單軌車輛轉向架構架關鍵位置等效載荷研究

胡鳳龍，吳興文，梁樹林，余新美

（西南交通大學 牽引動力國家重點實驗室，四川 成都 610031）

目前，針對山地、旅游景區等復雜軌道交通運營環境的山地單軌車輛具有制造成本低以及適應山地小曲線、大坡道、運行低噪聲等優點。轉向架構架是山地單軌車輛系統上一個至關重要的承載部件，疲勞破壞是其主要的失效形式，故抗疲勞強度設計是轉向架的設計重點[1-4]。目前，國內外對于轉向架構架強度校核及疲勞壽命評估的研究大多為基于EN13749、UIC 515-4、UIC 615-4、JIS E4207、JIS E4208等鐵道車輛轉向架標準。因為山地單軌車輛轉向架的設計結構與鐵道車輛轉向架不同，因此不能直接參照鐵道車輛轉向架構架強度試驗標準。因此需要對山地單軌車輛轉向架構架載荷重新定義，所以需要總結地單軌車輛轉向架構架關鍵位置等效載荷的變化規律[5-9]。本文基于一種新設計的山地單軌車輛，通過動力學分析軟件UM建立山地單軌車輛動力學仿真模型，結合雨流計數法，總結了山地單軌車輛轉向架構架關鍵位置在不同曲線半徑下等效載荷的變化規律。

1 山地單軌車輛動力學模型研究

單軌車輛系統龐雜，建立單軌車輛動力學模型時，根據山地單軌車輛結構和轉向架參數，參考山地單軌車輛轉向架三維模型，動力學關鍵結構部件應盡可能與實際相符，對一些次要部件可進行合理假設和必要簡化。本文基于以下假設建立山地單軌車輛動力學模型：①將車體和前后轉向架簡化為剛體，即不考慮其彈性變形；②車體、轉向架各剛體均在基本平衡位置做小位移振動；③車輛運行過程中走行輪始終保持壓地狀態，不考慮軌道梁彈性變形[10]。山地單軌車輛轉向架三維模型圖如圖1所示。

圖1 山地單軌車輛轉向架整體三維結構圖

通過對山地單軌車輛實際結構進行必要且合理的抽象與簡化，對各部件的連接關系進行等效處理。建立山地單軌車輛轉向架動力學拓撲關系。由山地單軌車輛的結構可知，單節車主體部分包含1個車體總成和2個轉向架總成。山地單軌車輛通過空氣彈簧和橫向減振器組成的懸掛系統將車體和前后走行部分別在橫向、縱向和垂向連接起來。單軌車輛前后走行部分別通過4個走行輪、4個導向輪和2個穩定輪實現與單軌軌道梁的接觸和力的傳遞。所建立的模型將車體、構架、走行輪、導向輪、穩定輪均視為剛體。將空氣彈簧、減振器、牽引橡膠堆、橫向止擋、輪胎接觸視為力元。由于單軌車輛前后轉向架動力學拓撲關系相同，故在這里僅給出一個轉向架與車體的動力學拓撲關系圖，如圖2所示。建立的山地單軌車輛動力學拓撲圖中，車體具有6個方向的自由度，包括伸縮、沉浮、橫移、側滾、點頭和搖頭。轉向架跟車體一樣,也具有6個方向的自由度。走行輪、導向輪和穩定輪只有1個方向的自由度，即繞著軸的旋轉運動。根據簡單的計算，可以得出所建立的模型是一個具有38個自由度的單節車模型[12]。

圖2 山地單軌車輛動力學關系拓撲圖

通過車輛系統拓撲關系圖中自由度與受力分析，并結合車輛各零部件尺寸參數，在UM動力學軟件中，建立轉向架各部件之間的鉸接，模擬各力學元件并設置其特征參數。建立轉向架動力學模型如圖3所示，將建立的轉向架動力學模型壓縮為一個子系統，命名為1位轉向架作為前轉向架，復制這個子系統生成2位后轉向架與車體相連。完成新型單軌車輛動力學模型的建立，如圖4所示。車輛動力學模型主要參數如表1、表2所示。

