独立旋转车轮的自导向特性

独立旋转车轮的自导向特性

与传统的倾斜齿轮相比，独立旋转车轮可以通过左右齿轮的分离，有效消除车轮之间的纵向滑动。由于纵向蠕滑的消除,独立旋转车轮理论上不存在蛇行运动,在直线上可获得较高的临界速度;在曲线上能够消除通过小曲线时轮轨间的纵向滑动及其噪声。但正是由于独立旋转车轮不存在纵向蠕滑,独立旋转车轮将失去传统轮对所具有的直线上自动对中和曲线上自动导向功能。有关独立旋转车轮转向架直线动力学特性的详细研究见文献,本文将对独立旋转车轮和传统轮对的曲线通过性能进行分析和研究。车辆动力学研究的主要内容是车辆运行时各种线路激扰下的响应,曲线通过是其领域中的重要研究内容之一。车辆由直线进入曲线,特别是通过缓和曲线时,由于各种激扰因素的输入,轮轨间将产生复杂的作用力,对车辆曲线通过的动力学性能产生极大的影响。通过线路试验虽可取得曲线通过的动力学性能和安全性指标的第一手资料,但线路试验不仅成本高,安全性差,且外界众多不定因素将影响其试验结果的重复性,故难以揭示所研究对象的内在本质。基于此,本文通过建立独立旋转车轮转向架车辆的动力学计算模型,利用数值模拟方法对独立旋转车轮转向架和传统轮对转向架进行曲线通过的动态仿真计算,得出两种转向架曲线通过动力学响应的时间历程图,对两种转向架车辆的曲线通过性能进行比较。1独立旋转车轮车辆是一个复杂的多刚体、多自由度的非线性振动系统,各部件通过弹簧和减振器等相连接。若忽略相邻车辆间相互作用的影响,可将如图1所示的车辆模型作为整车研究对象。图1中,独立旋转车轮的外观与传统轮对相似,只是其左右车轮不再是固定安装于同一轴上,而是通过轴承装于同一轴上,其左右车轮可以相对车轴自由旋转。其结果是车轮连续滚动过程中在接触点的纵向速度与该点的轨道速度相等,故无纵向蠕滑。独立旋转车轮的这一特点是与传统轮对本质上的差别之处,但其横向蠕滑和自旋蠕滑依然存在。模型各刚体的自由度选取如下:车体:横移YC,侧滚ϕC,摇头ΨC;构架:横移YTk,侧滚ϕTk,摇头ΨTk;车轮:横移Ywi,点头θwli和θwri,摇头Ψwi。其中k=1,2,分别代表前、后转向架;i=1,2,3,4,分别代表1～4位轮对。对于独立旋转车轮转向架,由于其左右车轮的旋转角速度不同,故每一轮对的自由度为4个。于是,独立旋转车轮转向架车辆的自由度共计25个。而对传统轮对转向架车辆,左右车轮的点头自由度为同一个,故其自由度共计21个。曲线线路是由一段超高和曲率都固定的圆曲线及其两端各有一段超高和曲率都不断变化的缓和曲线组成。在缓和曲线上,曲线半径由直线部分的无穷大均匀变化为圆曲线的半径,超高由零变为圆曲线的常数,缓和曲线的半径和超高随缓和曲线的位置按一定函数关系变化。考虑到动态曲线的主要激扰是线路的曲率和超高的激扰输入,故一般在处理时,忽略线路不平顺的影响。本文的线路输入为线路的曲率和超高,线路设置为缓和曲线(100m)—圆曲线(100m)—缓和曲线(100m)—直线(30m),圆曲线半径为500m,外轨超高120mm。2动力学方程2.1前、后转向架结构形式的选择为分析问题的简化起见,在建立整车的运动微分方程之前,首先给出如下假设:(1)车体、转向架构架、车轮视为刚体,即不计这些部件本身的弹性变形。(2)车体、转向架结构对称,前、后转向架的结构与各零部件的参数尺寸完全相同。(3)在曲线上车辆的横向运动和垂向运动是弱耦合的,故在分析车辆的曲线通过性能时,主要考虑其横向运动。(4)本文所研究的独立旋转车轮为左右车轮具有公共轴的独立旋转车轮轮组,即左右车轮有相同的横移量和摇头角。2.2u2009d-s,传统车辆u对于车辆系统的某一刚体建立坐标系统(Oi,Xi,Yi,Zi)。Oi设置在刚体质心上,Xi、Yi、Zi坐标轴与惯性轴一致。