径向的相对自由转 动。 为提高其导向能力, 轮对采用等效斜率相对较高 的磨耗形踏面, 转向架的侧架通过橡胶垫支承于轴箱 上, 以保证轮对与侧架的弹性定位。试验和运用表明, 该转向架同传统的三大件转向架相比具有良好的曲 线通过性能和较小的轮缘磨耗。 由于增加了一系悬 挂, 有效地降低了簧下质量, 其运行品质得到显著的 改善, 最高运行速度达到 120 km h, 比传统的AA R 三大件转向架提高近 40km h, 并于 20 世纪 70 年代 中期开始批量生产, 并大量投入运用。
20 世纪 80 年代, 美国铁路工程协会 L ist 提出 的D resser DR 21 型转向架方案也是在传统AA R 货

车三大件转向架的基础上, 将两个U 形导向臂分别 固接于承载鞍上, 并通过摇枕上的一个孔连接起来, 以提供轮对间的摇头角, 确保转向架稳定运行和导 向作用。该转向架在承载鞍与侧架间设有橡胶垫, 以 提供一系悬挂并使轮对有足够的纵向位移, 确保轮 对能趋于曲线的径向位置。 该转向架在北美铁路上 进行过大量的线路试验, 但至今未能投入批量生产。 由 英 国 Sca les 和 美 国 D evine 公 司 联 合 研 制 的 D evine2Sca la s 径向转向架采用焊接刚性构架和迫 导向的模式, 通过导向杠杆系统将车体和转向架间 的回转角度传给轮对, 使轮对在曲线上能趋于径向 位 置。 除上述的货车径向转向架外, 还有英国的 C ro ss2b raced、德国的 DRR S2V 及中国有关单位为 中国米轨铁路研制的货车转向架等几种货车径向转 向架均进行了试验。
针对传统的货车三大件转向架由于抗菱刚度小 而导致的横向稳定性差的特点, Scheffel 在 20 世纪 90 年代末提出了对既有三大件转向架改造的简化 径向转向架方案。 其特点是通过径向臂及限力装置 将同一转向架的前后轮对相连, 在提高转向架抗菱 刚度同时还增加了轮对自导向径向调节作用。 2001 年, 该转向架在中国成功地进行了线路动力学试验, 试验结果表明, 转向架的运行品质同传统的货车三 大件转向架相比有了明显提高。目前, 根据该方案设 计的米轨货车转向架在昆明铁路局昆2河线上进行 线路考核试验。
客车径向转向架发展相对于货车径向转向架则 较为落后, 其主要原因是客车轴重较小和具有两系 悬挂, 其相应的磨耗要小于货车, 加之世界上客车的 保有量不足货车的 10% , 故多年来未能引起足够的 重视。近年来, 随着列车速度的提高和各国在既有线 上提速的欲望增加, 摆式列车在国外, 特别是在欧洲 国家得到了广泛的运用, 使客车径向转向架得到了 相应的发展。列车的速度提高后, 对转向架在直线上 的稳定性提出了更高的要求, 同时也加剧了在曲线 上轮轨间的磨耗, 而缓解这对矛盾最有效措施就是 采用径向转向架。20 世纪 80 年代后期, 瑞士的 S IG 公司研制出了客车径向转向架 S IG2N aviga to r, 该转 向 架 采 用 迫 导 向 模 式, 并 用 于 为 瑞 士 联 邦 铁 路 (SBB ) 生产的摆式列车上。 西班牙 T a lgo 公司为欧 洲生产的旅馆列车和摆式列车也采用了迫导向径向 转向架, 并同时采用了独立旋转车轮技术。 20 世纪 90 年代中期德国A EG 公司为德国联邦铁路生产的 新型内燃摆式动车组V T 611, 应用了自导向模式的