表1 轉向架主要尺寸參數

表2 力學元件模擬主要特性參數

圖3 山地單軌轉向架動力學模型

圖4 山地單軌車輛動力學模型

2 等效載荷計算方法

一般而言，單軌車輛轉向架構架的設計服役壽命為30年；當單軌車輛轉向架構架滿足標準疲勞強度要求時，認為其為無限壽命，目前很多研究也默認其服役壽命為30年。這種等效沒有理論依據，也沒有經過嚴密的論證。在本文的研究中遵循這個默認固定，即設計載荷譜代表30年服役壽命。同時，認為30年服役壽命，車輛的運營里程為350萬公里[13]。對于一個隨機載荷譜，其造成的損傷可以表示為：

式中：1D為應力譜產生的損傷；in為載荷譜對應的第i級循環循環次數；iN為與構架材料疲勞極限對應的第i級循環次數；為各級載荷幅值，N；C和m為S-N曲線的參數，焊縫m取3，母材m取5[14-15]。

設等效載荷幅值為Feq，作N次，結構產生的損傷為：

式中：D為結構產生的損傷；N為等效載荷循環次數1×107；ΔFeq為等效載荷。

如果運行里程為L1的實測應力譜產生的損傷為D1，設產生D的安全運行里程為L，則：

式中：L為安全運行公里數，考慮安全運營30年，取350萬公里；L1為實測載荷譜公里數，km。

將式（1）、式（2）代入式（3），得：

由式（4）得：

式中：D'為損傷安全系數，由于不同的疲勞標準在計算等效載荷時，選取的損傷值不同，對應焊接結構損傷值一般取1或者0.5，所以本文計算了兩種損傷值下的等效載荷，母材結構損傷值取0.3。

3 基于曲線半徑對構架載荷的研究

仿真線路為右曲線，設置5種不同線路曲線半徑計算工況，如表3所示，當車輛以相同速度通過時，研究不同線路曲線半徑對構架載荷的影響[16,18]。

表3 同一均衡速度下不同曲線半徑的軌道參數

3.1 曲線半徑對轉向架構架垂向載荷的影響

通過仿真計算得到了不同曲線半徑工況下轉向架構架導向輪、穩定輪、走行輪、垂向減振器、空氣彈簧、垂向載荷時域圖如圖5所示。典型曲線半徑下車輛關鍵位置垂向載荷譜結果如圖6所示。典型曲線半徑下車輛關鍵位置垂向等效載荷結果如圖7所示。

圖5 典型曲線半徑下車輛關鍵位置垂向載荷

圖6 典型曲線半徑下車輛關鍵位置垂向載荷譜

圖7 不同曲線半徑下車輛關鍵位置垂向等效載荷

結果表明：隨著曲線半徑的增大，車輛從欠超高到過超高，為了平衡離心力，轉向架的側滾角從左往右變化，所以，右側導向輪的預緊力在減小，即右側導向輪的垂向等效載荷在減小。左側導向輪的預緊力在增大，即左側導向輪垂向等效載荷在增大。由轉向架側滾角變化的趨勢，得出穩定輪的垂向等效載荷的變化趨勢與導向輪正好相反。隨著曲線半徑的增大，轉向架的側滾角從左往右變化，右側空氣彈簧垂向等效載荷增大，左側空氣彈簧垂向等效載荷減小。左右兩側垂向減振器等效載荷隨著曲線半徑的增大而減小，但是變化范圍很小；右側走行輪因為轉向架的側滾角從左往右變化，右側走行輪垂向力在變大，即右側走行輪垂向載荷在變大，但是變化范圍很小。在曲線半徑變化的過程中，垂向減振器和右側走行輪的垂向等效載荷變化范圍較小，所以曲線半徑變化對垂向減振器和右側走行輪的垂向等效載荷荷影響不大。

