陳 嶸，王雪彤，陳嘉胤，丁 曄，徐井芒

（西南交通大學(xué)高速鐵路線路工程教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，四川 成都 610031）

由于制造水平及加工工藝的局限，轉(zhuǎn)向架前/后輪對存在初始安裝偏差，導(dǎo)致輪對處于非對稱接觸狀態(tài).國內(nèi)外許多學(xué)者圍繞各種形位輪對初始安裝偏角展開研究：文獻(xiàn)[1-3]揭示了不同初始安裝偏角對車輪磨耗的影響，提出通過控制偏轉(zhuǎn)誤差降低行車阻力，減小磨耗深度；沈鋼等[4]對比分析了4 種形位偏差下三大件轉(zhuǎn)向架貨車沿直線運(yùn)行時(shí)動力學(xué)響應(yīng)，針對各工況對輪對橫移量、橫向力以及磨耗功的影響程度，闡明了控制交叉支撐式轉(zhuǎn)向架正位狀態(tài)的檢測方法；王衛(wèi)東等[5-6]建立了考慮軌道不平順的輪對偏轉(zhuǎn)誤差的車輛動力學(xué)模型，從時(shí)域和頻域綜合評價(jià)輪軌動力響應(yīng)及行車平穩(wěn)性；鄒瑞明等[7]從理論推導(dǎo)和數(shù)值模擬兩方面出發(fā)，研究導(dǎo)向輪在不同偏轉(zhuǎn)角下通過直線、曲線時(shí)的動力學(xué)性能，提出將高速車輛初始安裝誤差限制在1.0 mrad 內(nèi)；池茂儒等[8-9]探討了不同安裝偏角對行車安全性及系統(tǒng)穩(wěn)定性的影響，并根據(jù)偏轉(zhuǎn)角對穩(wěn)定性的影響程度，劃分為易穩(wěn)定區(qū)、欠穩(wěn)定區(qū)及亞穩(wěn)定區(qū)，提出通過減小輪對形位偏差保證行車的安全與平穩(wěn).由以上文獻(xiàn)知：輪對初始安裝偏角會造成軌道磨耗損傷，加劇輪軌動態(tài)響應(yīng)，影響列車運(yùn)行的安全性、穩(wěn)定性及舒適性.文獻(xiàn)[10-11]均圍繞道岔動力學(xué)展開研究，分別探討了輪徑差、空心磨損車輪等輪軌系統(tǒng)演化因素引起的車輛走行部入岔姿態(tài)變化，但鮮有針對初始安裝偏角對高速道岔走行性能影響的分析報(bào)道.

高速道岔區(qū)段存在固有不平順，并伴隨輪載過渡及復(fù)雜的多點(diǎn)接觸.當(dāng)具有初始偏轉(zhuǎn)角的高速車輛通過道岔時(shí)，較大的橫移及搖頭作用將引起輪軌關(guān)系的急劇變化，導(dǎo)致輪對與尖軌、心軌發(fā)生碰撞，產(chǎn)生較大的輪軌沖擊，造成輪軌傷損，影響行車安全[12].本文將利用多體動力學(xué)仿真軟件，建立具有初始偏轉(zhuǎn)角的高速車輛-道岔耦合動力學(xué)模型，綜合考慮前輪對偏轉(zhuǎn)、后輪對偏轉(zhuǎn)、前/后輪對同向偏轉(zhuǎn)、前/后輪對反向偏轉(zhuǎn)4 種典型偏轉(zhuǎn)形式，分析偏轉(zhuǎn)角度對動力學(xué)性能的影響，為轉(zhuǎn)向架及輪對的安裝形位偏差控制提供理論依據(jù).

1 初始安裝偏角類型

理想狀態(tài)下標(biāo)準(zhǔn)轉(zhuǎn)向架前/后輪對的車軸與軌道中心線相互垂直，即同一轉(zhuǎn)向架下前后車軸的軸距相等且對角線距離相同.在加工裝配時(shí)，受工藝水平及其他因素限制，常導(dǎo)致裝配完成的轉(zhuǎn)向架存在初始安裝形位偏差，主要包括軸距誤差、對角線誤差及二者組合誤差[13].為綜合考慮各種輪對初始安裝形位偏差，本文選取前輪對偏轉(zhuǎn)、后輪對偏轉(zhuǎn)、前/后輪對同向偏轉(zhuǎn)、前/后輪對反向偏轉(zhuǎn)4 種基本工況展開分析.由于初始安裝偏角的組合形式較多，為簡化計(jì)算，在分析前/后輪對同時(shí)存在安裝偏角時(shí)，假定前輪對與后輪對偏轉(zhuǎn)角度相等.不同類型的輪對初始安裝偏角見圖1（Ty1與Ty2分別為前/后輪對橫向蠕滑力；v為輪對行進(jìn)方向速度；φ為搖頭角）.

