李金城 ，丁軍君 ，吳朋朋 ，楊 陽(yáng) ，李 芾

（1. 西南交通大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院，四川 成都 610031；2. 中鐵物軌道科技服務(wù)集團(tuán)有限公司，北京 100036）

低地板有軌電車具有無(wú)污染、能耗小、能效高等特點(diǎn)，相比地鐵車輛其線路易于建設(shè)、造價(jià)低、靈活性好，備受各國(guó)青睞. 低地板有軌電車采用槽型軌運(yùn)行于城市路面，相比干線鐵路車輛，其運(yùn)行線路存在更多的小半徑曲線，伴隨車輛運(yùn)行速度的提升和線路曲線半徑的減小，車輛在曲線線路的車輪磨耗急劇增加.70%低地板與100%低地板有軌電車是最為常見(jiàn)的輕軌車輛. 相比100%低地板有軌電車，70%低地板有軌電車運(yùn)用技術(shù)更加成熟，應(yīng)用更為廣泛.70%低地板有軌電車頭車與尾車一般采用動(dòng)力轉(zhuǎn)向架且使用傳統(tǒng)剛性輪對(duì)，車體地板面為高地板，中部車輛為拖車轉(zhuǎn)向架，采用獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪或小半徑車輪以實(shí)現(xiàn)低地板面的要求.

為了解獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪的動(dòng)力學(xué)性能，實(shí)現(xiàn)其在軌道車輛中的推廣應(yīng)用，國(guó)內(nèi)外學(xué)者做了大量研究工作. 文獻(xiàn)[1]中針對(duì)單個(gè)轉(zhuǎn)向架采用剛性輪對(duì)、獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪以及其組合形式進(jìn)行對(duì)比分析，證明全部采用獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪的轉(zhuǎn)向架臨界速度最高，剛性輪對(duì)在前獨(dú)立車輪在后的轉(zhuǎn)向架具有較好的導(dǎo)向能力，其計(jì)算結(jié)果與文獻(xiàn)[2]中研究結(jié)果一致. 文獻(xiàn)[3-4]針對(duì)采用獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪的單節(jié)車輛的直線動(dòng)力學(xué)性能與曲線通過(guò)脫軌系數(shù)、輪緣磨耗問(wèn)題進(jìn)行分析，提出獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪的對(duì)中能力是急需解決的問(wèn)題. 文獻(xiàn)[5]從獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪的導(dǎo)向能力出發(fā)，對(duì)比了被動(dòng)懸掛與主動(dòng)導(dǎo)向兩大類懸掛技術(shù)的可行性及效果，針對(duì)獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪穩(wěn)定性集成控制方法作出說(shuō)明.

拖車采用傳統(tǒng)剛性輪對(duì)和獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪的低地板有軌電車轉(zhuǎn)向架結(jié)構(gòu)如圖1所示.

圖1 兩種不同模式的有軌電車拖車轉(zhuǎn)向架Fig.1 Two different non-powered tram bogies

兩拖車轉(zhuǎn)向架均包括構(gòu)架、一系懸掛、二系懸掛、基礎(chǔ)制動(dòng)裝置等部分，且車輪直徑一致，其最大差別在于前者采用剛性輪對(duì)，后者采用獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪.

車輪磨耗直接反映了輪軌接觸狀態(tài)的優(yōu)劣. 兩端頭車采用剛性輪對(duì)，中部拖車采用獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪的編組形式，輪軌磨耗狀態(tài)不同于單節(jié)車輛及整車全部采用剛性輪對(duì)/獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪的情況. 本文針對(duì)兩種模式的70%低地板有軌電車，對(duì)其直線運(yùn)行穩(wěn)定性、平穩(wěn)性及曲線通過(guò)性能進(jìn)行對(duì)比，并根據(jù)Archard磨耗模型計(jì)算了兩車輛在直線運(yùn)行時(shí)的磨耗分布與運(yùn)行于不同曲線時(shí)的磨耗演變規(guī)律.

