轮轨关系

轮轨关系（精选七篇）

轮轨关系 篇1

1 空车悬浮脱轨

1.1 空车悬浮脱轨的定义

悬浮脱轨是指当车辆一侧车轮减载、另一侧车轮增载时会引起车轮悬起, 当车轮的悬起量大于轮缘高度时, 便形成了车辆的悬浮脱轨。

1.2 空车悬浮脱轨的表象

悬浮脱轨列车多为空平车专列或空车、重车混编列车, 尤其是列车尾部为1辆空车或2辆重车夹1辆空车的编组。这种脱轨的落轨点距钢轨很近。

1.3 空车悬浮脱轨的原因分析

1.3.1 轮对的蛇形失稳是空车悬浮脱轨的根本原因。

(1) 蛇行运动产生的原因。蛇行运动是由于车轮L M磨耗型踏面与轮轨之间存在间隙, 轮对中心偏移线路中心, 两侧车轮以不同的滚动圆直径沿轨道滚动, 使两车轮行经的距离不同, 出现轮轴几何中心依长度为L的余弦曲线摆振, 这是产生轮对蛇行运动的原因。

(2) 蛇形运动失稳是悬浮脱轨的根本原因。蛇行运动只发生在铁路线路的直线区段。随着列车行驶速度不断提高, 蛇行运动会使车轮轮缘与钢轨相撞, 增加运行阻力, 严重时可能挤大钢轨轨距或使车轮爬上钢轨而发生脱轨事故。具体原因是当车轮在钢轨上横向振动或车轮轮缘冲击钢轨时, 会发生车轮踏面离开钢轨轨面的悬浮, 处于悬浮状态的车轮上受到垂直力 (垂直载荷) P, 轮轨之间的侧向水平力Q, 以及钢轨在交点对车轮的反向力N。其中Q=ma, 当加速度a越大, 轮缘作用于轨道的侧向水平力Q越大;当垂直压力P较小时, 会使车轮不能下落, 造成轮缘爬上轨面, 导致轮缘在轨面上滚压, 最后移向轨道外发生脱轨事故。

1.3.2 车辆状态不良也是空车悬浮脱轨的重要原因。

(1) 转向架各部件状态与脱轨的关系。加强车辆转向架斜楔减振装置相关零部件的检测、加修和组装配合质量。将有利于改善车辆的运行品质, 减少各种不利因素的耦合, 从而降低车辆脱轨的可能性。

(1) 转向架和轮对选配不当原因。在车辆转向架检修时, 轮对与转向架的匹配是提高转向架运行品质、防止脱轨的关键要素, 如同一转向架和同一辆车选配装用轮对的轮径差处于上限最大值, 也会造成轮对在运用中发生非正常磨耗和附加的横向力。

(2) 转向架各部组装配合间隙。转向架各部组装间隙的控制是转向架检修质量好坏的重要参数, 各部间隙的配合是否符合工艺标准直接关系到转向架的运行品质, 防止车体与转向架之间、摇枕与侧架之间、转向架与轮对之间的恶性接触而导致的前后摇枕、前后转向架的横移、浮沉 (包括悬浮) 、侧滚、点头与摇头, 影响车辆的运行品质和脱轨安全性。

(3) 摩擦与摩擦力矩。车体与转向架上下心盘间的摩擦力矩是防止转向架横移、车体摇头甚至脱轨的关键。斜楔与侧架间、侧架与承载鞍承载面间的摩擦、承载鞍与侧架导框间的摩擦等因素都会影响到转向架的抗菱刚度和脱轨安全性。

(4) 减振装置作用。如果枕簧的自由高超限、斜楔主副摩擦面加修不标准或磨耗较严重等, 都会造成运行减振失效, 抗菱刚度和剪切刚度降低成为空车脱轨隐患。

(5) 摇枕及侧架及交叉支撑装置装配作用。摇枕斜楔摩擦面和侧架导框的检修对转向架避免菱形变形非常关键, 是提高或保持转向架动态刚度、平稳性和脱轨安全性的重点。

(2) 轮对车轮各部状态与脱轨的关系。加强车辆轮对的检测、加修质量。将有利于改善车辆的运行品质, 减少各种不利因素的耦合, 从而降低车辆脱轨的可能性。

(1) 同一轮对的直径差。如果同一轮对的直径差超差, 那么就会使轮对的蛇形运动加剧, 造成蛇形失稳现象。如果轮对的直径差严重超限, 则会引起一侧车轮减载悬浮脱轨。