该刚体的空间位置由坐标系统(O,X,Y,Z)确定。原点O设置在轨道的理论中心,X轴沿轨道理论中心线指向车辆前进方向,Y轴在轨道理论平面内垂直于X轴向左,Z轴向上。坐标系统(Oi,Xi,Yi,Zi)通过Xi、Yi、Zi平移成坐标(O,X,Y,Z),且分别绕X、Y、Z轴转动角度ϕi、θi、Ψi。2.3b车辆横向运动能力mwi1r为便于计算,将车辆系统分离为若干子系统,分别进行受力分析,建立各自的运动方程,再将各方程联立用数值积分方法求解。由于独立旋转车轮转向架车辆的车体和转向架的受力与传统轮对转向架车辆的相似,二者的运动方程也相似,故不再赘述,仅将独立旋转车轮的运动方程列写如下:X=M-1H(1)式中,X=⎡⎣⎢⎢⎢⎢y¨wiθ¨wliθ¨wriΨ¨wi⎤⎦⎥⎥⎥⎥,M-1=⎡⎣⎢⎢⎢⎢⎢m−1wi00002J−1wyi00002J−1wyi0000J−1wzi⎤⎦⎥⎥⎥⎥⎥,H=⎡⎣⎢⎢⎢⎢H10000H20000H30000H4⎤⎦⎥⎥⎥⎥⎧⎩⎨⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪H1H2H3H4⎫⎭⎬⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪=⎧⎩⎨⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪F1i+F2i+T1i+T2i+N1i+N2i+mwi(gΦdi+r0Φ¨sei)−(T3i+N3i)r1i+M1i−(T4i+N4i)r2i+M2i(T4i−T3i+N4i−N3i)b0+(F3i−F4i)b1+b0Ψwi(T2i−T1i+N2i−N1i)+M3i+M4i+Jwzivddt[1R]⎫⎭⎬⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪⎪(i=1～4)式中,F1i、F2i——分别为左、右轮一系悬挂横向力/kN;F3i、F4i——分别为左、右轮一系悬挂纵向力/kN;Φdi——欠超高角/rad;b0——左、右轮轨接触点间横向距离之半/m;r0——车轮标称滚动圆半径/m;v——车辆模拟运行速度/m·s-1;g——重力加速度/m·s-2;rli、rri——分别为左、右轮滚动圆半径/m;T1i、T2i——分别为左、右轮横向蠕滑力/kN;T3i、T4i——分别为左、右轮纵向蠕滑力/kN;Φsei——线路实际超高角/rad;b1——一系悬挂横向跨距之半/m;R——曲线半径/m;Jwzi——轮对绕z轴的转动惯量/kg·m2;Jwyi——轮对绕y轴的转动惯量/kg·m2;mwi——轮对质量/kg;N1i、N2i——分别为左、右轮法向正压力的横向分力/kN;N3i、N4i——分别为左、右轮法向正压力的纵向分力/kN;M1i、M2i——分别为左、右轮自旋蠕滑力矩在y轴的分量/kN·m;M3i、M4i——分别为左、右轮自旋蠕滑力矩在z轴的分量/kN·m。在独立旋转车轮的运动方程中,左右车轮的点头(旋转)方程是独立的,这是因为左右车轮旋转角速度不相等之故。当ωr=ωl时,该两式即演变成传统轮对的运动方程,如下所示:θ¨wi=1Jwyi[−(T3i+N3i)rli−(T4i+N4i)rri+M1i+M2i](i=1∼4)3两种转向架轮轨横向力对比传统轮对存在纵向蠕滑力,故曲线通过时纵向蠕滑力产生的回转力矩能够起到导向作用。与此相比,独立旋转车轮理论上不存在纵向蠕滑,因而将失去传统轮对所具有的曲线上自动导向功能,只能靠轮缘导向。因此,二者的曲线通过性能本质上有较大差异。本文利用数值模拟方法预测两种转向架的曲线通过性能。在前述线路条件下,车辆运行速度为100km·h-1时两种转向架的曲线通过性能如图2～图6所示。