圖1 初始安裝偏角類型Fig.1 Initial installation deflection type

2 高速車輛-道岔耦合模型

2.1 車輛模型

為揭示4 種初始安裝偏角類型對車輛入岔姿態(tài)的影響規(guī)律，分析初始偏轉(zhuǎn)角對車輛通過轉(zhuǎn)轍器動力學(xué)性能的影響，基于多體動力學(xué)相關(guān)理論，采用SIMPACK 軟件建立了集車輛、道岔及輪軌接觸為一體的車輛-道岔耦合動力學(xué)模型.其中，車-岔系統(tǒng)中各部件的拓?fù)潢P(guān)系見圖2（β為側(cè)滾角；ψ為點(diǎn)頭角）.

圖2 車岔模型拓?fù)鋱DFig.2 Topological graph of vehicle-turnout model

車輛模型選用CRH380B 客車模型，包含一組車體、兩組轉(zhuǎn)向架、4 個(gè)輪對以及8 個(gè)軸箱，并在模型中設(shè)有一系彈簧、二系彈簧、垂向及橫向減振器、抗蛇形減振器、軸箱轉(zhuǎn)臂、橫向止擋及牽引拉桿，車體各部件均為剛體，總計(jì)50 個(gè)自由度.

2.2 道岔及輪軌接觸模型

軌道模型將鋼軌簡化成與輪對相互耦合的移動質(zhì)量塊，不考慮軌道自身的慣性.鋼軌與軌下基礎(chǔ)采用彈簧和阻尼單元連接，并考慮沉浮、橫移及側(cè)滾3 個(gè)方向的自由度來模擬軌下基礎(chǔ)的變形，更真實(shí)地反映岔區(qū)輪軌沖擊作用[14].為簡化計(jì)算，借助CAD及編程軟件，將18 號高速道岔關(guān)鍵截面廓形離散化，并沿縱向每隔1 mm 插值一個(gè)道岔截面，生成相應(yīng)的廓形文件和里程文件，作為道岔既有的結(jié)構(gòu)不平順導(dǎo)入SIMPACK 中，進(jìn)行仿真計(jì)算.轉(zhuǎn)轍器關(guān)鍵斷面見圖3（a），道岔轉(zhuǎn)轍器平面布置及輪對偏轉(zhuǎn)角正負(fù)號的規(guī)定見圖3（b）.輪軌接觸模型中分別采用半Hertz 接觸算法及改進(jìn)的FASTSIM 算法對輪軌的法向力及切向力進(jìn)行計(jì)算.

圖3 18 號高速道岔示意Fig.3 Diagram of No.18 high speed turnout

2.3 模型驗(yàn)證

為保證計(jì)算結(jié)果的正確性，分別對偏轉(zhuǎn)角的設(shè)置、車輛模型及道岔模型進(jìn)行檢驗(yàn).在初始偏角設(shè)置方面，本文提出不同偏轉(zhuǎn)形式下轉(zhuǎn)向架入岔姿態(tài)分析理論，與動力學(xué)仿真結(jié)果相互佐證（第3 節(jié)），且搖頭角與橫移量的變化趨勢與文獻(xiàn)[2,7,8]一致；車輛入岔前輪軌橫向力、脫軌系數(shù)、輪重減載率等規(guī)律與文獻(xiàn)[8]中結(jié)論吻合，故不重復(fù)敘述，也從側(cè)面驗(yàn)證了車輛模型的正確性.

在道岔模型方面，本文計(jì)算標(biāo)準(zhǔn)車輛以速度350 km/h 直向過轉(zhuǎn)轍器的動力響應(yīng)，輪軌力的波形與量級與同種工況下文獻(xiàn)[15]的結(jié)果基本一致，因仿真所采用的接觸模型、車型及軸重等不同，故結(jié)果略有差異；安全性指標(biāo)與中國鐵道科學(xué)研究院集團(tuán)有限公司《時(shí)速350 公里60 kg/m 鋼軌18 號無砟道岔動力學(xué)性能試驗(yàn)報(bào)告》軌檢車安全性指標(biāo)測試結(jié)果取得了良好的一致性（見表1）.

表1 安全性指標(biāo)對比分析Tab.1 Comparative analysis of safety indicators

3 受力狀態(tài)及入岔姿態(tài)分析

本節(jié)通過理論推導(dǎo)揭示車輛存在前輪對偏轉(zhuǎn)、后輪對偏轉(zhuǎn)、同向偏轉(zhuǎn)及反向偏轉(zhuǎn)4 種工況下的受力機(jī)制（見圖1），并對比多體動力學(xué)仿真結(jié)果，分析驗(yàn)證車輛入岔前的姿態(tài)變化規(guī)律.

3.1 前輪對偏轉(zhuǎn)

文獻(xiàn)[7]已詳細(xì)分析車輛前輪對存在初始偏轉(zhuǎn)角情況的受力狀態(tài)，且圖4 中車輛前輪對存在初始偏轉(zhuǎn)角時(shí)入岔前搖頭角及橫移量變化，與文獻(xiàn)[7]中的結(jié)果一致，故不重復(fù)闡述.

