謝 欽，史 炎，馬衛(wèi)華

（西南交通大學(xué) 牽引動(dòng)力國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，成都 610031）

非對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架曲線通過(guò)性能分析

謝 欽，史 炎，馬衛(wèi)華

（西南交通大學(xué) 牽引動(dòng)力國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，成都 610031）

提出一種非對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架方案，分析了非對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架的受力特性和導(dǎo)向原理。使用Simpack建立相同參數(shù)的對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架、非對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架以及常規(guī)轉(zhuǎn)向架動(dòng)力學(xué)模型，分析了非對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架通過(guò)左、右曲線的動(dòng)力學(xué)性能、三種轉(zhuǎn)向架的曲線粘著利用率以及牽引力對(duì)三種轉(zhuǎn)向架曲線通過(guò)性能的影響。仿真結(jié)果表明：非對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架在通過(guò)左、右曲線時(shí)具有很好的對(duì)稱性；非對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架和對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架在干燥和濕滑的曲線軌道上運(yùn)行時(shí)具有基本一致的黏著利用率，而在R700 m以下的小半徑干燥曲線軌道上，兩種徑向轉(zhuǎn)向架的粘著利用率高于常規(guī)轉(zhuǎn)向架；隨著曲線半徑的增大，兩種徑向轉(zhuǎn)向架的第一輪對(duì)搖頭角和后軸輪軸橫向力顯著小于常規(guī)轉(zhuǎn)向架；對(duì)于運(yùn)行在不同的曲線半徑下，兩種徑向轉(zhuǎn)向架的脫軌系數(shù)和整車磨耗功率都優(yōu)于常規(guī)轉(zhuǎn)向架，由此可以得出，非對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架具有和對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架一樣優(yōu)于常規(guī)轉(zhuǎn)向架的曲線通過(guò)性能。

振動(dòng)與波；機(jī)車；非對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架；曲線通過(guò)；黏著利用率；搖頭角