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径向转向架。 除此以外, 日本的 381 摆式列车, 也采 用了迫导向模式的径向转向架。
摆式列车自 20 世纪 90 年代开始在欧洲国家成 功运用, 并在中国铁路界引起了极大的反响, 中国广 深 铁 路 于 1998 年 8 月 开 始 租 赁 了 一 列 瑞 典 的 X 2000 摆式列车, 取得了较好的经济效益和社会效 益。 为适应中国山区既有线上提速的需要, 1999 年 铁道部组织有关单位进行技术攻关, 研制中国第一 列具有自主知识产权的摆式列车, 其转向架分别采 用迫导向和自导向模式, 并首次采用了模块化的结 构。 该转向架于 2001 年中旬进行了线路动力学试 验, 并于 2002 年 4 月完成了在成都铁路局进行的线 路考核试验。与此同时, 中国首台 220 km h 高速客 车径向转向架也成功地进行了线路动力学试验。
2 径向转向架模式及导向机理
211 径向转向架模式 根据径向转向架的导向机理不同, 径向转向架
一般可分为自导向径向转向架和迫导向径向转向架 两种, 两种径向转向架的结构和机理不同, 其所适 用的线路也有所不同。图 1 (a) 为自导向径向转向 架结构简图, 它是通过解除对轮对的摇头约束, 依 靠轮轨之间的蠕滑力导向, 并通过径向拉杆使转向 架的前后轮对同时趋于曲线的径向位置。 连接轮对 左右导向拉杆的横向联系杆的作用是保证解除前后 轮对摇头耦合的同时, 增加前后轮对纵向平行运动 的刚度。
图 1 (b) 为迫导向径向转向架结构简图, 它是通 过径向拉杆将车辆通过曲线时车体相对构架的转角 传递给转向架的前后轮对, 迫使轮对趋于曲线的径 向位置。大量的研究与试验表明, 自导向径向转向架 仅在曲线半径大于 600 m 的线路上具有较好的径 向功能, 而在曲线半径较小的线路上迫导向径向转 向架最能有效地发挥其径向调节功能。
另一类介于常规转向架和径向转向架之间的是 一系柔性定位的转向架, 如图 1 (c) 所示, 其一系纵 向定位刚度比常规转向架小。 转向架在曲线上运行

时, 依靠各自轮轨之间的蠕滑力来导向, 以减小轮对 在曲线上的冲角。 同迫导向径向转向架和自导向径 向转向架相比, 由于缺少了前后轮对的连接装置, 一 系柔性定位转向架的前后导向角不能保持一致。 212 径向转向架导向机理 21211 柔性定位转向架
众所周知, 轮对在曲线上运行时, 其外轨上的车 轮所需走行的距离大于内轨上的车轮。 对于常规轮 对而言, 由于其左右车轮转速相同, 为使车轮在曲线 上作纯滚动, 车轮踏面一般设计成具有一定的锥度。 转向架在通过曲线时, 尽管轮对向曲线外横移, 外侧 车轮滚动圆半径增加, 内侧车轮滚动圆半径减小, 但 使轮对作纯滚动的条件一般不能满足, 即轮轨间将 不可避免地产生蠕滑, 而轮对也正是依靠轮轨间的 纵向蠕滑产生的纵向蠕滑力来导向的。 图 2 为轮对 通过曲线时的示意图。通过速度矢量合成, 可得左右 车轮的蠕滑速度分别为w l 和 w r, 将其分解即得左 右车轮的纵、横向蠕滑速度 w x l、w y l和 w x r、w y r, 正是 这些蠕滑速度, 产生了左右车轮的纵、横向蠕滑力。 由图可见, 左右车轮的纵向蠕滑力形成一蠕滑力矩, 在其作用下, 轮对有趋于径向位置的趋势, 这就是轮 对的蠕滑力导向原理。 但当通过曲线的速度较高且 曲线半径较小时, 蠕滑力不能满足导向的要求, 此时 将有可能发生轮缘贴靠钢轨, 以产生较大的轮缘力 来导向。 轮缘力的大小与轮轨的几何参数及冲角直 接相关, 轮缘贴靠钢轨将使轮缘和钢轨间产生较大 的横向力, 同时使轮缘和钢轨间产生磨耗及噪音。
刚性定位的转向架通过曲线时, 轮对的刚性悬