3.2 后輪對偏轉(zhuǎn)

因車輛后輪對偏轉(zhuǎn)與前輪對偏轉(zhuǎn)均屬于單輪對偏轉(zhuǎn)，受力原理基本相同.由文獻(xiàn)[7]易證單輪對偏轉(zhuǎn)時(shí)，同一偏轉(zhuǎn)角下有初始偏轉(zhuǎn)角的輪對入岔姿態(tài)的變化趨勢基本相同，即圖5 中后輪對的搖頭角及橫移量的變化趨勢與圖4 中的前輪對基本一致.而單輪對偏轉(zhuǎn)中，標(biāo)準(zhǔn)輪對的入岔姿態(tài)取決于該輪對（標(biāo)準(zhǔn)輪對）在同一轉(zhuǎn)向架中所處的位置，可以利用轉(zhuǎn)向架受到的橫向蠕滑力矩進(jìn)行整體受力分析推得.

圖4 前輪對偏轉(zhuǎn)1.0 mrad 入岔姿態(tài)Fig.4 Attitude change with 1.0 mrad front wheelset deflection

圖5 后輪對偏轉(zhuǎn)1.0 mrad 入岔姿態(tài)Fig.5 Attitude change with 1.0 mrad rear wheelset deflection

3.3 前/后輪對反向偏轉(zhuǎn)

對于前/后輪對同時(shí)存在初始安裝偏角的情況，宜采用整體法進(jìn)行分析，將前輪對與后輪對及轉(zhuǎn)向架的懸掛系統(tǒng)看成一個(gè)統(tǒng)一的整體.此時(shí)系統(tǒng)主要受到橫向蠕滑力Ty、橫向復(fù)原力Fg、縱向蠕滑力產(chǎn)生的蠕滑力矩MTz，如式（1）～（3）[7].

式中：下標(biāo)i為1 時(shí)代表前輪對，為2 時(shí)代表后輪對；f22為橫向蠕滑系數(shù)；Φi為偏轉(zhuǎn)角；Kgy為重力剛度；ywi為橫移量；C為與接觸點(diǎn)橫向跨距、名義滾動圓半徑及縱向蠕滑系數(shù)有關(guān)的正常數(shù).

由受力平衡公式可得

式中：MH為前/后輪對橫向蠕滑合力偶；MF為前/后輪對橫向復(fù)原力矩之和.

當(dāng)前輪對正向偏轉(zhuǎn)Φ1（順時(shí)針為正），后輪對負(fù)向偏轉(zhuǎn)Φ2時(shí)，系統(tǒng)初始橫移量yw1與yw2均為0，故橫向復(fù)原力Fgi及縱向蠕滑力矩MTzi為0.因前/后輪對初始偏轉(zhuǎn)角等值反向，故Ty1=-Ty2，系統(tǒng)受到的合外力為0.但橫向蠕滑力Ty1與Ty2產(chǎn)生的合力偶迫使系統(tǒng)順時(shí)針偏轉(zhuǎn)（見圖1（e）），加劇前輪對搖頭作用，即Φ1增大，Φ2減小.偏轉(zhuǎn)角Φ的改變將引起蠕滑力的改變：Ty1不斷增加，Ty2逐漸減小，系統(tǒng)受到的合外力不再為0，合力矩方向仍沿順時(shí)針方向.同時(shí)，在合外力的作用下，前輪對沿正向橫移yw1，后輪對沿負(fù)向橫移yw2，輪對產(chǎn)生與橫向蠕滑力反向的橫向復(fù)原力.因橫向蠕滑力Ty1＞Ty2，易證橫移量yw1比yw2變化快，故系統(tǒng)沿逆時(shí)針方向的縱向蠕滑力矩與橫向復(fù)原力矩共同抵制系統(tǒng)順時(shí)針偏轉(zhuǎn).但后輪對橫向蠕滑力Ty2的持續(xù)減小限制了橫向復(fù)原力Fg2的增長，故橫移量yw2增大到某值時(shí)開始減?。▓D6（b）中時(shí)刻t1），而前輪對受到的橫向蠕滑力Ty1與橫向復(fù)原力Fg1均不斷增加，系統(tǒng)受到的橫向復(fù)原力偶矩及縱向蠕滑力矩沿逆時(shí)針方向不斷增加，抑制輪對順時(shí)針的搖頭作用，直到合力矩變?yōu)?，但系統(tǒng)合力卻不為0.為使系統(tǒng)受到的合力相互平衡，合力矩將變?yōu)槟鏁r(shí)針方向，Φ1開始減小，Φ2增加（圖6（a）中時(shí)刻t2）.輪對將始終在合力平衡位置與合力矩平衡位置間循環(huán)往復(fù)，直到合力與合力矩均達(dá)到平衡.