(2) 轮对的偏心影响。由于偏心会造成轮对的动力不平衡现象, 当车辆高速运行时, 轮对的动力不平衡现象引起的后果格外突出, 轻则造成车辆零部件和轨道线路的磨耗、疲劳损坏;重则造成轮对车轮减载, 引发车辆脱轨事故。

(3) 车轮轮缘及踏面加工形状。车辆脱轨的安全与轮缘高度、轮缘角有关。轮缘的高度过低不能保证脱轨安全, 过高则会减少踏面磨耗允许范围, 增大轮对踏面磨耗到限的镟修数量。

1.3.3 空重车辆编组不当也是空车悬浮脱轨的重要原因。

(1) 列车尾部编组空车的不利影响。全列尾部以及连续几辆重车后面编组1辆空车情况下, 编组在列车尾部的空车的自重或载重较小是影响轮对垂向力的主要因素, 由于空车车轮的载重比重车小, 在同样横向力的作用下, 其脱轨系数比重车大。

(2) 空重车混编的不利影响。例如制动、调速等情况, 易导致前后重车队中间空车形成“抬挤”现象。当空车失稳又承受前后重车车钩力夹击时, 使得空车转向架上浮、轮对减载, 产生脱轨现象。

2 货车直线区段脱轨

由于全路大规模提速, 货物列车尤其为空车时, 在直线地段脱轨事故时有发生, 但直线脱轨有以下共同特点, 即脱轨车辆多为空车, 列车运行在直线区段, 线路状况良好, 脱轨车辆各项技术指标均在运用限度之内, 列车速度在 (70～80) km/h范围, 机车操纵未调速, 列车编组为空重混编。

2.1 直线区段脱轨的根源是蛇行运动的产生。

当列车在直线线路上有激烈的横向振动时, 车轮轮缘冲击钢轨肩部, 造成车辆减载, 车轮跳上钢轨, 特别是空车在高速运行时容易发生悬浮脱轨。随着列车行驶速度不断提高, 蛇行运动会使车轮轮缘与钢轨相撞, 增加运行阻力, 严重时可能挤大钢轨轨距或使车轮爬上钢轨而发生脱轨事故。

2.2 轮轨间隙过小且线路不平顺是直线脱轨的主要原因

当轨道的轨距大于轮对宽度时, 钢轨与轮缘之间产生间隙 (游间) 。为了减少列车阻力及车轮轮缘与钢轨轨头的磨耗, 两者之间必须留有适当的间隙。

2.2.1 最小的轮轨间隙。

轮轨游间的大小对列车的行车安全性和稳定性有重要影响。游间过大, 作用于钢轨上的横向力变大, 轮轨间冲击力就大, 会引起撑轨甚至脱轨的发生;游间过小增大行车阻力和轮轨磨损, 最易产生爬轨现象而脱轨事故。

2.2.2 直线区段轨道不平顺。

对造成车辆脱轨影响较大的是水平不平顺和轨距不平顺及复合不平顺。 (1) 线路方向不平顺将会引起车辆的侧摆和摇头运动, 导致轮轨横向力变大, 推压钢轨顷翻和轨排横移, 降低车辆运行的平稳性和安全性; (2) 轨道水平不平顺会引起车辆的侧滚振动, 导致轮重减载率变大, 增大脱轨的危险性; (3) 轨距不平顺是由于轨距递减不顺、方向不良、肥边、硬弯、不均匀侧磨造成, 其中直线区段钢轨交替不均匀侧磨危害较大, 会造成一定范围内轨距变化幅值过大或过小, 在其他因素作用下, 可能会引起列车脱轨或爬轨。 (4) 轨道三角坑将会引起车辆的侧滚和侧摆极易引起轮载变动, 严重的三角坑, 将导致车辆转向架呈三轮支撑一浮的恶劣状态, 甚至引起车辆倾覆脱轨, 严重危及行车安全。

所以, 消除轨道中轨距、水平、方向等引起的复合不平顺, 尤其是三角坑的存在会引起车轮增减载不均, 加大了减载率, 特别是空车对其更为“敏感”, 应避免车轮轮缘爬轨现象发生有重要意义。

2.3 由于车辆轮对的轮重减载是引起脱轨的重要条件

在车轮与钢轨的接触点上, 车轮受到钢轨的三个方面作用力, 即垂直力P、横向力Q及纵向力在接触点处的横向蠕滑力。轮缘是防止轮对脱轨的主要部分.一般将单个车轮的最大横向力Q和垂直力P的比值Q/P (脱轨系数) 作为衡量车轮轮缘爬轨引起脱轨危险程度的指标。而作用在轮对上的力除横向力外, 还有左右轮重差产生的力矩, 由于这些力和力矩作用在轮缘接触侧的车轮产生横向力的同时还会引起轮重的减少, 轮重的减少量与静态轮重的比值称为轮重减载率。

