高速变轨距转向架动车组车辆动力学性能分析

王 淇，崔 涛，王 雨，王 勇

(1.中车唐山机车车辆有限公司，河北 唐山 063035；2.西南交通大学 牵引动力国家重点实验室，四川 成都 610031)

丝绸之路经济带是当前我国的重大发展战略，由于一带一路沿线国家和地区的铁路具有多种不同的轨距，严重阻碍了这一战略的进一步实施。相比其他解决轨距差异的方法，采用变轨距转向架具有过轨方便、效率高、运营费用低等特点，已经成为首选[1]。

国外变轨距技术的系统研究可追溯到上世纪60年代，西班牙是最早也是最多使用变轨距系统的国家，其研制的Talgo变轨距系统技术成熟可靠，已有50多年运营经验，是最具代表性的客运变轨距转向架[2]。随后欧洲和日本等各国陆续开展了变轨距技术研究，如德国DBAG/Rafil V型货车变轨距轮对、日本的E30型变轨距电动车组，以及西班牙CAF公司研发的BRAVA变轨距转向架等，波兰研制的SUW2000型变轨距转向架是货运车辆变轨距技术的典型代表[3]。

国内变轨距技术的研究起步较晚，目前还没有变轨距车辆投入运行[4]。黄运华 等[5-6]在借鉴西班牙Talgo变轨距转向架的基础上，设计了基于独立旋转车轮的客车变轨距转向架，并对独立轮对进行了研究，指出了独立旋转车轮在变轨距转向架上的应用，为解决不同轨距间国际铁路联运提供了一个极为广阔的前景。刘寅华 等[7]在借鉴国外变轨距转向架技术特点的基础上，提出了符合我国实际情况的基于传统轮对形式的货车变轨距轮对方案。马利军 等[8]将变轨距转向架分为独立旋转车轮变轨距转向架和传统轮对变轨距转向架，对比分析二者动力学性能发现，采用独立旋转轮对相较于传统轮对，具有良好的抗蛇行稳定性和平稳性，但对中性能和曲线通过能力较差。史炎[9]提出了一种较为新颖的钓竿式变轨距锁紧机构，仿真分析表明该方案可行，并且按一种轨距设计的悬挂参数也适用于另一种轨距。邵亚堂 等[10]设计了一种基于标准动车组的变轨距转向架方案，在参考CR400BF动车组动力学参数的基础上，对相关动力学参数进行了调整，仿真分析表明该结构方案可行，但其可靠性还需进一步研究。李国栋 等[11]提出了变轨距高速动车组应对除轨距外的其他各种变化具有较好的适应性。

综上，为了促进丝绸之路经济带沿线国家和地区之间进行更加密切的贸易往来，我国亟需加大对变轨距转向架的研制工作。本文利用动力学仿真软件SIMPACK建立了变轨距车辆系统非线性模型，分析了车辆在不同轨距线路上典型运行状态的动力学性能，并对车辆在车轮磨耗状态下的动力学性能进行了预测。

1 变轨距转向架动车组车辆的结构特点

1 435/1 520 mm变轨距转向架主要由焊接构架组成、一系悬挂及轮对轴箱定位装置、二系悬挂及牵引装置、摇枕、基础制动装置等组成。构架采用H型结构，质量轻、强度高。一系悬挂由两组螺旋钢弹簧、橡胶垫、一系垂向减振器和转臂定位装置组成。二系悬挂主要由空气弹簧组成、摇枕、横向止挡、抗侧滚扭杆、减振器等部件组成。车体与转向架间采用双牵引拉杆牵引装置，传递牵引力和制动力，动车转向架电动机直接弹性吊挂在构架上。

变轨距转向架与传统转向架相比，其轮对轴箱装置增加了变轨和锁紧机构，车轮和车轴不再是过盈装配成一个整体，而是装有2个可变轨距轮对，主要由变轨距车轮、车轴、锁紧组件、密封式双列圆锥滚子轴承单元、转臂轴箱、解锁组件、轴箱盖、轴箱支撑装置、轴端组件等组成，呈夹钳式变轨距锁紧装置位于车轮和车轴之间。

2 车辆系统非线性模型

以往的变轨距车辆动力学研究在动力学建模时将轮对简化为一个整体，没有考虑变轨距结构存在的间隙[8-11]，而变轨距转向架由于车轮需要适应不同轨距的横向变位和运行要求，故其车轮和车轴不再是过盈装配成一个整体，而是在车轮和车轴间有可能存在横向间隙、周向间隙和径向间隙，这些间隙会对车辆的动力学性能产生影响，因此在动力学仿真建模时需要加以考虑。

为了精确模拟车辆系统的运行性能，建模时考虑了将系统横向运动和垂向运动耦合起来的数学模型。变轨距车辆系统动力学模型如图1所示，变轨距车辆系统模型自由度如表1所示。

图1 变轨距车辆系统动力学模型

表1 变轨距车辆系统模型自由度

考虑到变轨距转向架结构特点以及轴向间隙，在动力学建模时，将同一条轮对的2个车轮和1根车轴建成轮对内侧距可调模型[12]，如图2所示。车轮(滑动套筒)和车轴之间的花键转配使得周向和横向均存在一定间隙，其中旋转运动的周向间隙和扭转载荷的传递示意图如图3所示，其中R1为滑套内径，R2为车轴外径。车轮(滑动套筒)与车轴的横向和周向间隙采用非线性止挡特性加以描述。