圖6 前/后輪對反向偏轉(zhuǎn)1.0 mrad 入岔姿態(tài)Fig.6 Attitude change with 1.0 mrad front/rear wheelset reverse deflection

3.4 前/后輪對同向偏轉(zhuǎn)

當(dāng)前/后輪對均沿正向偏轉(zhuǎn)Φ1時(shí)（順時(shí)針為正），系統(tǒng)初始橫移量ywi均為0，故縱向蠕滑力矩MTzi=0，且前/后輪對初始偏轉(zhuǎn)角等值同向，橫向蠕滑力Ty1與Ty2產(chǎn)生的合力偶為0，故系統(tǒng)合力矩平衡，而系統(tǒng)受到的合外力T=2Ty1=2Ty2（見圖1（d））.在合外力T的作用下，前/后輪對均產(chǎn)生沿正向橫移量yw1和yw2，從而產(chǎn)生逆時(shí)針的縱向蠕滑力矩MTz1和MTz2，故輪對偏轉(zhuǎn)角Φ1與Φ2均變小.同時(shí)，隨著橫移量yw1和yw2的增加，橫向復(fù)原力Fg1與Fg2不斷增大以促進(jìn)合外力的平衡.但當(dāng)系統(tǒng)合外力處于平衡狀態(tài)時(shí)，合力矩仍沿逆時(shí)針方向，導(dǎo)致Φ1與Φ2繼續(xù)減小，最終變?yōu)樨?fù)值（圖7（a）中時(shí)刻t1）.為促進(jìn)合力矩的平衡，前輪對橫移量yw1減小，后輪對橫移量yw2增加（圖7（b）中時(shí)刻t2），從而產(chǎn)生順時(shí)針方向的復(fù)原力矩MH抑制縱向蠕滑力矩的增長.隨著轉(zhuǎn)向架的運(yùn)行，前/后輪對橫移量yw1和yw2變化規(guī)律不再相同，導(dǎo)致前/后輪對狀態(tài)出現(xiàn)差別，但系統(tǒng)始終在合力平衡的位置及合力矩平衡的位置之間不斷進(jìn)行調(diào)整，以尋找最佳的平衡位置.

圖7 前/后輪對同向偏轉(zhuǎn)1.0 mrad 入岔姿態(tài)Fig.7 Attitude change with 1.0 mrad front/rear wheelset co-deflection

基于上述力學(xué)分析及仿真結(jié)果，前輪對偏轉(zhuǎn)、后輪對偏轉(zhuǎn)、同向偏轉(zhuǎn)及反向偏轉(zhuǎn)4 種工況中，前/后輪對反向偏轉(zhuǎn)對搖頭角及橫移量的影響最大.

4 動力學(xué)指標(biāo)分析與評價(jià)

考慮到18 號道岔側(cè)向允許通過速度相對較低，研究初始偏轉(zhuǎn)角對車輛過岔動力學(xué)性能的影響意義較小，故本文在仿真模型中使車輛以18 號道岔允許通過速度350 km/h 直逆向通過道岔，系統(tǒng)分析偏轉(zhuǎn)角在 -3.0～3.0 mrad 范圍內(nèi)變化時(shí)，前輪對偏轉(zhuǎn)、后輪對偏轉(zhuǎn)、同向偏轉(zhuǎn)及反向偏轉(zhuǎn)4 種工況下車輛過岔的輪軌動態(tài)響應(yīng).本文中輪對朝基本軌偏轉(zhuǎn)為正相位偏轉(zhuǎn)，向尖軌側(cè)偏轉(zhuǎn)為負(fù)相位偏轉(zhuǎn)（見圖3（b））.

4.1 輪軌作用力

為揭示不同偏轉(zhuǎn)角度下車輪過岔時(shí)輪軌力峰值變化規(guī)律，圖8、9 分別為單個(gè)輪對存在初始偏轉(zhuǎn)角和同一轉(zhuǎn)向架前/后輪對均存在偏轉(zhuǎn)角時(shí)輪軌力的分布情況.

由圖8 可知：

圖8 單個(gè)輪對存在安裝偏角時(shí)輪軌力最大值Fig.8 Maximum wheel-rail force with installation deflection of single wheelset

1）前輪對偏轉(zhuǎn)情況下，當(dāng)偏角朝基本軌偏轉(zhuǎn)，輪軌垂向力及橫向力峰值變化規(guī)律相似，基本軌側(cè)受力基本不變，尖軌側(cè)橫向力及垂向力均隨偏角的增加而增大，但橫向力增大更明顯；當(dāng)偏角朝直尖軌偏轉(zhuǎn)，輪軌垂向力及橫向力的變化規(guī)律存在差異.對輪軌垂向力，當(dāng)偏角為0～-2.0 mrad 時(shí)，輪對蠕滑力及蠕滑力矩引起輪軌接觸關(guān)系變化，導(dǎo)致左右軌垂向力不均勻分配，基本軌側(cè)垂向力持續(xù)增加，尖軌側(cè)垂向力逐漸減??；當(dāng)偏角為 -2.5 mrad時(shí)，車輛搖頭作用加劇導(dǎo)致輪對撞擊尖軌，基本軌側(cè)與尖軌側(cè)的垂向力峰值均變大，在偏角為 -3.0 mrad時(shí)輪軌垂向力逐漸趨于穩(wěn)定.對輪軌橫向力，基本軌側(cè)的橫向力隨負(fù)向偏角的增加而增大，而尖軌側(cè)，當(dāng)0～-1.5 mrad 時(shí)，橫向力沿拋物線變化趨勢，先上升后下降，偏角為 -2.0～-3.0 mrad 時(shí)，橫向力繼續(xù)增加.輪軌橫向力的變化規(guī)律主要是由于車輪橫移及搖頭作用產(chǎn)生的偏載效應(yīng)與道岔區(qū)的橫向沖擊疊加引起的.