由上述分析可知, 影响脱轨的主要参数为:作用于车轮的垂直力P和横向力Q, 二者是同时存在的。主要造成车辆轮对车轮减载的主要因素有以下几个方面: (1) 车辆货物偏心装载; (2) 车体或转向架刚性过大; (3) 平直线路存在严重高低和方向不平顺, 会使车辆上下振动与摇晃, 使车轮减载; (4) 当车辆转向架驶出圆曲线进入缓和曲线或直线区段时, 在圆缓点附近, 转向架前轴外轮将浮起, 造成外轮减载。

2.4 直线区段列车脱轨的原因

从脱轨关系角度分析来看, 直线区段列车发生脱轨时, 主要是存在爬轨现象。一是静态轨距的尺寸处于下限偏差且存在线路不平顺的问题;二是车轮的轮缘厚度处于上限且轮对的内侧距离也处于上限偏差的情况, 与最小轨距形成最小轮轨游间;三是因列车在某一速度运行时产生了严重的横向共振, 车轮撞击钢轨, 部分车轮在剧烈的摆动下造成轮重减载瞬间浮起发生爬轨现象。上述三种不利因素的耦合最终后导致发生列车脱轨。

3 货物列车小半径曲线脱轨

曲线脱轨则是主要是车轮与钢轨的安全搭载量不足造成的车辆脱轨事故。特别是曲线半径R<300 m及以下的小半径曲线轨道因其设计半径小、转弯急, 受到列车冲击力大, 线路养护困难, 极易发生脱轨事故。

3.1 小半径曲线的安全搭载量

安全搭载量是指车轮踏面与钢轨面接触时的最小长度尺寸 (最小应不小于5mm) 。如果要安全地通过最小半径的曲线, 当轮对运行在曲线上时, 外侧车轮的轮缘贴近钢轨, 内侧车轮的轮缘远离钢轨。只有内侧车轮踏面在钢轨上的搭载量足够, 才能不使车辆的轮对发生脱轨现象。例如在曲线半径R<300 m及以下时, 轨距应加宽15 mm (技规第40条第7表规定) 。

(1) 此处的最大轨距=1435+15+6=1456 (mm) ;

(2) 最小理论安全搭载量= (1350+23+135) 一1456=52 (mm) ,

但在实际中, 有许多不利因素影响着车轮踏面的有效搭载量, 其中包括: (1) 车轮踏面外侧有5 mm×5 mm倒角 (磨耗型) ; (2) 钢轨头部圆弧半径R13 mm; (3) 钢轨内侧磨耗2 mm; (4) 轨枕弯曲、道钉松动等引起轨距扩大8 mm; (5) 重车时车轴微弯引起轮对内侧距离减小2 mm。因此,

各种恶劣条件总和为:5+13+2+8+2=30 (mm) 。实际上车轮的安全有效搭载量应为52-30=22 (mm) 。一般最小安全搭载量不得小于5 mm。

3.2 曲线超高等线路不平顺因素

由于线路的高低、水平、轨向、轨距等不平顺因素会加剧机车、车辆运行中的冲击、摇晃和振动, 产生较大的轮轨横向力、车体振动加速度和轮重减载率, 影响列车运行的安全性和平稳性。特别是曲线半径R<300 m及以下时, 如果线路超高顺坡不良、外轨超高不足, 列车高速通过曲线时, 车体向曲线外侧倾斜, 产生指向曲线外侧的侧向水平力, 从而使内侧车轮减载, 外侧车轮增载, 造成车轮减载率过大。

3.3 机车车辆状态不良、自身结构缺陷等因素

由于机车车辆自身设计机构原因均会使轮对与线路钢轨之间的系数发生变化。一是机车车辆重心越高, 未被平衡的横向力引起的垂直增减载越大。二是机车车辆定距 (转向架心盘销距) 越大, 经过曲线时横向偏移越大, 侧向力越大。三是轮缘、踏面磨耗度越大, 列车运行的平稳性越差。

3.4 车辆装载货物技术状态不良的因素

因车辆装载货物影响列车运行安全的主要在于货物偏载, 因货物装载不良造成的脱轨也很常见。

3.5 列车操纵不当的因素

一是速度控制不当, 超越线路容许速度运行, 则造成脱轨的可能性增加;以曲线半径小于300 m的曲线为例, 若其外轨超高为120 m m, 则车辆通过该曲线的最高允许速度为73 km/h最低允许速度为28 km/h, 如果速度过高时, 也可能使列车脱轨。当运行速度在10 km/h～20km/h范围内, 曲线半径小于300m时, 容易发生因轮重减载而脱轨。二是变坡点调速。如果列车在变坡点调速, 则使列车冲动增大, 造成列车脱轨可能性增加。

