門架式轉向架迫導向機構曲線通過動力學性能

王伯銘， 陳洪宇， 李智澤， 譚鴻愿

（西南交通大學機械工程學院，四川成都610031）

門架式轉向架迫導向機構曲線通過動力學性能

王伯銘， 陳洪宇， 李智澤， 譚鴻愿

（西南交通大學機械工程學院，四川成都610031）

為了預測安裝了迫導向機構的100%ULF（tra low floor）低地板車輛的曲線通過性能，分析了門架式轉向架的迫導向機構組成及其導向原理，推導了其導向參數的理論公式，建立了動力學模型，并通過計算機仿真詳細分析了迫導向機構對車輛曲線通過性能的影響，對比分析了加裝前后車輛的4個曲線通過性能指標．研究結果表明：加裝迫導向機構后車輛的一、二位輪組輪軌橫向力變化較小，脫軌系數也無明顯變化，輪組沖角可以減少0．5°左右，約減少60%，外輪磨耗指數減少量均超過了10 kN·（°）；在對加裝迫導向機構后的車輛在不同曲線半徑下的通過性能進行預測，當曲線半徑大于100 m時，曲線通過性能較好，當曲線半徑小于10 m時，轉向架的各項曲線通過性能指標響應變得較為敏感，總體車輛在迫導向機構的作用下具有較好的小半徑曲線通過性能．關鍵詞：門架式轉向架；迫導向機構；曲線通過；動力學性能

100%低地板輕軌車輛作為一種造價低、運量又高于普通公交車的新型交通系統，其技術在國外已經較為成熟并廣泛應用于發達國家的大城市，受到人們普遍歡迎［1］．我國的城市軌道交通起步較晚，隨著我國軌道車輛技術的長足發展，開始逐步邁向軌道交通大國行列．

在對低地板輕軌車輛迫導向機構的曲線通過性能分析方面，國內外學者進行了許多研究．

文獻［2］設計了一種單軸轉向架及其新型徑向調整機構，并分析了其曲線通過性能．文獻［3］提出采用導向增益、迫導向機構的等效導向剛度以及迫導向機構桿件的等效連接間隙，描述迫導向轉向架的動力學性能．文獻［4］中提出耦合輪對，并建立了動力學分析模型，評價了其單軸轉向架的動力學性能．文獻［5］利用曲率計算方法研究了徑向轉向架主動導向機構，建立了帶有主動導向機構的軌道車輛動力學模型，并利用計算機仿真技術計算了各項曲線通過性能指標，得到了使用主動導向機構能夠有效提高軌道車輛導向性能的結論．

目前世界上最低地板面高度的100%ULF（ultra low floor）低地板輕軌車輛是由奧地利SGP（Simmering Graz Pauker）公司設計和制造，入口處地板面高度僅為190mm，基本參數如表1所示［6］，表中，A′為動力輪組．

表1 ULF基本技術參數Tab．1 Basic technical parameters of the ULF vehicle

ULF車輛采用的門架式徑向轉向架結構見圖1，其牽引電機在轉向架外側垂向布置，二系懸掛倒置，使用了迫導向徑向轉向架技術、獨立旋轉車輪技術和單輪組轉向架技術，使車輛自重減小，降低了輪軌之間動作用力和運行噪聲，改善了曲線通過性能．

圖1 門架式獨立旋轉單輪組徑向動力轉向架三維模型Fig．1 3D model of portal radial power bogie with independent rotating wheels

本文研究ULF車輛所采用的門架式轉向架及其迫導向機構，分析門架式轉向架的結構組成和迫導向機構的導向原理，在推導該迫導向機構導向參數的基礎上，建立了ULF車輛的整車動力學模型，利用計算機仿真技術，對比了有無迫導向機構的情況下，ULF車輛的曲線通過性能，并預測了其在不同曲線半徑下的曲線通過性能．