2）后輪對偏轉(zhuǎn)情況下，輪軌力變化規(guī)律與前輪對偏轉(zhuǎn)結(jié)果相近，但相同變化規(guī)律所對應(yīng)的初始安裝偏角的偏轉(zhuǎn)相位恰好與前輪對偏轉(zhuǎn)相反.這是由于當(dāng)前輪對偏轉(zhuǎn)時(shí)，轉(zhuǎn)向架在橫向復(fù)原力、蠕滑力矩及懸掛力矩作用下不斷尋找新的平衡點(diǎn)，最終導(dǎo)向輪搖頭角雖減小，但偏轉(zhuǎn)方向不變.而對于后輪對存在初始偏轉(zhuǎn)角時(shí)，一系懸掛特性使輪對間運(yùn)動狀態(tài)相互影響，將迫使導(dǎo)向輪產(chǎn)生與后輪對初始偏角方向相反的搖頭角.

由圖9 可知：

圖9 前/后輪對存在安裝偏角時(shí)輪軌力最大值Fig.9 Maximum wheel-rail force when front/rear wheel pair has installation deflection angle

1）前/后輪對偏轉(zhuǎn)角同向情況下，初始安裝偏差主要引起兩側(cè)輪軌橫向力的變化，而輪軌垂向力峰值基本不受影響.輪軌橫向力同時(shí)受偏轉(zhuǎn)方向及偏轉(zhuǎn)角度控制，其中尖軌側(cè)輪軌橫向力隨角度的增加而增大，且偏轉(zhuǎn)角朝直尖軌方向時(shí)，輪軌橫向沖擊更劇烈，最大達(dá)到13.7 kN.基本軌側(cè)橫向力受正偏轉(zhuǎn)角影響很小，在負(fù)偏轉(zhuǎn)方向下隨偏轉(zhuǎn)角增加而增大.

2）前/后輪對偏轉(zhuǎn)角反向情況下，兩側(cè)鋼軌的輪軌橫向力與垂向力分布規(guī)律與前輪對偏轉(zhuǎn)的變化規(guī)律大致相同，但輪軌沖擊更劇烈，在導(dǎo)向輪存在-3.0 mrad 的初始偏轉(zhuǎn)角，后輪對存在3.0 mrad 的初始偏轉(zhuǎn)角時(shí)，尖軌側(cè)垂向沖擊力為103.935 kN，橫向沖擊力最大達(dá)到58.0 kN，是標(biāo)準(zhǔn)工況下的9.2 倍，嚴(yán)重影響行車安全.這是由于同一轉(zhuǎn)向架前/后輪對初始偏角方向相反時(shí)，同一轉(zhuǎn)向架橫向蠕滑力雖互相平衡，但蠕滑力矩卻不為0，迫使導(dǎo)向輪初始安裝偏角繼續(xù)增大，輪軌接觸關(guān)系急劇惡化，加劇岔區(qū)沖擊響應(yīng).

4.2 輪軌接觸點(diǎn)分析

因轉(zhuǎn)轍器區(qū)橫向沖擊較劇烈，且考慮到4 種偏轉(zhuǎn)形式下反向偏轉(zhuǎn)輪軌接觸關(guān)系最惡劣，故選取前/后輪對反向偏轉(zhuǎn)工況，繪制通過轉(zhuǎn)轍器時(shí)輪軌作用力的時(shí)程曲線并結(jié)合輪軌接觸點(diǎn)揭示初始偏轉(zhuǎn)角對輪軌橫向力的影響機(jī)制.其中，18 號道岔的設(shè)計(jì)輪載過渡位置是從尖軌頂寬15～40 mm 位置.前/后輪對反向偏轉(zhuǎn)情況下，不同偏轉(zhuǎn)角下輪軌橫向力和鋼軌接觸點(diǎn)沿道岔縱向分布見圖10 和圖11.