19世紀(jì)末，德國(guó)人Klose提出“如果輪對(duì)在曲線上沿切線方向作純滾動(dòng)，則輪軌間的磨耗將最小”[1]，這被視為徑向轉(zhuǎn)向架的基本設(shè)計(jì)思想。為了解決通過(guò)曲線時(shí)輪軌間磨耗日益嚴(yán)重的問(wèn)題、改善機(jī)車車輛的走行品質(zhì)，人們?cè)?0世紀(jì)初提出了徑向轉(zhuǎn)向架這一創(chuàng)新性設(shè)計(jì)，并付諸實(shí)施，取得了良好的效果，在一定程度上解決了車輛的曲線通過(guò)性能和直線運(yùn)行穩(wěn)定性之間的矛盾。同時(shí)隨著對(duì)輪軌關(guān)系的深入研究，輪軌蠕滑理論于20世紀(jì)60年代取得一定的研究成果[2-3]，從而合理解釋了徑向轉(zhuǎn)向架導(dǎo)向機(jī)理：徑向轉(zhuǎn)向架不僅減弱了構(gòu)架與輪對(duì)間的定位約束，而且在導(dǎo)向輪對(duì)的縱向蠕滑力作用下，通過(guò)徑向機(jī)構(gòu)的調(diào)節(jié)使機(jī)車車輛過(guò)曲線時(shí)各個(gè)車軸不再保證平行而是各自沿曲線半徑方向調(diào)整，減小各輪對(duì)與曲線間的沖角，從而減輕了輪軌間的動(dòng)力作用，提高其曲線通過(guò)性能。機(jī)車轉(zhuǎn)向架與常規(guī)的轉(zhuǎn)向架相比優(yōu)勢(shì)明顯，是未來(lái)需要重點(diǎn)研究的新一代機(jī)車車輛走行部。第一種廣泛投入使用的機(jī)車徑向轉(zhuǎn)向架是20世紀(jì)70年代南非工程師Scheffel發(fā)明了一種以其名字命名的貨車徑向轉(zhuǎn)向架[4]，這種自導(dǎo)向徑向轉(zhuǎn)向架采用兩個(gè)U形副構(gòu)架以對(duì)角斜支撐的方式相連接的結(jié)構(gòu)。而且這種徑向轉(zhuǎn)向架的最高運(yùn)行速度可達(dá)120 km/h，相比傳統(tǒng)的AAR(美國(guó)鐵路協(xié)會(huì))三大件轉(zhuǎn)向架提高近40 km/h[1]；上個(gè)世紀(jì)80年代美國(guó)鐵路工程協(xié)會(huì)H.A.List在傳統(tǒng)的三大件式轉(zhuǎn)向架的基礎(chǔ)上研制出Dress DR-1型自導(dǎo)向徑向轉(zhuǎn)向架[4]；而由英國(guó)Scales發(fā)明設(shè)計(jì)、美國(guó)匹茲堡Devine公司制造的Devine-Scales迫導(dǎo)向轉(zhuǎn)向架通過(guò)曲線時(shí)利用導(dǎo)向桿系把車體和轉(zhuǎn)向架之間的轉(zhuǎn)角傳遞給輪對(duì)，使輪對(duì)在曲線上趨于徑向方向。同時(shí)導(dǎo)向桿系還能使車輛在直線上運(yùn)行時(shí)保證輪對(duì)軸線與軌道中心線保持垂直，抑制輪對(duì)的搖頭運(yùn)動(dòng)，提高轉(zhuǎn)向架的穩(wěn)定性；之后美國(guó)與德國(guó)又聯(lián)合開發(fā)出安裝了HTCR型徑向轉(zhuǎn)向架的SD6OMAC和SD7OMAC型內(nèi)燃機(jī)車。上述提到的無(wú)論是自導(dǎo)向徑向轉(zhuǎn)向架還是迫導(dǎo)向徑向轉(zhuǎn)向架無(wú)不通過(guò)在輪對(duì)之間或輪對(duì)與構(gòu)架或車體之間增加桿系來(lái)實(shí)現(xiàn)輪對(duì)在通過(guò)曲線時(shí)趨于徑向方向，但對(duì)于目前已有的對(duì)稱式的徑向轉(zhuǎn)向架來(lái)說(shuō)，相比常規(guī)轉(zhuǎn)向架，這會(huì)增大轉(zhuǎn)向架的簧下質(zhì)量，使轉(zhuǎn)向架的結(jié)構(gòu)變得復(fù)雜，同時(shí)還會(huì)要求提高轉(zhuǎn)向架的制造精度。為了改善徑向轉(zhuǎn)向架增加桿系帶來(lái)的負(fù)面影響，提出一種結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單的非對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架方案，并通過(guò)與常規(guī)轉(zhuǎn)向架、對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架對(duì)比仿真分析其曲線通過(guò)性能。

1 車輛曲線通過(guò)導(dǎo)向機(jī)理

車輛曲線通過(guò)相關(guān)研究表明[2-3]，當(dāng)車輛通過(guò)曲線時(shí)，輪對(duì)的搖頭角的增大會(huì)引起更大的橫向蠕滑，隨之帶來(lái)的輪軌間的橫向蠕滑力相應(yīng)變大，由此會(huì)加劇車輪輪緣的磨耗以及引起軌道的橫移。不僅如此，橫向蠕滑的增加還會(huì)帶來(lái)輪對(duì)的縱向黏著下降，相應(yīng)地，轉(zhuǎn)向架的回轉(zhuǎn)力矩減小和黏著性能降低[5]。搖頭角是評(píng)價(jià)車輛通過(guò)曲線性能的一項(xiàng)主要?jiǎng)恿W(xué)指標(biāo)。降低轉(zhuǎn)向架的一系定位剛度可以減小輪對(duì)的搖頭角，但這也會(huì)降低轉(zhuǎn)向架的直線穩(wěn)定性。而既保證較小的輪對(duì)搖頭剛度使輪對(duì)在曲線趨于徑向，又不降低轉(zhuǎn)向架的直線穩(wěn)定性看上去在常見的轉(zhuǎn)向架上很難實(shí)現(xiàn)。徑向轉(zhuǎn)向架的發(fā)明很好地解決這個(gè)問(wèn)題：通過(guò)將轉(zhuǎn)向架上的前后輪對(duì)通過(guò)一定方式連接起來(lái)，使其搖頭運(yùn)動(dòng)相互耦合，這樣轉(zhuǎn)向架在通過(guò)曲線時(shí)輪對(duì)軸線就在曲線軌道的半徑方向上，從而更好地通過(guò)曲線[5]。