1 門架式轉向架迫導向機構導向原理

門架式轉向架是獨立旋轉車輪單輪組徑向轉向架［7］，采用多自由度的獨立旋轉車輪作為輪軌導向系統，左右車輪解耦，理論上不存在縱向蠕滑力所產生的回轉力矩，不會產生蛇行運動，使車輪重新獲得導向能力．門架式轉向架采用了迫導向機構，提高了車輛運行穩定性，減小磨耗和噪聲，但其缺乏直線復位和曲線轉向能力．為此，通過一套徑向調節機構實現車輪的導向和徑向調節．

迫導向徑向轉向架技術通常指［8-9］，當車輛在曲線上運行時，利用車體與轉向架之間的相對回轉位移，通過相應的徑向調節機構連接車體和車輪，迫使各轉向架車輪向曲線徑向位置調整，減小輪對沖角，改善車輛曲線通過性能．

5節編組的門架式轉向架輕軌車共有4個門架式轉向架，2套徑向調節機構，其中車體1和車體2、車體4和車體5是剛性連接的，車體1和車體5為懸臂伸出的司機室，徑向調節機構位于車體2和車體3下方．圖2為ULF車輛門架式轉向架迫導向徑向調節機構，通過曲線時，前車車體和中間車體相對回轉一定角度，通過對稱控制裝置帶動中間車體轉向架車輪徑向轉動，并通過徑向調節連桿機構促使前導轉向架徑向調節．該徑向調節機構主要有3個結構功能模塊：

（1）車體搖頭角位移傳遞裝置（對稱控制裝置），通過對稱控制裝置將相鄰車體間的相對搖頭角位移傳遞到跟隨轉向架的左、右車輪；

（2）徑向調節裝置，通過徑向調節連桿裝置將跟隨輪組搖頭角傳遞到前導轉向架車輪，促使前、后轉向架車輪的徑向調節；

（3）左、右側車輪搖頭角耦合桿，使同一轉向架左、右車輪具有相同的搖頭角和橫向位移．

圖2 ULF車輛門架式轉向架迫導向徑向調節機構Fig．2 Forced steering mechanism for radial adjusting of the ULF vehicle's portal bogie

2 迫導向機構導向參數

2．1 導向增益

設車輛在過曲線時相鄰車體之間的偏轉角為α，在迫導向機構作用下推動車輪徑向調整角為β，由徑向轉向架導向增益公式可知［10］，理論導向增益為

式中：

2b為轉向架軸距；

2L為車輛定距．

由式（1）可以看出，導向增益與曲線半徑無關，僅與轉向架軸距和車輛定距有關．由單軸獨立旋轉車輪特點可推導出門架式轉向架的導向增益為1，理論上只要迫導向機構與車體之間的導向增益設置合理，即可實現輪對在任意半徑曲線上的完全徑向調整．

按照門架式徑向轉向架迫導向機構的設計，迫導向機構車體搖頭角位移傳遞裝置（對稱控制裝置）如圖3所示．

圖3 導向機構車體搖頭角位移傳遞裝置Fig．3 Device to transmit yawing angular rotation of car body in steering mechanism

圖3中，鉸接點H與車體2連接，鉸接點O與車體1連接，車體1與車體2鉸接于O′點．通過曲線時，車體1與車體2相對繞點O′的相對搖頭角位移為α，在迫導向機構車體搖頭角位移傳遞裝置的作用下，可得導向增益為

在實際的設置中，由于迫導向機構由桿件組成，桿件自身是彈性的，且存在安裝間隙，實際設計的迫導向機構的導向增益應略大于理論導向增益［11］．

2．2 等效導向剛度

對圖4所示的迫導向機構的剛度換算到車輪處的等效導向剛度進行公式推導［12］．由于導向杠桿COD及三角形對稱裝置GAB的剛度比車體拉壓桿GH和連接車輪處的軸箱拉桿剛度大得多，故可將導向杠桿和三角對稱控制裝置看成是剛性的，而車體拉壓桿和軸箱拉壓桿為彈性，其剛度為KGH、KCE、KDF，橡膠關節G、H、C、E、D、F的剛度為KG、KH、KC、KD、KE、KF，如圖4所示．