1 車輪導(dǎo)向原理

車輛運(yùn)行于曲線或直線線路時(shí)，受線路激擾的影響車輪會(huì)產(chǎn)生橫移、搖頭現(xiàn)象，在輪軌間的橫向蠕滑力Ty與輪軌間法向力的橫向分力Fg共同作用下，減小了車輪橫移量y和搖頭角ψ. 輪軌間法向力的橫向分力在車輪踏面與鋼軌接觸時(shí)表現(xiàn)為左右車輪重力復(fù)原力的差值 S，即 S = Sl- Sr（Sl、Sr分別為左、右輪的重力復(fù)原力），在輪緣與鋼軌接觸時(shí)表現(xiàn)為輪緣力Ny與S的合力，如式（1）所示.

式中：Δy為車輪輪緣距鋼軌距離.

車輛運(yùn)行時(shí)，剛性輪對(duì)左右側(cè)車輪通過(guò)車軸耦合在一起，無(wú)相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)，其橫移與搖頭運(yùn)動(dòng)同時(shí)產(chǎn)生，如圖2所示，圖中：Txl、Tyl為左輪縱向和橫向蠕滑力；Txr、Tyr為右輪縱向和橫向蠕滑力.

圖2 剛性車輪直線運(yùn)行導(dǎo)向Fig.2 The guide of rigid wheel running on a straight line

當(dāng)車輛運(yùn)行于直線時(shí)，在線路激勵(lì)的作用下輪對(duì)相對(duì)軌道中心向左偏移y，左右車輪產(chǎn)生的縱向蠕滑力矩會(huì)使輪對(duì)順時(shí)針偏轉(zhuǎn)角ψ，由于偏轉(zhuǎn)而產(chǎn)生的橫向蠕滑力指向軌道中心與左右側(cè)車輪產(chǎn)生的力S共同作用使輪對(duì)回到中心位置. 縱向蠕滑力產(chǎn)生的回轉(zhuǎn)力矩在車輛直線運(yùn)行時(shí)可以減小輪對(duì)沖角與橫移量，起著導(dǎo)向作用.

獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪左右側(cè)車輪可以隨意轉(zhuǎn)動(dòng)，當(dāng)車輪相對(duì)軌道中心偏移一定距離時(shí)，雖然兩車輪間存在輪徑差，但不會(huì)產(chǎn)生縱向蠕滑力，車輪不會(huì)產(chǎn)生搖頭運(yùn)動(dòng)，此時(shí)，只能依靠左右側(cè)車輪的重力復(fù)原力的差值調(diào)節(jié)車輪位置，重力復(fù)原力在輪對(duì)橫移量較大時(shí)作用顯著. 隨著橫移量的減小其作用減弱，因此獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪需要較長(zhǎng)時(shí)間才能再次對(duì)中，甚至在連續(xù)激勵(lì)的干擾下一直處于不居中狀態(tài). 在車輪存在角ψ時(shí)，橫向蠕滑力使車輪橫移，因?yàn)闊o(wú)縱向蠕滑力矩，車輪會(huì)保持角度ψ橫移，直到橫向蠕滑力與重力復(fù)原力平衡. 獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪無(wú)縱向蠕滑，無(wú)蛇行運(yùn)動(dòng)，雖然理論上車輛直線運(yùn)行速度可以無(wú)窮大，但在線路激勵(lì)的干擾下，其直線運(yùn)行性能并不一定優(yōu)于剛性輪對(duì)[6].

受運(yùn)行速度的影響，轉(zhuǎn)向架運(yùn)行于大半徑曲線與其運(yùn)行于小半徑曲線時(shí)的輪對(duì)位置可能存在較大差異，根據(jù)達(dá)朗伯定理，轉(zhuǎn)向架在運(yùn)動(dòng)的任一瞬間都應(yīng)保持力與力矩平衡，以采用剛性輪對(duì)的轉(zhuǎn)向架為例，車輛在通過(guò)曲線時(shí)，轉(zhuǎn)向架的力與力矩平衡公式如式（2）、（3）.