图2 轮对内侧距可调模型(考虑轮轴间隙)

图3 轮轴间周向间隙和扭转载荷传递示意图

由于车轮和车轴采用间隙配合，故车轮和车轴之间也会存在一定的径向间隙，是一种面与面之间的接触关系。为考虑其径向间隙和接触区的正压力以及摩擦力，一种方法是采用大刚度的间隙止挡模型模拟径向力，通过基于法向力和摩擦因数的摩擦力元模拟切向摩擦力；另外一种方法是直接利用SIMPACK所提供的简化Hertz接触模型考虑圆柱面-圆柱面的接触关系[13]，如图4所示。

图4 轮轴径向接触模型

此外，在动力学模型中，轮轨法向接触关系采用Hertz接触弹簧表达，轮轨间的蠕滑力由SIMPACK自带的Kalker非线性简化蠕滑理论程序计算，如不做特殊说明，取Kalker蠕滑系数的饱和比例因子为1.0，轮轨间滑动摩擦因数为0.35。

3 不同轨道谱激励下的动力学性能

车轮采用LMB10踏面，在准轨(轨距1 435 mm，轨底坡1/40，轨廓CN60)和宽轨(轨距1 520 mm，轨底坡1/20，轨廓P65)线路上运行，考虑轮轴之间的轴向间隙0.5 mm，周向间隙0.3 mm，径向间隙0.5 mm，轮轴间赫兹接触摩擦因数0.05时，分析不同轨道谱激励下的车辆动力学性能。其中曲线线路考虑为R7 000 m半径曲线，超高130 mm。

轨道谱计算工况如下：(1)客运专线武广线50%概率谱(WG50)；(2)客运专线武广线90%概率谱(WG90)；(3)客运专线京沪线50%概率谱(JH50)；(4)客运专线京沪线90%概率谱(JH90)；(5)既有线胶济线轨道谱(Jiaoji)；(6)既有线秦沈线轨道谱(Qinshen)。

3.1 运行平稳性

准轨和宽轨运行条件下的车辆平稳性指标和舒适度指标见图5～图8，由计算结果可见：

图5 车辆平稳性指标(准轨)

图6 车辆舒适度指标(准轨)

图7 车辆平稳性指标(宽轨)

图8 车辆舒适度指标(宽轨)

(1) 轨道谱幅值越大，平稳性指标越大，车辆平稳性越差。总体来说，秦沈线轨道谱激扰工况下的车辆平稳性最差，客运专线90%概率谱和胶济线轨道谱激扰工况次之，客运专线50%概率谱激扰工况下的车辆平稳性最好。

(2) 准轨条件下，在车速400 km/h范围内，客运专线50%概率谱激扰工况下的车辆横向、垂向平稳性指标均低于2.5；秦沈线和胶济线轨道谱激扰工况下的车辆垂向平稳性指标在速度超过350 km/h时高于2.5低于2.75，舒适度指标均小于2.0。

(3) 宽轨条件下，在车速400 km/h范围内，客运专线50%概率谱激扰工况下的车辆横向、垂向平稳性指标均低于2.5；秦沈线轨道谱激扰工况下，在速度超过300 km/h后平稳性指标接近或超过2.5，胶济线轨道谱和京津90%概率谱激扰工况下，车辆后端垂向平稳性指标在速度超过350 km/h时超过2.5；秦沈线轨道谱激扰工况下，在速度超过300 km/h后舒适度指标大于2.0。

3.2 运行安全性

在车速400 km/h范围内，胶济线轨道谱、客运专线概率谱激扰工况下的车辆运行安全性指标低于标准限值。在秦沈线轨道谱激扰工况下，在速度超过350 km/h时，轮轴横向力、脱轨系数、轮重减载率都超过0.8。

车辆在宽轨线路上运行时的规律与准轨线路基本一致，均满足各相关规范的安全运行限度要求。

4 车轮磨耗状态下动力学性能预测

采用磨耗后车轮踏面，在准轨(轨距1 435 mm，轨底坡1/40，打磨后钢轨CN60D)和宽轨(轨距1 520 mm，轨底坡1/20，轨廓P65)线路上运行，考虑同样变轨距转向架间隙情况下，分析车辆动力学性能。

动力学仿真结果表明，车轮踏面磨耗后在CN60D打磨钢轨上运行时，变轨距转向架车辆在准轨和宽轨上运行的临界速度均达到600 km/h以上，运行安全性指标和运行品质各指标均满足《200 km/h以上速度级动车组动力学性能试验鉴定方法及评定标准》、EN以及UIC等相关标准规定的限度值要求。

5 结论

本文针对1 435/1 520 mm变轨距转向架新结构和参数，进行了变轨距转向架动车组车辆动力学性能分析计算，对比分析了不同轨道谱激扰下，车辆(包括新车轮、磨耗后车轮)在准轨线路上运行的运动稳定性、运行平稳性及运行安全性指标均满足《200 km/h以上速度级动车组动力学性能试验鉴定方法及评定标准》、EN以及UIC等相关标准规定的限度值要求，可在400 km/h速度范围内安全平稳运行。车辆在宽轨线路上运行时的运动稳定性、运行平稳性及运行安全性指标也都满足相关标准要求。