圖10 前/后輪對反向偏轉(zhuǎn)情況下輪軌橫向力Fig.10 Wheel-rail lateral force with front/rear wheelset reverse deflection

圖11 前/后輪對反向偏轉(zhuǎn)情況下鋼軌接觸點(diǎn)變化Fig.11 Rail contact point position with front/rear wheelset reverse deflection

由圖10、11 可知：前/后輪對反向偏轉(zhuǎn)工況時(shí)，導(dǎo)向輪朝直尖軌偏轉(zhuǎn)將導(dǎo)致輪載過渡位置急劇提前；導(dǎo)向輪朝基本軌偏轉(zhuǎn)時(shí)，輪載過渡位置基本不變；當(dāng)導(dǎo)向輪偏轉(zhuǎn)角為 -1.0 mrad 時(shí)，輪載過渡點(diǎn)提前至尖軌頂寬21 mm 處，橫向蠕滑力矩促進(jìn)輪對搖頭作用并迫使輪對產(chǎn)生向尖軌橫移，輪對與更薄弱的尖軌發(fā)生橫向碰撞；當(dāng)導(dǎo)向輪偏轉(zhuǎn)角為 -2.0 mrad時(shí)，輪對橫移及搖頭作用加劇，導(dǎo)致車輪輪緣在尖軌頂寬14 mm 位置沖擊尖軌，引起較大的輪軌橫向力；當(dāng)導(dǎo)向輪偏轉(zhuǎn)角為 -3.0 mrad 時(shí)，輪對繼續(xù)貼近尖軌，輪載過渡位置提前至尖軌頂寬13 mm 處，輪載過渡前/后輪緣接觸范圍進(jìn)一步擴(kuò)大，二者引起的輪軌橫向沖擊正向疊加，橫向力最大達(dá)到58.0 kN；當(dāng)導(dǎo)向輪偏轉(zhuǎn)角為1.0、2.0 mrad 及3.0 mrad時(shí)輪軌接觸點(diǎn)變化規(guī)律與前輪對初始安裝偏差相似，但因?qū)蜉喥D(zhuǎn)角持續(xù)增大，故輪軌橫向沖擊更劇烈.

4.3 安全性評價(jià)指標(biāo)及磨耗指數(shù)

初始安裝偏角惡化了輪軌動態(tài)響應(yīng)，影響行車安全，加劇車輪偏磨.當(dāng)存在初始安裝偏角的車輛直逆向通過18 號道岔時(shí)，脫軌系數(shù)、輪重減載率，最大輪軸橫向力及磨耗指數(shù)見圖12，由圖12 可知，前/后輪對反向偏轉(zhuǎn)對安全性影響最大，前/輪對偏轉(zhuǎn)或后輪對偏轉(zhuǎn)次之，前/后輪對同向偏轉(zhuǎn)影響最小.無論偏轉(zhuǎn)方向的正負(fù)，4 種工況下脫軌系數(shù)、輪重減載率、最大輪軸橫向力及磨耗指數(shù)均隨初始安裝偏角角度的增加而增大.

圖12 安全性指標(biāo)及磨耗指數(shù)Fig.12 Safety indexes and wear indexes

對前/后輪對反向偏轉(zhuǎn)，初始安裝偏角的偏轉(zhuǎn)方向不同，脫軌系數(shù)變化規(guī)律有所差異.當(dāng)初始安裝偏角（以導(dǎo)向輪為基準(zhǔn)）由0 向 -3.0 mrad 變化時(shí)，導(dǎo)向輪向尖軌側(cè)偏轉(zhuǎn)，脫軌系數(shù)急劇增大，在 -2.0 mrad時(shí)達(dá)到峰值后趨于穩(wěn)定，最大值為1.18，嚴(yán)重影響行車安全；而當(dāng)導(dǎo)向輪向基本軌側(cè)偏轉(zhuǎn)（即安裝偏角由0 向3.0 mrad 變化），脫軌系數(shù)隨安裝偏角的增大而增大，但相比于前種情況增長趨勢明顯變緩，最大值為0.42.對于前/后輪對偏轉(zhuǎn)以及同向偏轉(zhuǎn)，偏轉(zhuǎn)方向的正負(fù)對脫軌系數(shù)的變化規(guī)律影響不大，其中脫軌系數(shù)最大不超過0.4，評價(jià)等級均為優(yōu).磨耗指數(shù)的變化規(guī)律與脫軌系數(shù)相似.輪重減載率最大值可達(dá)0.45，是標(biāo)準(zhǔn)工況下的4 倍，但仍滿足規(guī)范要求（根據(jù)GB 5599—85，為保證車輛運(yùn)行安全，輪重減載率不應(yīng)大于0.65）.

4.4 平穩(wěn)性評價(jià)指標(biāo)

圖13 為存在不同初始安裝偏角的車輛通過轉(zhuǎn)轍器時(shí)橫向Sperling 指數(shù)變化規(guī)律.因后輪對偏轉(zhuǎn)與前輪對偏轉(zhuǎn)的動力學(xué)規(guī)律隨安裝偏轉(zhuǎn)方向變化而對稱分布，故僅圍繞前輪對偏轉(zhuǎn)、同向偏轉(zhuǎn)及反向偏轉(zhuǎn)分析.