式中：Ty1l、Ty1r、Ty2l、Ty2r分別為轉(zhuǎn)向架 1、2 位輪對(duì)左右側(cè)車輪的橫向蠕滑力；Fg1、Fg2分別為轉(zhuǎn)向架1、2位輪對(duì)的輪軌間法向力的橫向分力；Fc為轉(zhuǎn)向架受到的離心力；Mzx1、Mzx2別為轉(zhuǎn)向架1、2位輪對(duì)的縱向蠕滑力矩；Mzy1、Mzy2別為轉(zhuǎn)向架1、2位輪對(duì)橫向蠕滑產(chǎn)生的繞轉(zhuǎn)向架中心的回轉(zhuǎn)力矩；Mg1、Mg2別為轉(zhuǎn)向架1、2位輪對(duì)輪軌間法向力橫向分力產(chǎn)生的力矩；Mzo為轉(zhuǎn)向架受到的來(lái)自車體等部件的其他力矩.

車輛運(yùn)行于大半徑曲線時(shí)，轉(zhuǎn)向架1、2位輪對(duì)均向曲線外軌側(cè)偏移，且一般不會(huì)發(fā)生輪緣接觸，此時(shí)力與力矩如圖 3（a）所示，圖中：Tx1l、Tx1r、Tx2l、Tx2r分別為轉(zhuǎn)向架1、2位輪對(duì)左右側(cè)車輪的縱向蠕滑力. 曲線上轉(zhuǎn)向架受到的其他部件產(chǎn)生的力矩為逆時(shí)針?lè)较颍肆夭焕谵D(zhuǎn)向架通過(guò)曲線，稱之為非導(dǎo)向力矩. 車輪縱向蠕滑產(chǎn)生的縱向力矩有利于轉(zhuǎn)向架曲線通過(guò)，為導(dǎo)向力矩. 獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪無(wú)縱向蠕滑作用，由式（2）、（3）可知，縱向蠕滑力矩的缺失導(dǎo)致輪軌橫向力的增加，為提高足夠的導(dǎo)向力，獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪在大半徑曲線上也經(jīng)常貼靠輪緣導(dǎo)向，其動(dòng)力學(xué)性能一般較剛性輪對(duì)差.

轉(zhuǎn)向架運(yùn)行于小半徑曲線時(shí)，輪對(duì)相對(duì)位置如圖3（b）所示，轉(zhuǎn)向架處于最大偏斜位置，1位車輪輪緣貼靠鋼軌，2位輪對(duì)向曲線內(nèi)側(cè)偏移. 與大半徑曲線相同，轉(zhuǎn)向架受到的其他力矩為非導(dǎo)向力矩，1位輪對(duì)產(chǎn)生的縱向蠕滑力矩為導(dǎo)向力矩，但此時(shí)2位輪對(duì)產(chǎn)生的縱向蠕滑力矩與1位輪對(duì)相反，為非導(dǎo)向力矩，相比大半徑曲線，此力矩的存在減弱或消除了導(dǎo)向力矩，甚至大于1位輪對(duì)產(chǎn)生的導(dǎo)向力矩，增加了非導(dǎo)向力矩，不利于車輛通過(guò)曲線. 而獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪無(wú)縱向蠕滑，雖然1位輪對(duì)不會(huì)產(chǎn)生導(dǎo)向力矩，但2位輪對(duì)也不會(huì)產(chǎn)生逆時(shí)針的非導(dǎo)向力矩，所以根據(jù)式（2）、（3）無(wú)法直接判斷兩種模式車輛在小半徑曲線上的動(dòng)力學(xué)性能的優(yōu)劣.