3.2 曲線半徑對轉向架構架縱向載荷、橫垂向載荷的影響

通過同樣的研究方法可以得到曲線半徑對轉向架構架縱向載荷和橫向載荷的的影響，并得到構架關鍵位置縱向、橫向等效載荷的變化規律。

轉向架構架縱向等效載荷的變化規律為：導向輪、穩定輪、走行輪等車輛關鍵位置縱向載荷主要是由車輛在線路x方向上產生的縱向摩擦力。隨著曲線半徑的增大，車輛從欠超高到過超高，為了平衡離心力，轉向架的側滾角從左往右變化，所以，右側導向輪的預緊力在減小，從而導致右側導向輪的縱向等效載荷在減小；左側導向輪的預緊力在增大，導致左側導向輪縱向等效載荷在增大；由轉向架側滾角變化的趨勢，得出穩定輪的縱向等效載荷的變化趨勢與導向輪正好相反；右側走行輪因為轉向架的側滾角從左往右變化，右側走行輪垂向載荷在變大，導致右側走行輪縱向載荷在變大；在曲線半徑變化的過程中，導向輪和穩定輪的縱向等效載荷變化范圍較小，所以曲線半徑變化對導向輪和穩定輪縱向等效載荷影響不大。

轉向架構架橫向等效載荷的變化規律為：導向輪、穩定輪、走行輪等車輛關鍵位置橫向載荷主要是由車輛在線路上橫移產生的橫向摩擦力，空氣彈簧橫向載荷是由車體和轉向架之間的橫向位移造成的。隨著曲線半徑的增大，車輛從欠超高到過超高，為了平衡離心力，轉向架的側滾角從左往右變化，所以，右側導向輪的預緊力在減小，從而導致右側導向輪的橫向等效載荷在減小；左側導向輪的預緊力在增大，導致左側導向輪橫向等效載荷在增大；由轉向架側滾角變化的趨勢，得出穩定輪的橫向等效載荷的變化趨勢與導向輪正好相反；在曲線半徑增大的過程中，空氣彈簧的扭轉角在減小，空簧扭轉角減小的影響遠遠大于轉向架側滾角變化的影響，所以左右兩側空氣彈簧橫向等效載荷隨著半徑的增大而減小；橫向減振器等效載荷隨著曲線半徑的增大而減小，但是變化范圍很小；隨著曲線半徑的增大，走行輪的橫向位移在減小，對走行輪橫向載荷的影響大于轉向架側滾角變化的影響，所以右側走行輪的橫向等效載隨著半徑的增大而減小；在曲線半徑變化的過程中，車輛關鍵位置（空氣彈簧除外）的橫向等效載荷變化范圍較小，所以曲線半徑變化對除空簧外的轉向架關鍵位置橫向載荷影響不大。空氣彈簧扭轉角隨半徑的變化比較明顯，所以空氣彈簧橫向等效載荷的變化非常明顯。

4 結論

通過動力學仿真分析可知，曲線半徑的變化對山地單軌車輛轉向架構架關鍵位置等效載荷的變化有一定的影響。

等效載荷變化規律為：

（1）隨著曲線半徑的增加，右側導向輪縱、橫、垂三個方向的等效載荷在增大，左側導向輪縱、橫、垂三個方向的等效載荷在減小，穩定輪的變化趨勢和導向輪相反；

（2）隨著曲線半徑的增加，右側走行輪縱向、垂向等效載荷在增大，橫向等效載荷在減小；

（3）隨著曲線半徑的增加，空氣彈簧的橫向等效載荷在減小，右側空簧垂向等效載荷在增大，左側空簧垂向等效載荷在減小；橫向減振器和垂向減振器等效載荷在減小，但是變化范圍非常小。