由于機構左右對稱，故以圖3、4中的1號車輪作為分析對象．設：KG、KH、KGH的串聯剛度為K1，

KC、KE、KCE的串聯剛度為K2，車體推動車體拉壓桿GH的位移為x1，相應的車體拉壓桿GH的彈性變形量為x2．由此可計算得到點G、C所受力為

由于L1＝L3，CE和OD拉壓桿的等效剛度相等，拉壓桿的變形量相同，因此有

對O點取矩，可得

圖4 導向機構導向剛度的等效處理Fig．4 Equivalent processing on steering stiffness

將導向剛度進一步等效到車輪處的軸箱拉桿上，此時，GH為剛性連接，等效導向剛度（Kef1）為

由式（3）～（6），可得

故由式（4）、（6）、（7）可得等效導向剛度為

2．3 等效導向間隙

以1號車輪為例，求解迫導向機構的等效導向間隙．設各橡膠關節的連接間隙為gc、gE、gG、gH，鉸接點O處的銷套連接間隙為g0，調節桿螺紋間隙gL，則等效導向間隙表達式為

3 曲線通過動力學仿真

加裝迫導向機構后的整車動力學模型如圖5所示．由于車體間采用了鉸接式結構，因而在進行動力學分析時必須建立整車的動力學模型，即車體2與車體3、車體3與車體4在兩車間的地板面處相互鉸接，得到了4個垂向承載點．車體1與車體2剛性固結，除了車體3的鉸接點以外，一位輪組的轉向架二系也提供了兩個垂向承載點，使車體1與車體2有3個點支撐．車體3除了前后車體的鉸接以外，轉向架2和轉向架3的二系分別提供了2個垂向承載點，保證了車體3的四點支撐，車體4與車體5的懸掛方式與車體1、2對稱布置．

在動力學仿真模型中，一系懸掛水平和垂直方向分別使用線性彈簧和減振器并聯模擬實際的橡膠堆彈簧．二系懸掛可以在頂部安裝點繞橫向軸回轉的線性彈簧和減振器，并聯模擬實際的組合彈性元件．

本文分析了有迫導向機構和無迫導向機構時車輛的曲線通過性能，并對加裝迫導向機構后的車輛曲線通過性能進行了預測．

圖5 加裝迫導向機構后的整車動力學模型Fig．5 Vehicle dynamic model with a forced steering mechanism installed

3．1 迫導向機構對車輛曲線通過性能的影響

對門架式徑向轉向架有迫導向機構和無迫導向機構時的曲線通過性能進行分析，主要考察4個主要性能指標：輪軌橫向力、脫軌系數、輪組沖角和輪軌磨耗．取運行速度v＝25 km／h，線路長度由20 m直線＋40 m緩和曲線＋40 m曲線半徑為100 m的圓曲線＋40 m緩和曲線＋20 m直線組成．

門架式徑向轉向架同時具備獨立旋轉車輪轉向架、徑向轉向架和單軸轉向架的結構特點，在沒有加裝迫導向機構時，門架式獨立旋轉單輪組徑向轉向架也具備較好的曲線通過性能，在小曲線半徑下也能較為平順的通過曲線［13-14］．以一位輪組和二位輪組為例，比較曲線通過外側輪軌橫向力，如圖6所示，圖中：有-RW1、有-RW2分別為有迫導向機構的一位輪組和二位輪組；無-RW1、無-RW2分別為無迫導向機構的一位輪組和二位輪組．

由圖6可知，當車輛開始進入緩和曲線時，前導輪組（一位輪組）開始貼靠鋼軌，通過輪緣接觸實現導向，其輪軌橫向力達到最大值；隨著二位輪組繼續進入緩和曲線，其相繼通過輪緣接觸實現導向，輪軌橫向力也達到最大值．