圖3 車輛通過(guò)曲線時(shí)輪對(duì)位置Fig.3 Wheelset position when the vehicle passes through a curve

2 模型的建立

2.1 車輛動(dòng)力學(xué)模型

該70%低地板有軌電車由完全相同的兩節(jié)動(dòng)力車輛與一節(jié)拖車車輛組成，該車輛編組采用動(dòng)-拖-動(dòng)的形式. 軌道使用59R2型槽型軌，踏面采用適用于59R2槽型軌的非標(biāo)準(zhǔn)設(shè)計(jì)踏面，以實(shí)現(xiàn)良好的輪軌匹配.

在動(dòng)力學(xué)仿真軟件UM （universal mechanism）中建立兩列70%低地板整車模型，模型1完全按照廣州低地板車輛建立，模型2中將拖車車輪改為獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪，其他參數(shù)不變. 采用剛性輪對(duì)的70%低地板有軌電車動(dòng)力學(xué)模型如圖4所示.

2.2 車輪磨耗預(yù)測(cè)模型

經(jīng)典的磨耗計(jì)算方法分為兩大類，一類是基于能量消耗的磨耗模型，如磨耗指數(shù)模型、Specht模型；另一類是基于磨耗體積的磨耗模型，如Archard磨耗模型. Archard模型廣泛應(yīng)用于摩擦學(xué)分析及輪軌磨損計(jì)算[7]，文獻(xiàn)[8]中將Archard模型與Specht模型的計(jì)算結(jié)果與實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)對(duì)比，證明了Archard的優(yōu)越性. 本文選取該磨耗模型計(jì)算兩低地板有軌電車的車輪磨耗分布.

圖4 70%低地板有軌電車動(dòng)力學(xué)模型（模型1）Fig.4 Dynamic model of 70% low floor tram（model 1）

3 車輛動(dòng)力學(xué)性能分析

結(jié)合 UIC518[9]、GB/T5599—85[10]對(duì)兩種 70% 低地板有軌電車穩(wěn)定性、平穩(wěn)性、曲線通過(guò)性能進(jìn)行對(duì)比分析. 根據(jù)車輛運(yùn)行環(huán)境在對(duì)車輛進(jìn)行仿真時(shí)采用美國(guó)V級(jí)譜模擬軌道不平順.

3.1 穩(wěn)定性

以頭車1位輪對(duì)橫移量是否收斂作為判別條件，計(jì)算得到拖車采用剛性輪對(duì)的車輛與拖車采用獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪的車輛運(yùn)行臨界速度分別為148 km/h與146 km/h，計(jì)算結(jié)果無(wú)較大差別，拖車是否采用獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪對(duì)車輛臨界速度無(wú)明顯影響.

按照UIC518中的規(guī)定，以輪軌導(dǎo)向力之和、構(gòu)架橫向振動(dòng)加速度作為車輛穩(wěn)定性評(píng)價(jià)指標(biāo)，計(jì)算得到兩車輛在不同速度下的輪軌導(dǎo)向力與構(gòu)架振動(dòng)加速度如圖5所示.