機(jī)車通過(guò)曲線時(shí)，輪軌間除具有與車輛相同的橫向力及縱向力以外，還增加了牽引力，而過(guò)大的牽引力勢(shì)必會(huì)影響機(jī)車輪對(duì)的自導(dǎo)向功能[12]。如圖1所示。

圖1 蠕滑力F與蠕滑率γ關(guān)系曲線

機(jī)車車輛惰行通過(guò)曲線時(shí)，左右輪縱向蠕滑力方向相反，其中Fr為右輪蠕滑力，F(xiàn)l為左輪蠕滑力，這兩力形成了使輪對(duì)徑向偏轉(zhuǎn)的力矩。當(dāng)機(jī)車車輛牽引通過(guò)曲線，輪軌間增加了牽引力，左右輪縱向蠕滑力Fr、Fl分別移到位置上，接近蠕滑曲線的飽和區(qū)段，使得兩力形成的作用在輪對(duì)上的偏轉(zhuǎn)力矩顯著減小，影響輪對(duì)的自導(dǎo)向功能。

2 非對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架結(jié)構(gòu)與原理

絕大多數(shù)徑向轉(zhuǎn)向架作徑向調(diào)節(jié)時(shí)，輪對(duì)在水平面上以車軸中心為旋轉(zhuǎn)中心，且其中的徑向機(jī)構(gòu)與轉(zhuǎn)向架在同一垂直平面上，占用了轉(zhuǎn)向架原本的空間，為了避免對(duì)機(jī)車轉(zhuǎn)向架原有結(jié)構(gòu)產(chǎn)生影響，徑向機(jī)構(gòu)必須采用增加桿系和各種梁結(jié)構(gòu)等方法，但帶來(lái)的弊端一是增加了活動(dòng)關(guān)節(jié)數(shù)量將結(jié)構(gòu)復(fù)雜化，二是增加了簧下質(zhì)量，對(duì)機(jī)車的動(dòng)力學(xué)性能產(chǎn)生負(fù)面影響。

使用“Z”字桿結(jié)構(gòu)的對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架以德國(guó)E120電力機(jī)車為代表[13]，這種徑向轉(zhuǎn)向架結(jié)構(gòu)對(duì)稱，前后車軸分別以軸心O1、O2為旋轉(zhuǎn)中心，左右車輪力臂相等，如圖2所示。

進(jìn)入曲線時(shí)，左右車輪的縱向蠕滑力形成一個(gè)蠕滑力矩，在其作用下，前后車軸分別繞軸心O1、O2旋轉(zhuǎn)，且旋轉(zhuǎn)方向相反，使輪對(duì)趨于徑向位置。

如果只在右端設(shè)置徑向調(diào)節(jié)桿，另一端保持不變，則成為非對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架，如圖3所示，前后輪對(duì)的旋轉(zhuǎn)中心O1、O2分別移動(dòng)到左側(cè)軸箱位置，“Z”字桿位于右側(cè)，此種布局稱為右型機(jī)構(gòu)，它的反對(duì)稱布局，稱為左型機(jī)構(gòu)，以下不作聲明，則指右型機(jī)構(gòu)。在蠕滑力矩的作用下，前后車軸右端互相接近或互相背離，而左端O1、O2縱向距離保持不變，也就是，擴(kuò)大轉(zhuǎn)向架前后車軸在外軌一側(cè)車輪的間距，使輪對(duì)處于徑向位置。

圖2 E120機(jī)車徑向轉(zhuǎn)向架機(jī)構(gòu)示意圖

圖3 非對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架機(jī)構(gòu)示意圖

圖4為非對(duì)稱徑向機(jī)構(gòu)受力情況，輪對(duì)受力主要有：輪軌蠕滑力、蠕滑力矩、輪軌法向力、一系懸掛力及輪對(duì)重力等。

圖4 非對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架受力圖

圖4中T代表蠕滑力，TN代表法向力，F(xiàn)代表懸掛力，A代表軸箱間距；B代表前車輪滾動(dòng)圓與軸箱的間距；C代表后車輪滾動(dòng)圓與軸箱的間距；X代表縱向，Y代表橫向，Z代表垂向，L代表左，R代表右，M代表力矩，W代表輪對(duì)的重力，前后輪對(duì)受力種類相同，以′號(hào)區(qū)別。如TXL表示前輪對(duì)左側(cè)輪軌縱向蠕滑力表示后輪對(duì)右側(cè)一系橫向懸掛力。