圖6 曲線通過外側輪軌橫向力比較Fig．6 Comparison of outside wheel-rail lateral forces

由于門架式徑向轉向架采用獨立旋轉車輪，其本身缺乏縱向濡滑力而不具備自動導向的能力，只能依靠輪緣接觸實現導向［15］，所以，在剛進入曲線時，輪軌橫向力急劇增大，但由于采用了徑向轉向架，輪軌橫向力增長速度相繼放緩并達到最大值，說明輪組進行了一定程度的徑向調節．加裝了迫導向機構后，當一位輪組進入緩和曲線，前車車體和中間車體開始相對回轉一定角度，迫導向機構開始起作用，通過徑向調節裝置實現前后輪組徑向調節，由于機構反應靈敏，在通過100 m半徑曲線時，迫導向機構在2 s內即可完成車輪的徑向調節，因此，輪軌橫向力在短時間內急劇增大到最大值，基本上不存在太大的時間滯后．

由圖6、7可知，與未加裝迫導向機構相比，加裝迫導向機構后，一、二位輪組輪軌橫向力變化不大，輪組沖角可以減少0．5°左右，約減少60%．

圖7 曲線通過車輪沖角比較Fig．7 Comparison of attack angle of wheel pairs in curve passing

由于迫導向機構對輪軌橫向受力情況影響不大，有迫導向機構和無迫導向機構對脫軌系數影響很小，各輪組脫軌系數最大值均在0．45左右波動（圖8），均在安全范圍以內．

圖8 曲線通過脫軌系數比較Fig．8 Comparison of derailment coefficient in curve passing

由圖9可知，無論是否有迫導向機構，一位輪組的磨耗大于二位輪組，這是由于轉向架通過小半徑曲線時，前導輪組通常會橫移到純滾線外側而產生較大的輪緣磨耗，后輪組則橫移到純滾線內側從而避免了輪緣磨耗．輪緣磨耗以磨耗指數計算，磨耗指數為輪軌橫向力和輪組沖角的乘積（kN·（°））．對比加裝迫導向機構前后的外輪磨耗指數，可以發現外輪磨耗降低效果明顯，一、二位輪組均減少了超過10 kN·（°），改善了整車的磨耗性能．

圖9 曲線通過外輪磨耗指數比較Fig．9 Comparison of abrasion index of lateral wheels

3．2 加裝迫導向機構后曲線通過性能預測

在不同曲線半徑上，對門架式徑向轉向架加裝迫導向機構后的曲線通過性能進行探討，分別取5種典型的曲線工況，如表2．

由圖10可知，各輪組輪軌橫向力最大值隨著曲線半徑的增大呈現出不同程度的下降，且各輪組外側輪的最大輪軌橫向力差距也逐漸減小，說明其曲線通過性能越來越好．

由圖10還可知，輪軌間橫向力的大小與迫導向機構的設置無關，因而各輪組的輪軌間橫向力主要由其在整個車組的前后位置決定．不同曲線半徑上一、四位輪組橫向力總體上大于二、三位輪組，且呈現出較為對稱的分布，這主要是由于車輛編組和迫導向機構是以中間車體為軸對稱安裝所致．曲線半徑50 m時，一、三位輪組的橫向力較大，原因是二者分別是前后兩個迫導向機構單元的導向輪組．

表2 曲線工況Tab．2 Cases on curves

圖10 不同半徑曲線下輪組外側輪最大輪軌橫向力Fig．10 The largest lateral force between wheel and rail on curves with different radiuses

由圖11可知，輪組沖角隨著曲線半徑的增大下降趨勢明顯，曲線半徑大于100 m后，輪組沖角維持在較低水平，有利于降低輪緣磨耗和車輛運行安全．三、四位輪組沖角大于一、二位輪組沖角，這主要是因為迫導向機構是依靠車體間相對轉角進行車輪徑向調節．以100 m曲線半徑下各節車體的搖頭角為例進行分析（圖12）．