图 1 径向转向架模式 F ig. 1 M odes of the rad ial bog ie

图 2 轮对曲线通过示意图 F ig. 2 Cu rve nego tiating of the w heelsets

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挂使两轮对保持相互平行, 造成前导轮对与钢轨之

间存在较大的冲角, 以致产生较大的轮缘力。对于常

规转向架, 轮对轴箱一般采用弹性定位, 其轮对与构

架之间存在剪切刚度和弯曲刚度。这样, 虽然蠕滑力

有使轮对趋于径向位置的趋势, 但正是轮对与构架

之间的剪切刚度和弯曲刚度对此径向趋势存在限制

作用, 使得常规转向架的曲线通过性能存在导向不

足这一缺陷, 于是就出现了柔性定位转向架。柔性定

位转向架是指在运行速度低, 横向稳定性要求不高

的情况下, 一系采用柔性悬挂 (定位刚度比常规转向

架小) , 以降低轮对横移和摇头刚度 (即剪切刚度和

弯曲刚度) , 由于踏面锥度的存在, 减轻了约束的轮

对就能够趋于径向位置。 由于一系柔性定位转向架

无径向装置, 在通过曲线时不能使前后轮对同时趋

于径向位置, 故柔性定位转向架不是真正意义上的

径向转向架。

21212 自导向径向转向架

对于任何结构形式的转向架, 都可以按静力学

观点把它等效为两个相互弹性约束的轮对。 假设一

弹簧悬挂装置在水平面内的特性不变, 该弹性约束

即可用等效剪切刚度 K s 和等效弯曲刚度 K b 来模 拟, 二者的定义为

 K s=

因一轮对横移作用于另一轮对的横向力 两轮对间的相对横移量

 K b=

因一轮对摇头作用于另一轮对的摇头力矩 两轮对间的相对摇头角

从提高转向架曲线通过性能的角度, 要求 K b

尽可能小, 在此条件下, 为提高转向架的横向稳定

性, 又需要较大的 K s。而在非零的剪切刚度作用下, 轮对有占据径向位置的能力, 因此可以采用降低弯

曲 刚 度 的 办 法 来 改 善 曲 线 通 过 性 能, 这 就 是

W icken s 提出的轮对间相互连接或对角交叉支撑的 自导向径向转向架的基本原理。

自导向径向转向架是在同一转向架前后轮对间

加装导向机构, 将前后轮对的摇头运动耦合起来, 这

样转向架通过曲线时, 导向机构可以将前轮对趋于

曲线径向位置的趋势反向传递给后轮对, 使前后轮

对在通过曲线时均有趋于曲线径向位置的作用。 因

此, 自导向转向架的导向依然是靠轮轨间的蠕滑力

导向。 自导向转向架的自导向机构由于不与车体相

连, 故结构相对简单, 在半径较大的曲线上有较好的

径向调节作用, 在半径较小的曲线上径向作用相对

较弱, 其改善程度仍受横向稳定性的制约。故自导向

转向架只能在一定程度内解决曲线通过与横向稳定

性之间的矛盾, 并不能完全实现径向通过曲线。

21213 迫导向径向转向架 与自导向径向转向架相比, 迫导向径向转向架
能够主动控制曲线通过时轮轨间的冲角。 其基本设 计思想是: 利用机车车辆通过曲线时车体与转向架 之间的相对回转位移, 通过连接车体和轮对的导向 机构迫使前后轮对反向回转而趋于曲线的径向位 置。如图 3 所示为杠杆式迫导向机构的导向原理图。

图 3 杠杆式迫导向转向架的导向原理 F ig. 3 Gu id ing p rincip le of the fo rce2steering bog ie
迫导向径向转向架通过曲线时, 车体相对构架 要转动一定角度 Α, 其值的大小取决于车辆定距 (2L ) 和曲线半径 (R )。 要使轮对在曲线上完全处于 径向位置, 轮对需要转动一定角度 Β, 其值与转向架 轴距 (2b) 和曲线半径 (R ) 有关。 车辆在曲线上运行 时, 车体相对构架的转角 Α将通过导向装置按一定 的比例 g 传递给轮对, 迫使轮对转动一定的角度 Αg , 则轮对的冲角 Υ为

Υ= Αg -

Β=

L R

g

-

b R

(1)

  要使轮对处于曲线径向的位置, 即冲角 Υ为 0,

根据式 (1) 可得

g=

b L

(2)

式中: g 为迫导向机构的理论导向增益, 它是确定迫

导向径向转向架导向能力的关键参数。

理论上, 只要导向机构没有间隙, 且无弹性变 形, 其实际导向增益等于理论导向增益时, 轮对即可 处于曲线的径向位置。但在实际设计过程中, 考虑到 导向机构的间隙和弹性变形, 以及使用过程中还可 能存在磨损, 其实际导向增益在工程设计中略大于