3 動(dòng)力學(xué)模型

在不考慮車體、轉(zhuǎn)向架構(gòu)架、輪對(duì)及鋼軌等部件本身彈性變形的條件下，車輛系統(tǒng)可視為一個(gè)多剛體、多自由度的非線性振動(dòng)系統(tǒng)，各剛體通過(guò)相應(yīng)的連接裝置相連接。運(yùn)用多體動(dòng)力學(xué)軟件Simpack分別建立常規(guī)轉(zhuǎn)向架、非對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架以及對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架的動(dòng)力學(xué)模型，如圖5。

圖5 動(dòng)力學(xué)模型

以此對(duì)比分析三種轉(zhuǎn)向架的動(dòng)力學(xué)性能。模型考慮了車體、2個(gè)構(gòu)架、4個(gè)輪對(duì)、徑向機(jī)構(gòu)以及一系與二系彈簧和減振器等。模型主要參數(shù)：轉(zhuǎn)向架軸距為1.7 m；軌距為1 435 mm；輪徑為840 mm；軸重為25 t。懸掛參數(shù)中常規(guī)轉(zhuǎn)向架的一系縱向剛度是20 MN/m，而非對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架與對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架都是5 MN/m，其他參數(shù)完全相同。采用JM3踏面與60 kg·m-1鋼軌的匹配關(guān)系，軌底坡為1/40。

輪軌蠕滑力的計(jì)算采用Kalker非線性蠕滑理論，通過(guò)Fastsim算法來(lái)計(jì)算得出輪軌接觸力和蠕滑率的關(guān)系。

4 仿真分析

4.1 非對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架曲線通過(guò)對(duì)稱性分析

非對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架結(jié)構(gòu)不對(duì)稱，可通過(guò)以下兩種方法來(lái)分析非對(duì)稱的結(jié)構(gòu)是否對(duì)曲線轉(zhuǎn)向存在影響：右、左型機(jī)構(gòu)非對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架分別通過(guò)右曲線，或者左型機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)向架分別通過(guò)左、右曲線。為了清楚表達(dá)分析結(jié)果，此處使用后面的方法分析兩種情況下非對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架通過(guò)R300的S形曲線上的主要?jiǎng)恿W(xué)指標(biāo)，圖6是在干燥軌道上，它們的第一輪對(duì)搖頭角對(duì)比圖，二者圖形對(duì)稱，絕對(duì)值是4.99 mrad。此外，前軸橫向力均為15.9 kN，整車磨耗功率均為1.6 kN·m/s，脫軌系數(shù)一致，內(nèi)外軌脫軌系數(shù)分別是0.25、0.34，結(jié)果略。故非對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架通過(guò)左、右曲線時(shí)的動(dòng)力學(xué)性能基本上相同。

4.2 曲線黏著利用率

常規(guī)轉(zhuǎn)向架在通過(guò)曲線時(shí)，由于輪對(duì)相對(duì)于構(gòu)架間的水平定位剛度較大，兩輪對(duì)的軸線在構(gòu)架中幾乎保持相互平行，在通過(guò)曲線時(shí)，輪對(duì)與軌道間存在著較大的搖頭角，搖頭角使得輪軌間產(chǎn)生橫向運(yùn)動(dòng)分量，從而產(chǎn)生橫向蠕滑力。在總?cè)浠Σ蛔兊那闆r下，降低了縱向蠕滑力。搖頭角越大，橫向蠕滑力越大，輪軌間能傳遞的縱向蠕滑力便越小，產(chǎn)生曲線黏著系數(shù)降低現(xiàn)象。在曲線上，總黏著系數(shù)μr為縱向黏著系數(shù)μx、橫向黏著系數(shù)μy的矢量和。

圖6 第一輪對(duì)搖頭角對(duì)比

圖7、圖8給出了在不同半徑的圓曲線上，每軸牽引力T為20 kN時(shí)，三種轉(zhuǎn)向架分別行駛在干燥軌道、潮濕軌道時(shí)的第一位輪對(duì)的黏著系數(shù)，干燥軌道摩擦系數(shù)μ取0.3、潮濕軌道摩擦系數(shù)μ取0.1。