由圖12可以看到，車體2與車體3的搖頭角在曲線段上相差很大，此時相對轉角控制的迫導向機構作用良好；車體3與車體4的搖頭角曲線則幾乎重合，即此時車體3的迫導向機構基本不發揮作用，三、四位輪組沒有實現徑向調整，導致其沖角較大．隨著曲線半徑的增大，各輪組的車輪組沖角越來越小．

由圖13可知，磨耗指數的變化是橫向力和輪組沖角曲線趨勢的結合．磨耗主要集中在一、三、四位輪組，這主要是由于一位輪組橫向力較大，三、四位輪組沖角較大的緣故，曲線半徑為50 m時，其磨耗指數明顯偏大，輪緣磨耗嚴重；但當曲線半徑大于100 m時，其各輪組磨耗狀況得到顯著改善，磨耗大大降低，且越發均勻，由此可以看出，當曲線半徑小于100 m時，曲線半徑對車輛曲線通過性能影響較為明顯，但總體看，車輛在迫導向機構的作用下具有較好的小半徑曲線通過性能．

圖11 不同半徑曲線下輪組最大沖角Fig．11 The largest attack angles of wheel pairs on curves with different radiuses

圖12 100 m曲線半徑下各節車體的搖頭角Fig．12 Yawing angles of different car bodies on curve with a radius of 100 m

圖13 不同半徑曲線下輪組最大磨耗指數Fig．13 The largest abrasion indexes on curves with different radiuses

4 結 論

（1）本文分析的迫導向機構采取迫導向設計，實際導向增益大于理論導向增益，導向剛度和導向間隙對車輛曲線通過動力學影響明顯．

（2）迫導向機構可有效地減小輪組沖角和磨耗指數，對提高車輛整車磨耗性能和運行安全性方面有明顯作用，有利于減小車輛運行噪音和能量消耗．

（3）迫導向機構徑向調節裝置動作靈敏，能在短時間內快速完成車輪的徑向調節，能較好的適應復雜的曲線環境．

（4）迫導向機構對車輪徑向調節作用明顯，但在車輪對中方面并不能起到作用，要使轉向架獲得對中能力需有賴于進一步采用主動控制技術將兩側獨立旋轉車輪柔性耦合．

（5）本文分析的迫導向機構是由車體間的相對轉角驅動控制，在曲線上車體2、3的相對轉角較大，因而前迫導向機構的作用更加明顯，一、二位輪組的性能指標差別較大；車體3、4的相對轉角較小，三、四位輪組的調節效果較差，其曲線通過的性能指標也相對較差．

（6）在曲線半徑大于100 m時，轉向架具有較好的曲線通過性能，當曲線半徑小于100 m時，轉向架的各項曲線通過性能指標響應變得更為敏感．

致謝：西南交通大學牽引動力國家重點實驗室基金項目資助（J0220602041202）．

［1］ 王伯銘．城市軌道交通車輛總體及轉向架［M］．成都：西南交通大學出版社，2013：3-13．

［2］ POLACH O．Coup led single-axle running gears：a new radial steering design［J］．Journal of Rail and Rapid Transit，2002，216（F3）：197-206．

［3］ 劉宏友，曾京，李文學．迫導向轉向架導向機構參數對動力學性能的影響［J］．鐵道車輛，2002，40（7）：1-4，19．LIU Hongyou，ZENG Jing，LI Wenxue．Effect of parameters of steering mechanism of forced steering bogies on dynamic performance［J］．Rolling Stock，2002，40（7）：1-4，19．

［4］ WU Xingwen，CHIMaoru，ZENG Jing，et al．Analysis of steering performance of differential coupling wheelset［J］．Journal of Modern Transportation，2014，22（2）：65-75．

［5］ SIM K S，HUR H M，SONG H S，et al．Study of the active radial steering of a railway vehicle using the curvature measuring method［J］．Journal of Mechanical Science and Technology，2014，28（11）：4583-4591．