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理论值。 理论上迫导向转向架不仅能够使轮对在任何曲
线上处于曲线径向位置, 而且其导向机构还同时可 提供较大的轮对纵向定位刚度, 故有利于提高车辆 直线上运行稳定性。 但迫导向径向转向架的导向机 构要直接或间接地与车体相连, 结构比自导向径向 转向架和一系柔性转向架复杂, 制造精度要求较高。 故在曲线不多、曲线半径较大的线路上运行的车辆 则可考虑采用其他模式的转向架。

3 动力学模型及运动方程

车辆系统在不考虑车体、转向架构架、车轮等部

件本身的弹性变形的条件下, 可视为一个复杂的多 刚体、多自由度的非线性振动系统, 各刚体通过弹簧 和减振器相互连接。 由于本文需对各种径向转向架

的动力学性能进行分析比较, 原则上需要各自建立 其动力学计算模型, 但各个计算模型有许多相似之 处, 故本文建立一系柔性定位转向架、自导向转向 架、迫导向转向架等各种转向架统一的动力学计算

简化模型, 如图 1 (a) 所示, 若将图中的导向机构的 刚度定义为无穷小, 为柔性悬挂, 则为柔性定位转向 架计算模型; 若将车体与转向架间的导线拉杆的刚 度定义为无穷小, 则为自导向转向架计算模型; 若将 连接轮对左右导向拉杆的横向联系杆的刚度定义为

无穷小, 则为迫导向转向架计算模型。 为简化运动方程和方便计算, 将车辆系统分离
为 若 干 子 系 统, 其 相 应 的 坐 标 系 统 为 (O i, X i, Y i, Z i)。首先, 分别对各部件进行受力分析, 建立其运动 方程如下。

车体

 X C =

M

C

1Q C

(3)

yβC

m

C

1

0

0

  X C =

ΥβC

;

 M

C

1=

0

J

-1 Cx

0;

?βC

0

0

J

-1 Cz

Q C1 0 0

QC= 0 Q C2 0

0 0 Q C3 式中: y C、ΥC、?C 分别为车体的横移、侧滚、摇头自由 度; m C 为车体质量 (kg) ; J Cx、J Cz 分别为车体绕 x、z 轴的转动惯量 (kg ·m 2) ; QC 为车体所受外力, 包括
弹簧悬挂力、导向杠杆的等效力 (力矩) 及曲线通过

时曲线半径变化、超高变化引起的力及离心力等。

转向架构架

XT1 =

M

-1 T1

QT1

yβT 1

m

-1 T1

0

  X T 1=

ΥβT 1

;

 M

= - 1
T1

0

J- 1 T 1x

?βT 1

00

(4) 0 0; J- 1
T 1z

Q T 11

0

0

Q T 1= 0 Q T 12 0

0

0 Q T 13

式中: y T 1、ΥT 1、?T 1 分别为前转向架构架的横移、侧

滚、摇头自由度; m T 1为构架质量 (kg) ; J T 1x、J T 1z 分别

为构架绕 x、z 轴的转动惯量 (kg ·m 2) ; Q T 1 为构架

所受外力, 包括弹簧悬挂力、离心力等。

轮对

XW

=

M

W

1QW

(5)

yβw i

m

w

1 i

0

0

  XW =

Ηβw i

;

 M

W

1=

0

J- 1 wyi

0;