图2所示为传统轮对和独立旋转车轮转向架曲线通过时各轮对及轮组相对于轨道中心线横移量的动态变化规律,其中Yw1、Yw2、Yw3、Yw4分别代表传统轮对第一、二、三、四位轮对和独立旋转车轮轮组相应的横移量。由图可见,传统轮对的横向位移从轮对进入缓和曲线开始逐渐增大,在圆曲线上达到最大值并基本保持稳定,出圆曲线后便开始逐渐减小,在直线部分即在中心线左右振动。而独立旋转车轮轮组的横向位移却有所不同,由于缺乏自动导向功能,独立旋转车轮轮组的横向位移在缓和曲线上就已达到最大值,在圆曲线上基本保持稳定,但出圆曲线后未出现减小的趋势,特别是第二、四位轮组不但没有减小,反而增大,在直线上才开始逐渐减小。从图2还可看出,传统轮对转向架的第一、三位轮对横移量远大于第二、四位轮对横移量,且一、三位轮对和二、四位轮对两两变化趋势相似,独立旋转车轮转向架也具有相似的变化规律。两种转向架各轮对及轮组冲角的变化曲线如图3所示,其中α1、α2、α3、α4分别代表传统轮对第一、二、三、四位轮对和独立旋转车轮轮组相应的冲角。由图可见,两种转向架各轮对及轮组冲角的变化趋势类似,第一、三位轮对及轮组的冲角较大,在圆曲线达到最大值,第二、四位轮对及轮组的冲角很小,几乎接近于零。同时,就第一、三位轮对及轮组的冲角来看,独立旋转车轮比传统轮对略大,其主要原因是传统轮对转向架通过曲线时,具有纵向蠕滑产生的回转力矩,使得冲角减小,故传统轮对转向架具有自导向功能。而独立旋转车轮不存在纵向蠕滑,缺乏其相应的回转力矩,故无自导向能力,导致冲角相对过大。图4所示为两种转向架外侧车轮的轮轨横向力时间历程图。其中,Fw1、Fw2、Fw3、Fw4分别代表两种转向架第一、二、三、四位轮对及轮组外侧车轮的轮轨横向力。由图可见,两种转向架外侧车轮的轮轨横向力的变化趋势基本相似。由缓和曲线到圆曲线,轮轨横向力逐渐增大,在圆曲线上达到最大值。而且与轮对冲角类似,独立旋转车轮第一、三位轮对的轮轨横向力比传统轮对的大,而第二、四位轮对的轮轨横向力比传统轮对的略小。如前所述,独立旋转车轮由于不存在纵向蠕滑,当轮缘贴靠钢轨时,无回转力矩,其结果是导向轴外侧车轮的轮轨横向力增大。传统轮对由于具有纵向蠕滑产生的回转力矩,故在一定程度上减小了其轮轨横向力。两种转向架外侧车轮脱轨系数变化曲线如图5所示,其中曲线1、2、3、4分别代表两种转向架第一、二、三、四位轮对(轮组)外侧车轮的脱轨系数,其定义为车轮所受横向力与垂向力的比值。由图可见,其变化趋势与轮轨横向力基本相似,脱轨系数从缓和曲线到圆曲线逐渐增大,在圆曲线达到最大值,且转向架导向轴的脱轨系数大于非导向轴脱轨系数。而且从图5可以看出,独立旋转车轮转向架导向轴的脱轨系数较传统对转向架导向轴的脱轨系数大,而非导向轴正好相反,这与独立旋转车轮导向轴外侧车轮的轮轨横向力大于传统轮对,非导向轴外侧车轮的轮轨横向力小于传统轮对相一致。图6所示为两种转向架车辆的整车磨耗指数与车辆行驶距离之间的关系曲线。显然,二者的变化趋势类似,且与其它性能指标具有相似的变化规律。磨耗指数从进入缓和曲线开始逐渐增大,在圆曲线上达到最大值并基本保持稳定,出圆曲线后即开始逐渐减小。所不同的是,独立旋转车轮转向架的整车磨耗(实线所示)大于传统轮对转向架(虚线所示)。该结论与图2～4的结果是相吻合的。4独立旋转车轮轮缘贴靠严重与传统轮对相比,独立旋转车轮由于释放了左右车轮的旋转自由度,其动力学特性存在差异。本文在建立独立旋转车轮转向架车辆的动力学计算模型的基础上,利用数值模拟方法对独立旋转车轮转向架和传统轮对转向架的曲线通过性能进行了分析比较。计算表明,独立旋转车轮由于其左右车轮的相对转动约束不存在,失去了曲线上的自导向功能,故曲线通过时基本上只能靠轮缘导向,导致独立旋转车轮轮缘贴靠严重。