圖13 平穩(wěn)性指標(biāo)Fig.13 Stability index

當(dāng)輪對向直尖軌側(cè)偏轉(zhuǎn)時(shí)，前輪對偏轉(zhuǎn)及同向偏轉(zhuǎn)情況下，橫移量隨偏轉(zhuǎn)角的增加而增大，橫向沖擊加劇，平穩(wěn)性指標(biāo)變大；前/后輪對反向偏轉(zhuǎn)時(shí)，橫移急劇增加致使車輪輪緣與直尖軌密貼，車輛運(yùn)行穩(wěn)定，Sperling 指標(biāo)下降.當(dāng)輪對向基本軌偏轉(zhuǎn)且偏轉(zhuǎn)角為0～1.0 mrad 時(shí)，因同向偏轉(zhuǎn)時(shí)搖頭角變化幅度最大（圖14（a）），故Sperling 指標(biāo)最大，前輪對偏轉(zhuǎn)次之，反向偏轉(zhuǎn)最?。划?dāng)偏轉(zhuǎn)角大于1.0 mrad 時(shí)，反向偏轉(zhuǎn)時(shí)輪對的搖頭角急劇增大（圖14（b）），輪軌接觸狀態(tài)不斷惡化，車輛平穩(wěn)性降低，Sperling指標(biāo)逐漸增大.

圖14 3 種工況在轉(zhuǎn)轍器區(qū)搖頭角的變化規(guī)律Fig.14 Variation law of shake head angle in switch area under three working conditions

5 速度變化對動力學(xué)指標(biāo)的影響

為減緩輪對初始偏差對車輛過轉(zhuǎn)轍器產(chǎn)生的不利影響，探尋極端工況下提升車輛走行性能的措施，分別計(jì)算前/后輪對反向偏轉(zhuǎn) -2.0～-3.0 mrad工況，行車速度改變對動態(tài)響應(yīng)的影響，其中車輛運(yùn)行速度從350 km/h 至100 km/h 每隔10 km/h 遞減.考慮到轉(zhuǎn)轍器區(qū)橫向沖擊較劇烈，故本節(jié)主要圍繞輪軌橫向力、輪軌接觸及脫軌系數(shù)3 個(gè)指標(biāo)進(jìn)行評價(jià).

經(jīng)統(tǒng)計(jì)，前/后輪對反向偏轉(zhuǎn) -3.0 mrad 時(shí)車輛通過轉(zhuǎn)轍器的輪軌橫向力峰值均發(fā)生在兩點(diǎn)接觸區(qū)域，且伴隨輪緣接觸.為厘清速度變化對輪軌接觸及橫向力的影響，以50 km/h 為間隔繪制不同速度下，沿尖軌縱向兩點(diǎn)接觸范圍內(nèi)輪軌橫向力的變化情況，其中線條的長短代表兩點(diǎn)接觸區(qū)域的位置，顏色的深淺代表輪軌橫向力數(shù)值沿運(yùn)行里程的變化（圖15（a））.

由圖15（a）可知：速度改變對轉(zhuǎn)轍器區(qū)輪載過渡位置影響不大，但隨著速度的降低，輪載過渡前輪緣接觸范圍不斷擴(kuò)大；當(dāng)v=350 km/h 時(shí)，輪軌橫向力峰值（Pmax）在輪載過渡及輪緣撞擊的疊加作用下高達(dá)58.0 kN；當(dāng)v＜ 350 km/h 時(shí)，最大輪軌橫向力發(fā)生在輪載過渡前，由輪緣撞擊尖軌引起；受輪對橫移、搖頭及橫向速度等因素綜合影響，輪軌橫向力峰值產(chǎn)生的位置有所差異；當(dāng)速度相近時(shí)，輪緣撞擊位置越靠前，尖軌越薄弱，輪軌橫向力峰值越大；當(dāng)運(yùn)行速度相差較大且輪緣撞擊位置相近時(shí)，速度越低，輪軌橫向力峰值越?。ㄒ妶D15（b）），這是由于速度變化對岔區(qū)輪對姿態(tài)產(chǎn)生影響，隨速度降低岔區(qū)輪對最大橫移持續(xù)增加，使輪緣緊貼鋼軌工作邊，輪對在較小橫移范圍就能達(dá)到動態(tài)平衡，輪軌橫向力趨于穩(wěn)定.綜上，受道岔固有結(jié)構(gòu)不平順及輪對姿態(tài)影響，輪軌橫向力峰值并非隨運(yùn)行速度的降低而線性減小，但從整體看，降低速度對控制最大輪軌橫向力有積極作用.因前/后輪對反向偏轉(zhuǎn) -2.5 mrad 及 -2.0 mrad規(guī)律與其相仿，故不重復(fù)敘述.

圖15 反向偏轉(zhuǎn) -3.0 mrad 時(shí)速度變化對橫向力的影響Fig.15 Influences of velocity change on transverse force with -3.0 mrad reverse deflection

圖16 為前/后輪對反向偏轉(zhuǎn) -2.0～-3.0 mrad時(shí)脫軌系數(shù)峰值變化規(guī)律，由圖16 可知，將運(yùn)行速度控制在200 km/h 能將極端工況下的脫軌系數(shù)控制在容許限度內(nèi).