圖7 潮濕軌道牽引工況縱、橫向黏著系數(shù)

圖8 干燥軌道牽引工況縱、橫向黏著系數(shù)

由圖7、圖8可以看出所有分析工況下，非對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架和對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架縱向、橫向黏著系數(shù)基本一致。

圖7表明在濕滑牽引工況下，三種轉(zhuǎn)向架黏著利用率降低的水平相同。而從圖8可以看出，在干燥牽引工況下，曲線半徑大于500 m的情況下兩種徑向轉(zhuǎn)向架的縱向黏著系數(shù)利用顯著提升，兩種徑向轉(zhuǎn)向架在曲線半徑R500 m、R700 m、R900 m上的縱向、橫向黏著系數(shù)趨于一致。由此可以得出，在R700 m以下的小半徑曲線上，兩種徑向轉(zhuǎn)向架的黏著利用率高于常規(guī)轉(zhuǎn)向架。

4.3 牽引力對(duì)三種轉(zhuǎn)向架曲線通過(guò)的影響

車輪磨耗功率P反映了輪軌踏面上的磨耗，按下式計(jì)算[14]

整車磨耗功率是所有車輪磨耗功率之代數(shù)和，反映了整車的輪軌磨耗水平。為了分析牽引力對(duì)曲線通過(guò)的影響，計(jì)算曲線通過(guò)時(shí)第一導(dǎo)向輪對(duì)搖頭角、輪軌橫向力和整車磨耗功率。摩擦系數(shù)μ取0.3（下同），各軸牽引力T分別設(shè)置為20 kN。

圖9表明了在不同曲線半徑下三種轉(zhuǎn)向架的搖頭角的變化情況。

圖9 搖頭角

由圖9可以看出，隨著曲線半徑從300 m到900 m變化，非對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架和對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架曲線基本重合，兩者性能高度一致，而兩種徑向轉(zhuǎn)向架第一輪對(duì)搖頭角顯著小于常規(guī)轉(zhuǎn)向架。這表明了只設(shè)一套徑向調(diào)節(jié)桿的非對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架在通過(guò)曲線時(shí)具有和對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架一樣的趨于徑向的能力。

圖10-圖14給出了不同曲線半徑下三種轉(zhuǎn)向架的前后軸輪軸橫向力、內(nèi)外軌脫軌系數(shù)以及整車的磨耗功率的變化情況。由圖10和圖11可以看出，三種轉(zhuǎn)向架的第一輪對(duì)的輪軸橫向力變化趨勢(shì)一致。在曲線半徑300 m到500 m的變化過(guò)程中，兩種徑向轉(zhuǎn)向架的第一輪對(duì)輪軸橫向力相比常規(guī)轉(zhuǎn)向架的更大，但隨著曲線半徑的增大，兩者的差距在逐漸減小。在大于曲線半徑700 m的情況下，常規(guī)轉(zhuǎn)向架的輪軸橫向力要大于兩種徑向轉(zhuǎn)向架的。

對(duì)于第三輪對(duì)的輪軸橫向力，在曲線半徑300 m到900 m的變化區(qū)間里，兩種徑向轉(zhuǎn)向架都好于常規(guī)轉(zhuǎn)向架，這是由于機(jī)車車輛通過(guò)曲線時(shí)，未平衡的離心力要由輪軸橫向力來(lái)平衡。與對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架一樣，非對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架可以通過(guò)導(dǎo)向機(jī)構(gòu)使前后軸輪軸橫向力重新分配，抑制輪軸橫向力的最大幅值，提高其安全性。

圖10 前軸輪軸橫向力

圖11 后軸輪軸橫向力

圖12 外軌脫軌系數(shù)

從圖12和圖13可以看出，三種轉(zhuǎn)向架脫軌系數(shù)都合格，而隨著曲線半徑的增大，兩種徑向轉(zhuǎn)向架的脫軌系數(shù)明顯優(yōu)于常規(guī)轉(zhuǎn)向架。并從圖中可以得出，在曲線半徑從300 m到900 m的變化過(guò)程中，兩種徑向轉(zhuǎn)向架的整車磨耗功率小于常規(guī)轉(zhuǎn)向架，見圖14。