計(jì)算結(jié)果表明，兩車輛模型輪軌導(dǎo)向力之和與構(gòu)架橫向振動(dòng)加速度的幅值均隨車輛運(yùn)行速度的提升而增加，采用獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪的車輛兩評(píng)價(jià)指標(biāo)隨速度增加變化較大. 全部采用剛性輪對(duì)的車輛1位輪對(duì)的兩評(píng)價(jià)均大于3位輪對(duì)，而拖車轉(zhuǎn)向架采用獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪的車輛表現(xiàn)為3位輪對(duì)的評(píng)價(jià)指標(biāo)大于1位輪對(duì). 因?yàn)楠?dú)立旋轉(zhuǎn)車輪沒(méi)有縱向蠕滑，導(dǎo)向性能差，在線路激擾的作用下車輪靠近輪緣位置，依靠更大的等效錐度產(chǎn)生的重力復(fù)原力導(dǎo)向，但該編組中頭車采用剛性輪對(duì)導(dǎo)向，頭車處于軌道中心，頭車與拖車之間通過(guò)車體間的鉸接裝置傳遞力與位移，迫使獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪趨向軌道中央位置. 隨著線路激擾的不斷變化，輪軌接觸點(diǎn)在輪緣與中心位置不斷變化，獨(dú)立輪對(duì)構(gòu)架橫向振動(dòng)加速度與輪軌導(dǎo)向力之和相對(duì)較大，同時(shí)車體間的鉸接也帶動(dòng)了該車輛頭車的晃動(dòng)，造成了該車輛1位輪對(duì)導(dǎo)向力與構(gòu)架橫向加速度比剛性輪對(duì)模型略大.

圖5 車輛穩(wěn)定性Fig.5 Stability of vehicle

3.2 平穩(wěn)性

按照GB/T5599—85中關(guān)于車輛穩(wěn)定性實(shí)驗(yàn)時(shí)傳感器布置規(guī)范設(shè)置加速度傳感器，仿真得到兩車輛運(yùn)行于不同速度時(shí)的車體振動(dòng)加速度，計(jì)算得到相應(yīng)的穩(wěn)定性指標(biāo)如圖6.

兩車輛相應(yīng)車體橫向振動(dòng)加速度與平穩(wěn)性指標(biāo)隨速度的變化規(guī)律與輪軌導(dǎo)向力之和相同，采用獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪的車輛車體橫向加速度與平穩(wěn)性指標(biāo)略大，造成此現(xiàn)象的原因與輪軌導(dǎo)向力之和存在差異的原因一致，此處不再贅述. 隨著車輛運(yùn)行速度的提升，兩車輛車體垂向振動(dòng)加速度與垂向平穩(wěn)性指標(biāo)均呈現(xiàn)增大趨勢(shì)且頭車大于拖車，兩拖車垂向平穩(wěn)性指標(biāo)沒(méi)有明顯差異. 兩車輛模型在各速度下平穩(wěn)性評(píng)價(jià)指標(biāo)均小于標(biāo)準(zhǔn)限值，拖車采用獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪降低了車輛橫向平穩(wěn)性，但對(duì)車輛垂向平穩(wěn)性無(wú)影響.

3.3 曲線通過(guò)

參考標(biāo)準(zhǔn)GB50490[11]，設(shè)置不同曲線工況，分別計(jì)算兩車輛運(yùn)行于不同半徑曲線時(shí)的曲線通過(guò)性能，與穩(wěn)定性、平穩(wěn)性類似，針對(duì)車輛頭車1位輪對(duì)與拖車1位輪對(duì)進(jìn)行對(duì)比分析.

圖6 車輛平穩(wěn)性Fig.6 Comfort of vehicle

計(jì)算結(jié)果表明，頭車與拖車各曲線通過(guò)性能評(píng)價(jià)指標(biāo)均隨曲線半徑的增大而減小，其中，垂向評(píng)價(jià)指標(biāo)如輪軌垂向力等變化幅度較小，而各橫向評(píng)價(jià)指標(biāo)如輪軌橫向力、輪對(duì)橫移量等隨曲線半徑的變化較大. 兩頭車輪對(duì)計(jì)算結(jié)果無(wú)較大差異，各評(píng)價(jià)指標(biāo)相差最大值為6.84%，拖車采用剛性輪對(duì)或獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪對(duì)頭車曲線通過(guò)性能無(wú)較大影響，此處未一一列舉所有計(jì)算結(jié)果.