圖16 反向偏轉(zhuǎn) -2.0～-3.0 mrad 時(shí)速度變化對脫軌系數(shù)峰值的影響Fig.16 Influences of velocity change on derailment coefficient with-2.0～-3.0 mrad reverse deflection

6 結(jié) 論

本文利用多體動力學(xué)軟件，建立車輛-道岔耦合動力學(xué)模型，分析前輪對偏轉(zhuǎn)、后輪對偏轉(zhuǎn)、前/后輪對同向偏轉(zhuǎn)及反向偏轉(zhuǎn)4 種工況下，偏轉(zhuǎn)角度為-3.0～3.0 mrad 時(shí)，直逆向通過18 號高速道岔的動力學(xué)響應(yīng).根據(jù)計(jì)算結(jié)果，給出如下建議：

1）4 種偏轉(zhuǎn)形式中，前/后輪對同向偏轉(zhuǎn)對車輛走行性能的影響最小，前輪對偏轉(zhuǎn)和后輪對偏轉(zhuǎn)次之，前/后輪對反向偏轉(zhuǎn)將嚴(yán)重惡化輪軌接觸關(guān)系，影響行車安全.

2）初始安裝偏角對輪軌垂向力的影響主要與偏角形式及偏轉(zhuǎn)角度有關(guān).研究發(fā)現(xiàn)：當(dāng)初始偏轉(zhuǎn)角超過一定限度時(shí)，車輪橫移與搖頭加劇，在道岔的固有不平順作用下引起較大的輪軌垂向沖擊.前/后輪對同向偏轉(zhuǎn)時(shí)，輪軌垂向力受初始偏轉(zhuǎn)角影響較??；前輪對偏轉(zhuǎn)及后輪對偏轉(zhuǎn)時(shí)，當(dāng)偏轉(zhuǎn)角幅值大于2.0 mrad 時(shí)，車輛搖頭作用加劇導(dǎo)致導(dǎo)向輪撞擊尖軌，尖軌側(cè)垂向力比標(biāo)準(zhǔn)工況增大16%以上；前/后輪對反向偏轉(zhuǎn)且偏轉(zhuǎn)角幅值大于1.0 mrad 時(shí)，岔區(qū)輪軌關(guān)系急劇惡化，輪軌垂向力不斷增加，最惡劣工況比標(biāo)準(zhǔn)工況增加43%.

3）輪軌橫向力的大小主要受初始偏角引起的偏載效應(yīng)與道岔區(qū)輪載過渡橫向沖擊的疊加效應(yīng)影響.4 種工況下，當(dāng)導(dǎo)向輪初始偏轉(zhuǎn)角向基本軌偏轉(zhuǎn)時(shí)，最大輪軌橫向力隨偏轉(zhuǎn)角的增加而增大，尖軌側(cè)輪軌橫向力最大可達(dá)31.0 kN.當(dāng)導(dǎo)向輪初始偏轉(zhuǎn)角向直尖軌偏轉(zhuǎn)時(shí)，輪對向尖軌側(cè)橫移，輪軌關(guān)系惡化.在前/后輪對反向偏轉(zhuǎn)時(shí)，最大輪軌橫向力可達(dá)58.0 kN.

4）初始安裝偏角會對車輛過岔時(shí)的輪載過渡位置造成影響.在前/后輪對反向偏轉(zhuǎn)工況下，導(dǎo)向輪朝基本軌偏轉(zhuǎn)時(shí)，輪載過渡位置基本不變；朝直尖軌偏轉(zhuǎn)時(shí)，較大的偏轉(zhuǎn)角度會使輪載過渡范圍提前至設(shè)計(jì)的輪載過渡段之外.為保證輪載過渡位置在設(shè)計(jì)區(qū)段，前/后輪對反向偏轉(zhuǎn)時(shí)，導(dǎo)向輪對偏轉(zhuǎn)角度不應(yīng)超過1.0 mrad.

5）脫軌系數(shù)、輪重減載率、最大輪軸橫向力及磨耗指數(shù)均隨初始偏轉(zhuǎn)角的增加而增大，且導(dǎo)向輪朝尖軌側(cè)偏轉(zhuǎn)時(shí)影響更大.其中，前/后輪對反向偏轉(zhuǎn)工況，迫使導(dǎo)向輪搖頭作用急劇增加，當(dāng)偏轉(zhuǎn)角為-2.0～-3.0 mrad 時(shí)，脫軌系數(shù)嚴(yán)重超限，最高達(dá)到1.18，磨耗指數(shù)增至700 N 以上，輪重減載率及最大輪軸橫向力也相應(yīng)增加.

6）降低速度對控制輪軌橫向力及脫軌系數(shù)的峰值有積極作用.前/后輪對反向偏轉(zhuǎn)工況 -2.0～-3.0 mrad 時(shí)，將運(yùn)行速度控制在200 km/h 能將極端工況下的脫軌系數(shù)控制在容許限度內(nèi).