?βw i

0

0

J- 1 w zi

QW 1 0

0

QW = 0 Q W 2 0 ; i= 1~ 4

0

0 QW 3

式中: yw、Ηw、?w 分别为轮对的横移、点头、摇头自由

度; m w 为轮对质量 (kg) ; J w y、J w z 分别为轮对绕 y、z

轴的转动惯量 (kg ·m 2) ; QW 为轮对所受外力, 包括

弹簧悬挂力、蠕滑力、导向杠杆的等效力 (力矩) 及曲

线通过时曲线半径变化、超高变化、轨道不平顺等引

起的力。

利用数值积分方法可将上述车体、前后转向架

构架及轮对的运动方程联立求解, 求出各刚体随车

辆行程 (或时间) 变化的加速度、速度和位移等, 进而

求出车辆的各个动力学性能指标。

4 动力学特性分析

为了对迫导向转向架、自导向转向架、柔性定位 转向架的动力学性能进行比较, 在建立了径向转向 架统一计算模型后, 分别对装用三种转向架的摆式 客车的动力学性能进行了仿真计算。 计算中, 迫导 向、自导向、柔性定位转向架的轮对纵向定位刚度比 取为: 110∶114∶410, 横向为 111∶110∶110, 其余 参数完全相同。 411 曲线通过性能分析
由于篇幅所限, 本文仅列出摆式客车的车体最大 倾摆角为 8°及作用在车体上的当量欠超高为 115 mm 时, 摆式客车转向架在半径分别为 400 m、600 m、800 m 和 1 000 m 的曲线上运行时, 第一导向轮对 冲角 (deg)、轮轨横向力 (kN ) 和整车磨耗指数 (轮对 冲角和轮轨横向力的乘积 (kN ·deg) ) 的最大值与线 路随曲线半径的变化, 如图 4 (a)~ (c) 所示, 图 4 (d) 为 3 种转向架在不同的等效锥度下的蛇行临界速度。
由图 4 (a) 可见, 由于迫导向转向架采用了过导 向设计, 车辆通过曲线时其导向轮对的冲角为负值

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图 4 径向转向架力学性能比较 F ig. 4 T he dynam ic behavio rs of rad ial bog ies
(图中所示为绝对值) , 而自导向和一系柔性定位转 向架的导向轮对均有较大的冲角; 三种转向架导向 轮对的轮轨横向力相差较小, 其中迫导向转向架最 小, 自导向转向架次之, 一系柔性转向架最大。 图 4 (b) 为相应的导向轮轮轨间的最大横向力, 迫导向 转向架由于冲角较小, 故其轮轨间的最大横向力水 平也小于自导向和一系柔性定位转向架。 值得一提 的是, 自导向转向架的导向轮对在过曲线时, 其导向 力矩除使自身导向外, 还必须通过导向机构带动非 导向轮趋于径向位置, 故其导向轮的轮轨间的最大 横向力有时甚至高于一系柔性转向架。 整车轮轨磨 耗指数同导向轮对的冲角有类似规律, 特别是在小 半径曲线上, 迫导向转向架的磨耗指数仅为柔性定 位转向架的 25% 左右, 如图 4 (c) 所示。 412 运动稳定性分析
利用机车车辆动力学仿真程序, 通过分析车辆 各部件的振动情况, 根据相平面内各部件横向振动 的极限环的收敛与发散, 可求得摆式客车在不同的 踏面等效锥度下蛇行运动稳定性的临界速度V cr。迫 导向、自导向和一系柔性定位转向架蛇行运动稳定 性的临界速度计算结果如图 4 (d) 所示。由图 4 (d) 可 知, 迫导向的蛇行临界速度最高, 一系柔性定位转向 架次之, 自导向转向架最低。
5 结 语
解决车辆转向架曲线通过性能和横向稳定性之 间的矛盾一直是车辆动力学长期研究的课题, 理论 分析和计算机仿真表明, 径向转向架可有效解决车 辆蛇行稳定性和曲线通过性能的矛盾, 其不仅有较 好的曲线通过性能, 同时在直线上也有较高的蛇行

稳定性。 迫导向转向架可主动控制轮对在曲线上的位
置, 具有最佳的径向能力。自导向转向架可通过径向 装置将导向轮对趋于曲线径向位置的功能反向作用 于后轮对, 在曲线半径大于 600 m 曲线以上也具有 较好的曲线调节功能, 但在小半径曲线的导向能力 不如迫导向转向架。 一系柔性定位转向架由于轮对 水平定位刚度较小, 导向轮对也具有一定的径向调 节功能, 但后轮对的径向能力较差。
车辆通过曲线时, 由于其未平衡的离心力必须 由轮轨横向力来平衡, 故径向转向架不能降低车辆 轮轨横向力的总水平, 但可以使各轴轮轨横向力重 新分配, 并使其各轮的轮轨横向力趋于均衡, 因此径 向转向架可降低轮轨横向力的最大幅值, 提高其安 全性。 径向转向架由于可以减小轮对冲角和轮轨横 向力的最大值, 故可降低轮轨间的磨耗及轮轨噪音。 不同模式的径向转向架其导向机理和运用条件有所 差异, 在运用摆式列车或在既有线上提速的普通列 车时, 可根据线路情况采用相应的径向转向架。
参考文献:
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