圖13 內(nèi)軌脫軌系數(shù)

圖14 整車磨耗功率

5 結(jié)語(yǔ)

提出了一種新型非對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架方案，并分析了其導(dǎo)向原理，建立了非對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架和對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架、常規(guī)轉(zhuǎn)向架的多體動(dòng)力學(xué)模型，進(jìn)行了對(duì)比仿真，分析了三種轉(zhuǎn)向架的曲線通過(guò)性能：

(1)非對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架通過(guò)左、右曲線時(shí)的搖頭角和磨耗功率一致，脫軌系數(shù)相差不大，可見非對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架通過(guò)左、右曲線的動(dòng)力學(xué)性能基本相同，非對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架在通過(guò)曲線時(shí)具有很好的對(duì)稱性。

(2)仿真結(jié)果表明，非對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架與對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架在干燥和濕滑曲線軌道上牽引工況曲線粘著利用率基本一致；而在干燥軌道上，三種轉(zhuǎn)向架的曲線粘著利用率都有顯著提升，并且在R700 m以下的情況兩種徑向轉(zhuǎn)向架的縱向粘著系數(shù)要高于常規(guī)轉(zhuǎn)向架。

(3)隨著曲線半徑從300 m增大到900 m，兩種徑向轉(zhuǎn)向架的第一輪對(duì)搖頭角一直顯著小于常規(guī)轉(zhuǎn)向架的搖頭角；前軸輪軸橫向力三種轉(zhuǎn)向架差別不大，但兩種徑向轉(zhuǎn)向架的后軸輪軸橫向力要小于常規(guī)轉(zhuǎn)向架；隨著曲線半徑的增加常規(guī)轉(zhuǎn)向架的脫軌系數(shù)都大于兩種徑向轉(zhuǎn)向架；同時(shí)兩種徑向轉(zhuǎn)向架的整車磨耗功率要明顯小于常規(guī)轉(zhuǎn)向架，從上述結(jié)果可看出，非對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架具有和對(duì)稱徑向轉(zhuǎn)向架一樣優(yōu)于常規(guī)轉(zhuǎn)向架的曲線通過(guò)能力。

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Analysis of Curve Negotiating Performance of Asymmetrical Radial Bogies

XIE Qin,SHIYan,MA Wei-hua
（State Key Laboratory of Traction Power,Southwest Jiaotong University,Chengdu 610031,China)

A new scheme for asymmetrical radial bogies is proposed.Mechanical properties and steering principles of the asymmetrical radial bogies are analyzed.Dynamics models of symmetrical bogies,asymmetrical radial bogies and normal bogies are built respectively by means of Simpack.Curve negotiating performance of the asymmetrical radial bogie when the train passing through left and right curves is analyzed respectively.The utilization ratios of adhesion on curves of the three bogie models are calculated.And the influence of the traction forces of the three models on curve negotiating performance is investigated.The results indicate that the asymmetrical radial bogie has a good symmetry of performance when negotiating both left and right curves.Both symmetrical and asymmetrical radial bogies have essentially the same utilization ratio of adhesion when running on the dry and slippery curved tracks.However,on dry curved tracks with the radius less than 700 m,both adhesion utilization ratios of the two radial bogies are greater than the one of the normal bogie. With the increase of the curve radius,the yaw angle of the first wheelsets of the two radial bogies and the lateral force of the rear wheelsets are smaller than the one of the normal bogie.Derailment coefficient and wear power of whole vehicle with normal bogie are greater than the one with the two radial bogies when running on the curved track with various radii.It can be concluded that the asymmetrical radial bogie possesses the same good dynamics performance as the symmetrical radial bogie,and is better than the normal bogie.

vibration and wave;locomotive;asymmetrical radial bogie;curve negotiation;adhesion utilization ratio; yaw angle

U27

：A

：10.3969/j.issn.1006-1335.2016.06.018

1006-1355(2016)06-0092-05+100

2016-05-25

國(guó)家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目（51575458）；牽引動(dòng)力國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室自主研究課題資助項(xiàng)目(2016TPL-T10)

謝欽（1993-），男，碩士生，主要研究方向?yàn)闄C(jī)車車輛動(dòng)力學(xué)。

馬衛(wèi)華(1979-)，男，工學(xué)博士，副研究員。E-mail:mwh@swjtu.cn