新一代单轴跨座式单轨车辆的曲线通过性能*

2024-02-23吕国敏杨百岭杜子学杨绪杰叶珍珍

城市轨道交通研究 2024年1期

吕国敏杨百岭杜子学杨绪杰叶珍珍冉龙

(1.重庆交通大学轨道交通研究院, 400074, 重庆; 2.重庆中车长客轨道车辆有限公司, 401133, 重庆)

为了解决目前单轴跨座式单轨车辆运行时出现单轴点头的难题,新型单轴跨座式单轨车辆走行系统采用牵引电机-齿轮箱-轮辋集成技术,不仅缩小了安装空间,还提升了动力输出的有效性,其悬挂系统采用空簧-抗点头扭杆的组合。本文通过建立动力学模型对单轴跨座式单轨车辆(以下简称“单轨车辆”)在小半径非正线曲线轨道和常规正线曲线轨道的曲线通过性能进行研究。

1 车辆动力学模型

单轨车辆结构复杂,各部件间存在相互作用力和相对运动,车轮与轨道梁之间存在复杂的轮轨耦合关系。有的部件可视为刚体,有的部件因具有特殊的非线性特性,可视为弹性体。在建立单轨车辆动力学模型时,对动力学性能影响较大的部件尽量贴合实际情况,而对动力学性能影响较小的部件可作如下假设和简化[1]:

1) 忽略车体和前后转向架的弹性变形,视为刚体。

2) 不考虑轨道梁弹性变形,走行轮与轨道梁始终保持接触状态。

3) 忽略悬挂元件的制造误差,假定车辆走行轮、导向轮和稳定轮结构对称且对应动力学参数相等。通过单轨车辆各部件间的拓扑关系,建立单轨车辆的动力学拓扑结构图,如图1所示。

注:β—走行轮自由度;γ—导向轮和稳定轮的自由度。

从拓扑图看出,车体与前后转向架构架各有5个DOF(自由度)——横摆、浮沉、侧滚、点头和摇头。走行轮、导向轮、稳定轮只有相对车轴旋转1个自由度。由此可得,单轨车辆模型的自由度为31个。

基于车辆拓扑结构,通过动力学仿真软件建立单节的单轨车辆动力学模型,如图2所示。

2 车辆曲线通过性能的评价指标

由于单轨车辆的转向架结构与一般铁道车辆不同,故铁道车辆曲线通过能力评价指标不适用于跨座式单轨车辆。参照文献[2],本文选取走行轮垂向力、走行轮侧偏角、导向轮与稳定轮径向力、走行轮侧偏力以及空簧的纵向力等作为单轨车辆的曲线通过能力评价指标。其中走行轮垂向力及走行轮侧偏角用于评价车辆在通过曲线时的安全性,导向轮与稳定轮径向力、走行轮侧偏力及沙漏簧纵向力是影响车辆转向架曲线通过性优劣的主要因素[3]。

2.1 走行轮垂向力

走行轮胎能承受的最大垂向力对走行轮胎的选型有一定的参考意义,可用于计算车辆倾覆系数D,评价车辆通过曲线时的安全性。其中:

D=Pd/Pst

(1)

式中:

Pd——转向架同一侧车轮的动载荷;

Pst——相应车轮的静载荷。

根据GB 5599—2019《机车车辆动力学性能评定和试验鉴定规范》规定,D≤0.8。

2.2 导向轮导向力

导向轮提供车辆通过曲线时所需的导向力,导向轮由充气橡胶轮胎和实心橡胶辅助轮组成。

在常规工况下,充气橡胶轮胎提供导向力。当充气橡胶轮胎的径向位移超过23 mm时,实心橡胶辅助轮和橡胶导向轮共同提供导向力。若要车辆具有良好的曲线通过性,则应保证在正常工况下导向力全部由充气橡胶轮胎提供。

在非正常工况下,大部分导向力由充气橡胶轮胎提供、剩余的由实心橡胶辅助轮提供。橡胶导向轮径向刚度为0.98 MN/m,非正常工况下单个导向轮最大导向力FL≤22.54 kN。

临界工况下,车辆在曲线线路上仍处于稳定状态,若前后转向架一侧导向轮中的一个径向力为0,且另一个径向力小于预压力的0.1倍(490 N),则车辆运行安全性将受影响[4]。

2.3 走行轮胎侧偏角

走行轮能承受的最大侧偏角取决于轮胎特性。单轨车辆的走行轮侧偏角限值为 2°。

2.4 转向架导向力矩

转向架导向力矩是评价车辆曲线通过性能的重要指标。图3为车辆通过曲线时的受力状态。车辆通过曲线时的转向架导向力矩越小,车辆的曲线通过性能就越好[5]。

图3 车辆通过曲线时的受力状态

导向轮径向形成摇头力矩引导车辆沿曲线运行,前、后转向架走行轮的侧偏力形成摇头力矩,分别阻碍和促使转向架摇头,沙漏簧纵向力形成摇头力矩使转向架回到平衡位置。导向轮承受的最大导向力为22.54 kN,导向轮能提供的最大导向力矩为:

MLmax=FLmaxL1

(2)

式中:

MLmax——最大导向力矩;

FLmax——最大导向力;

L1——导向轮轴距,本文取1.6 m。

由式(2)可得MLmax=36.06 kNm。

3 车辆轨道线路模型

对跨座式单轨车辆过弯时受力状态分析,导向轮随车速增大,载荷变化最明显,当有导向轮脱离轨道面,此时车速为最高车速。根据GB 50458—2008《单轨交通设计规范》对车辆在曲线上的运行速度与轨道半径关系的规定,重庆市轨道交通集团有限公司(以下简称“重庆轨道交通公司”)根据实际情况调整限速计算式为:

(3)

式中:

v——列车通过曲线的最高车速,单位km/h;

R——曲线半径,单位 m。

为平衡车辆在过弯时产生的离心力,在弯道上设置曲线超高[6]。超高率须满足:

(4)

式中:

α——超高角;

h——超高值;

g——重力加速度;

vc——行车平均速度;

R——曲线半径;

S——左右走行轮中心轮距。

依据GB/T 50458—2022《跨座式单轨交通设计标准》,当曲线超高率不大于12%时,允许欠超高率和过超高率分别为5%与3%。按此要求建立动力学模型进行仿真分析。

单轨车辆在车辆段或维修工段等非正线线路行驶时,由于没有运行速度限制和场地限制,车场线和辅助线路会出现更小半径的曲线线路。通过单轨车辆非正线曲线通过性能分析,可以采用静力学方法和动力学方法,计算新型单轨车辆极限状态下所能通过曲线线路的最小曲线半径。

3.1 静力学方法计算最小曲线半径

车辆转弯时,转向架与车体相对最大转角发生在转弯极限工况。此时,左右沙漏簧产生最大纵向位移,对角导向轮发生最大变形,横向止档被完全压紧,从而使转向架与车体的相对转角达到最大位置。转弯极限工况下的曲线半径最小[7]。

3.1.1 左右空气弹簧的最大纵向位移

根据单轨车辆设计要求,沙漏簧纵向位移最大值为±107 mm,由此引起的转向架最大转角为5.93°,如图4所示。

图4 沙漏簧最大纵向位移引起的转向架转角

3.1.2 对角导向轮的最大变形

对角导向轮最大变形导致的转向架转角如图5所示。由图5可知,在转弯极限工况下,对角位置的导向轮发生最大变形(安全轮与轨道梁即将接触),另一对角导向轮与轨道面脱离。此工况下车辆必须缓慢驶过弯道[8]。由对角导向轮最大变形导致的转向架转角为1.65°。

图5 对角导向轮最大变形导致的转向架转角

3.1.3 横向止挡压紧

在车辆正常行驶时,中心销与横向止挡保持10 mm的间隙,横向止挡最大压缩量19 mm。在转弯极限工况,当前后转向架中心销分别向相反方向压紧止挡时,车体转角最大,中心销压紧位移约为29 mm。止挡完全压紧时的车体转角情况如图6所示。计算可得此时车体的转角σ为0.47°。

图6 止挡完全压紧时的车体转角示意图

3.1.4 最小曲线半径

综上所述,在转弯极限工况下车体与转向架的最大转角为7.94°。据此计算可得,单轨车辆能通过的最小曲线半径理论值为25.57 m。

3.2 动力学仿真计算最小曲线半径

空气弹簧设计参数纵向刚度为87 N/mm,空气弹簧的最大纵向位移设计值为107 mm,计算可得空气弹簧受到的最大纵向力为9.3 kN。

通过动力学仿真计算分析,当单轨车辆以缓慢的速度通过曲线半径为30 m的弯道时,空气弹簧纵向力如图7所示。由图7可见,空气弹簧最大纵向力为9.3 kN,达空气弹簧纵向力限值,此时的曲线半径为单轨车辆所能通过的最小曲线半径。