［6］ 王歡，戴煥云，池茂儒．國外100%低地板輕軌車動力轉向架縱覽［J］．內燃機車，2007（12）：1-6．WANG Huan，DAI Huanyun，CHI Maoru．Motor bogie of foreign LRV with all-low floor［J］．Diesel Locomotive，2007（12）：1-6．

［7］ 曲文強．門架式獨立旋轉單輪組徑向動力轉向架研究［D］．成都：西南交通大學，2010．

［8］ 毛家馴，嚴雋耄，沈志云．迫導向轉向架的原理及應用（上）［J］．鐵道車輛，1985（11）：22-27．

［9］ 毛家馴，嚴雋耄，沈志云．迫導向轉向架的原理及應用（下）［J］．鐵道車輛，1985（12）：5-8．

［10］ 李芾，傅茂海，黃運華．車輛徑向轉向架發展及其動力學特性［J］．交通運輸工程學報，2003，3（1）：1-6．LI Fu，FU Maohai，HUANG Yunhua．Development and dynamic characteristics of radial bogies［J］．Journal of Traffic and Transportation Engineering，2003，3（1）：1-6．

［11］ 劉宏友，李莉，李文學．杠桿式迫導向轉向架動力學性能研究［J］．中國鐵道科學，2002，23（3）：37-44．LIU Hongyou，LI Li，LI Wenxue．Dynamics performance of radial bogie with forced-steering levers［J］．China Railway Science，2002，23（3）：37-44．

［12］ 嚴雋耄．車輛工程［M］．北京：中國鐵道出版社，1999：134-139．

［13］ 李歡．耦合式單軸轉向架車輛動力學性能研究［D］．成都：西南交通大學，2012．

［14］ 倪平濤．無公共軸獨立旋轉車輪車輛動力學研究［D］．成都：西南交通大學，2004．

［15］ SHIRO K．The dynamics of guided independently rotating wheel trucks［J］．Japanese National Researeh，1981，22（1）：19-25．

（中文編輯：秦 瑜 英文編輯：蘭俊思）

Curve-Passing Dynamic Performance of Portal Bogie with Forced Steering Mechanism

WANG Boming， CHEN Hongyu， LI Zhize， TAN Hongyuan
（School of Mechanical Engineering，Southwest Jiaotong University，Chengdu 610031，China）

In order to predict the curve-passing dynamic performance of ultra-low-floor（ULF）trams，the configuration of the forced steering mechanism and its working principles were analyzed，theoretical formulas of related steering parameters were derived，and a curve-passing dynamic model was built．By using computer simulation，the influences of the forced steering mechanism on vehicles'curve-passing dynamic performance were assessed，and a comparison on four curve-passing dynamic indexes was made between vehicles with and without forced steering mechanism．As a result，the wheel-rail lateral force and the derailment coefficient in the two cases showed no difference，but the angle of attack of the vehicle with the forced steering mechanism was reduced by nearly 60%（about 0．5°），and the wheel-rail wear coefficient of wheel pairs in positions No．1 and No．2 was reduced more than 10 kN·（°）．In addition，the curve-passing performance of vehicles were predicted in different curve radiuses．It was found that when the curve radius was over 100 m，the vehicles showed good curv-passing dynamic performance；and when the curve radius was less than 100 m，the response of curve-passing dynamic indexes became sensitive．On the whole the vehicles with a forced steering mechanism have good small radius curve-passing performance．

portal bogie；forced steering mechanism；curve passing；dynamic performance

U270．2

A

0258-2724（2016）01-0091-07

10．3969／j．issn．0258-2724．2016．01．014

2013-08-09

王伯銘（1962—），男，副教授，碩士，研究方向為機車車輛結構設計與動力學，E-mail：bill_starplus＠aliyun．com

王伯銘，陳洪宇，李智澤，等．門架式轉向架迫導向機構曲線通過動力學性能［J］．西南交通大學學報，2016，51（1）：91-97．