相比兩頭車，兩車輛拖車曲線通過(guò)性差異較大，計(jì)算結(jié)果如圖7所示. 采用剛性輪對(duì)的拖車曲線通過(guò)性能變化規(guī)律與其頭車基本一致，各橫向評(píng)價(jià)指標(biāo)隨曲線半徑的變化幅度較大，特別是在曲線半徑為200～500 m時(shí)各橫向指標(biāo)迅速減小，采用獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪的車輛各橫向評(píng)價(jià)指標(biāo)隨曲線半徑的變化幅度相對(duì)較小.

在曲線半徑較大時(shí)，轉(zhuǎn)向架1、2位輪軌間縱向蠕滑力產(chǎn)生的導(dǎo)向力矩使得采用剛性輪對(duì)的車輛具有較大優(yōu)勢(shì)，各橫向評(píng)價(jià)指標(biāo)優(yōu)于采用獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪的車輛；隨著曲線半徑的減小，剛性輪對(duì)轉(zhuǎn)向架2位輪對(duì)的縱向蠕滑力矩變?yōu)榉菍?dǎo)向力矩，此時(shí)獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪的車輛更具優(yōu)勢(shì)，特別是在半徑為100 m及以下的曲線時(shí)，采用獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪的車輛性能更優(yōu)，此計(jì)算結(jié)果與上述理論分析結(jié)果一致.

3.4 車輪磨耗仿真流程

車輪計(jì)算磨耗流程如圖8所示.

計(jì)算車輪磨耗時(shí)，通過(guò)Archard磨耗理論計(jì)算車輪旋轉(zhuǎn)1周后接觸斑內(nèi)各個(gè)位置的磨耗量，車輛運(yùn)行一定里程后的車輪總磨耗量為

式中： ? z(x1,x2) 為車輪運(yùn)行1周后x1、x2位置的磨耗量.

3.5 車輪磨耗仿真結(jié)果

為更加準(zhǔn)確的計(jì)算車輪的磨耗，按照車輛直線運(yùn)營(yíng)時(shí)各速度所占比例，設(shè)置車輛運(yùn)行速度權(quán)重，計(jì)算得到兩車輛模型運(yùn)行10萬(wàn)公里后，不同輪對(duì)的磨耗值如圖9所示. 由圖9可知，兩低地板車輛模型頭車1位輪對(duì)車輪磨耗量及位置分布基本一致，其最大值位于車輪名義滾動(dòng)圓位置，兩車輛頭車車輪磨耗值最大值相差5.96%.

不同曲線工況下1位輪對(duì)磨耗量如圖10所示.

圖7 拖車曲線通過(guò)性能Fig.7 Curve performance of trailer

圖8 車輪磨耗仿真流程Fig.8 Simulation flow of wheel wear

相比頭車輪對(duì)，兩模型拖車1位輪對(duì)車輪磨耗值及位置分布相差較大，剛性輪對(duì)的車輪磨耗分布與頭車1位輪對(duì)的車輪磨耗分布一致，峰值略??；而獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪磨耗值相對(duì)較大，且磨耗范圍廣，相比剛性輪對(duì)，獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪磨耗峰值大15%，且更貼近輪緣位置，這是因?yàn)楠?dú)立旋轉(zhuǎn)車輪沒(méi)有縱向蠕滑，在線路激擾的作用下其導(dǎo)向能力較差，而輪緣位置處車輪踏面等效錐度大，提供給獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪更大的重力復(fù)原力以使輪對(duì)達(dá)到導(dǎo)向作用，但該車輛頭車采用剛性輪對(duì)，在直線線路上具有良好的居中能力，通過(guò)車體間鉸接裝置帶動(dòng)拖車轉(zhuǎn)向架趨于軌道中央位置，因此，在連續(xù)的橫向激擾的作用下，獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪橫向晃動(dòng)大，造成了較大的橫向蠕滑力/率，磨耗位置較廣且磨耗值大. 頭車采用剛性輪對(duì)，拖車采用獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪的組合方式，與轉(zhuǎn)向架前輪對(duì)采用剛性輪對(duì)，后輪對(duì)采用獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪的組合方式類似，但車體間的連接剛度小，其作用效果弱于后者，但相比整車全部采用獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪的車輛較好[12].