图7 空气弹簧所受纵向力

由静力学方法计算可得,单轨车辆极限通过最小曲线半径理论值为25.57 m。采用几何法计算在转弯极限工况的最小曲线半径,如图8所示。计算结果有一定的误差。由动力学方法计算可知,与横向止挡和导向轮相比,空气弹簧最先到达极限状态,单轨车辆所能通过的最小曲线半径为30 m。根据重庆轨道交通既有同类列车的运行经验,在车辆满足线路运营要求的基础上,应尽量不逼近极限转弯半径,以有效保证车辆悬挂元件、贯通道及车钩等部件免受破坏性损伤。因此,动力学仿真选取的曲线半径为35 m。

a) 总平面示意图

4 车辆通过曲线时的受力

4.1 动力学性能分析

根据上文,新设计的单轨车辆有能力通过半径为35 m的曲线线路。在此线路条件下,根据GB 50458—2008《单轨交通设计规范》及重庆轨道交通公司规定,列车最高运行速度分别为27.5 km/h及25.5 km/h,曲线超高率为12%。以单轨车辆按AW0(空载)和AW3(满载)工况在此线路条件下运行为例,进行车辆曲线通过性能的动力学仿真计算。

4.1.1 AW0工况下的曲线通过性能

在AW0工况下,车速为25.5 km/h,导向轮及稳定轮的预压力均为4 900 N,则仿真计算结果如图9—图11所示。

图9 在AW0工况下的走行轮垂向力仿真结果

由图9及图10可以看出:

图10 在AW0工况下的走行轮侧偏力仿真结果

1) 由于前后2个缓和曲线段存在超高差,故前后转向架走行轮的增减载情况相反;在圆曲线段,前后转向架走行轮增减载情况相同;在车辆通过曲线段的过程中,前转向架左走行轮和后转向架右走行轮载荷变化较大。

2) 由于前后转向架的旋转方向相反,所以前、后转向架走行轮侧偏力方向相反。同一转向架走行轮侧偏力基本相同,前转向架走行轮侧偏力大于后转向架。

从图11中可以看出:

a) 前转向架导向轮径向力

1) 单轨车辆通过直线段时,左右导向轮径向力大小相等,均为预压力4 900 N。进入曲线段后:对于前转向架,前左导向轮和后右导向轮径向力增加,前右导向轮和后左导向轮径向力减小,形成摇头力矩引导车辆通过曲线;对于后转向架,增减与前转向架相反,形成与前转向架相反的摇头力矩。与后转向架相比,前转向架导向轮径向力变化更大。在AW0工况下,前转向架前左导向轮的最大径向力为19.14 kN,小于22.54 kN。此时,安全轮未与轨道面接触,而前右导向轮径向力减载到0,脱离轨道面。车辆过曲线段时单个导向轮暂时脱离轨道面,并不会危及车辆运行的安全性。

2) 在单轨车辆通过曲线时,稳定轮径向力有所变化。在缓和曲线段,由于超高值的变化较大,车辆受到轨道平面扭曲的影响,左右稳定轮径向力会发生较大变化;在圆曲线段,左右两侧稳定轮径向力变化幅度较小。稳定轮的主要作用是抵抗不平衡的倾覆力矩,导向作用较小。

4.1.2 AW3工况下的单轨车辆曲线通过性能

在AW3工况下,车速为25.5 km/h,导向轮、与稳定轮的预压力均为4 900 N,则仿真计算结果如图12—图14。

图12 在AW3工况下的走行轮垂向力仿真结果

由图12及图13可以看出:

图13 在AW3工况下的走行轮侧偏力仿真结果

1) 由于前后两个缓和曲线段存在超高差,故前后转向架走行轮增减载情况相反;在圆曲线段,前后转向架走行轮增减载情况相同;在单轨车辆通过曲线段的整个过程中,前转向架左走行轮和后转向架右走行轮的载荷变化较大。

2) 由于前后转向架的旋转方向相反,所以前、后转向架走行轮侧偏力方向相反。同一转向架走行轮侧偏力基本相同,前转向架走行轮侧偏力大于后转向架。

从图14中可以看出:

a) 前转向架导向轮径向力

1) 单轨车辆通过直线段时,导向轮径向力大小相等,均为预压力4 900 N;单轨车辆进入曲线段后,前转向架前左导向轮和后右导向轮的径向力增加,前右导向轮和后左导向轮径向力减小,形成摇头力矩引导车辆通过曲线;后转向架与前转向架的摇头力矩增减情况相反,故二者摇头力矩相反。与后转向架相比,前转向架导向轮径向力变化更大。在AW3工况下,前转向架前左导向轮最大径向力为18.96 kN,小于22.54 kN,安全轮还未与轨道面接触,而前右导向轮径向力减载到0,脱离轨道面。车辆过弯时单个导向轮暂时脱离轨道面,并不会危及车辆运行的安全性。

2) 在车辆经过曲线段时,稳定轮径向力有所变化。在缓和曲线段,由于超高值的变化较大,车辆受到轨道平面扭曲的影响,左右稳定轮径向力发生较大变化;在圆曲线段,稳定轮径向力变化幅度较小。稳定轮主要作用是抵抗不平衡倾覆力矩,导向作用较小。