圖9 直線線路1位輪對(duì)磨耗量Fig.9 Wheel wear of the first wheelset on a straight line

圖10 不同曲線工況下1位輪對(duì)磨耗量Fig.10 Wheel wear of first wheelset under different curve conditions

由圖10可知，車輛運(yùn)行于大半徑曲線時(shí)剛性輪對(duì)導(dǎo)向性能較好，磨耗位置更靠近純滾線附近，而獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪磨耗位置更貼近輪緣且磨耗量遠(yuǎn)大于剛性輪對(duì)[13-15]. 隨著曲線半徑的減小兩種車輪的磨耗量增加，磨耗位置向輪緣靠近，其中獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪的磨耗位置偏移較小而剛性輪對(duì)的磨耗位置隨曲線半徑的減小變化較大，大約在曲線半徑為200 m時(shí)兩種車輪的磨耗位置相同，當(dāng)曲線半徑減小到100 m及以下時(shí)，剛性輪對(duì)的橫移量大于獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪，磨耗位置更靠近車輪輪緣且磨耗值大于獨(dú)立輪. 隨著曲線半徑的減小，剛性輪對(duì)的縱向蠕滑力迅速增大，后輪產(chǎn)生的縱向蠕滑力矩由導(dǎo)向力矩變?yōu)榉菍?dǎo)向力矩，不利于車輪的曲線通過(guò)[16].

綜上所述，剛性輪對(duì)在大半徑曲線上具有導(dǎo)向優(yōu)勢(shì)，車輪磨耗較小，隨曲線半徑的減小，其導(dǎo)向優(yōu)勢(shì)減弱，特別是在發(fā)生輪緣接觸時(shí)，其縱向蠕滑力的存在反而加大了輪軌間的磨耗，不利于車輛通過(guò)小半徑曲線，在曲線半徑為25 m時(shí)，獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪磨耗量?jī)H為剛性輪對(duì)的60%.

4 結(jié) 論

（1） 編組中拖車是否采用獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪對(duì)車輛運(yùn)行臨界速度無(wú)明顯影響，但當(dāng)車輛受到不平順激擾時(shí)，獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪的橫向晃動(dòng)較大，對(duì)應(yīng)車輛的輪軌導(dǎo)向力之和與構(gòu)架橫著振動(dòng)加速度較大，其直線運(yùn)行穩(wěn)定性較采用剛性輪對(duì)的車輛差.

（2） 兩車輛橫向平穩(wěn)性指標(biāo)隨速度的變化規(guī)律與輪軌導(dǎo)向力之和與構(gòu)架振動(dòng)加速度相同，采用獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪的車輛車體橫向加速度與平穩(wěn)性指標(biāo)略大，但兩拖車垂向平穩(wěn)性指標(biāo)無(wú)明顯差異.

（3） 兩車輛模型運(yùn)行于相同曲線時(shí)，頭車各曲線通過(guò)指標(biāo)相差較小，最大相差6.84%. 拖車各指標(biāo)差異較大，在曲線半徑較大時(shí)，采用剛性輪對(duì)的拖車具有較大優(yōu)勢(shì)而在小半徑曲線上采用獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪的拖車各評(píng)價(jià)指標(biāo)較佳.

（4） 車輛運(yùn)行于直線或曲線時(shí)，兩車輛頭車車輪磨耗分布相差較小，兩拖車車輪磨耗位置及磨耗體積相差較大，二者磨耗分布隨曲線半徑的變化規(guī)律與其曲線通過(guò)性能相似，剛性輪對(duì)在直線與大半徑曲線時(shí)磨耗較小而獨(dú)立旋轉(zhuǎn)車輪在小半徑曲線時(shí)更具優(yōu)勢(shì).