3.6 列车编组不当的不利因素

列车编组对列车脱轨也有较大关系。一是空重混编时, 如果编成两重夹轻, 脱轨的可能性就会增加。二是换长差别较大的车辆连挂在一起通过曲线时, 由于端部偏离线路中心线比远, 换长大的车辆则会对换长小的车辆产生较大的指向曲线外侧的横向力, 从而造成换长小的车辆的脱轨系数增大。

如上所述在通过小半径曲线时, 车辆轮对在线路上的安全搭载量处于最小、曲线超高等线路不平顺、司机操作不当超速行驶及车辆装载技术状态不良等不利因素的耦合, 极易诱发列车脱轨事故发生。

4 结束语

车辆脱轨不是单一因素造成的, 而是复杂的多种因素综合作用的结果, 是诸多因素在最不利条件下耦合造成列车脱轨。

轮对的蛇形失稳是空车悬浮脱轨的根本原因, 车辆状态不良、空重车辆编组不当也是空车悬浮脱轨的重要原因;直线区段脱轨的根源是蛇行运动的产生, 轮轨间隙过小、线路不平顺、车辆轮对的轮重减载是直线脱轨的主要原因;小半径曲线的安全搭载量不足、曲线超高等、线路不平顺、机车车辆状态不良、装载货物技术状态不良、列车操纵不当、列车编组不当等不利因素都是货物列车小半径曲线脱轨的重要因素。

参考文献

[1]中华人民共和国铁道部.《铁路技术管理规程》[M].中国铁道出版社.2006

[2]中华人民共和国铁道部.《铁路货车运用维修规程》[M].中国铁道出版社.2006

轮轨关系 篇2

关键词：地铁车辆,钢轨,踏面,轮轨关系

1 问题的提出

轮轨关系分析是铁道车辆动力学研究中十分重要的内容。合理的轮轨型面匹配对于改善车辆运行平稳性、提高曲线通过能力、降低轮轨接触应力和轮轨摩擦、提高轮轨疲劳寿命和保证行车安全等具有重要意义[1]。

阿根廷地铁项目业主要求车轮踏面采用其推荐的NEFA706型踏面,钢轨采用54E1型(即UIC54型轨),踏面外形尺寸如图1所示。阿根廷地铁车辆的轨距为1 676 mm(轮对内侧距1 602 mm),踏面外形曲线分段示意图如图2所示,NEFA706型踏面与LM型、LMA型、S1002型踏面的曲线段对比如表1所示。

2 轮轨接触分析

2.1 轮轨间隙

轮轨间隙不仅与轮对横移密切相关,而且与轨距、钢轨动态横移量、车轮踏面外形和钢轨轨头外形有关。轮轨间隙对车辆顺利通过道岔具有十分重要的作用,因此应保证轮缘与钢轨间有一定游隙,以减少轮缘与钢轨的磨耗,实现轮对自动调中的作用,并且避免对轮对两侧车轮直径的允许公差要求过高,避免轮轨之间的过分滑动和偏磨现象[2,3]。

各种踏面轮缘与钢轨之间的最小游隙:Δ=0.5×[轨距-(轮对内侧距+2×轮缘厚)];

NEFA706型:Δ=0.5×[1 676-(1 602+2×31.82)]=5.18 mm;

LM型、LMA型:Δ=0.5×[1 676-(1 602+2×32)]=5 mm;

S1002型:Δ=0.5×[1 676-(1 602+2×32.5)]=4.5 mm。

4种踏面与钢轨之间的轮轨间隙能保证正常状态下轮缘与钢轨不致发生严重磨耗,同时可以限制轮对蛇形运动的振幅。

2.2 脱轨临界条件

车轮脱轨系数临界值为:,

式中:Q1为轮轨横向力;P1为轮轨垂向力;α为轮缘角;μ1为轮缘与钢轨侧面的摩擦因数。此表达式是车轮在爬轨过程中维持在拐点的平衡条件,可以知道α越大或摩擦因数越小,越不易发生脱轨。

对于2种踏面同时取摩擦因数为0.4,则有如下结果:

NEFA706型(轮缘角68°):Q1/P1=1.04;

LM型、LMA型、S1002型(轮缘角70°):Q1/P1=1.18。

可以看出:NEFA706型允许脱轨系数临界值较低,在同等条件下更容易发生脱轨。

2.3 轮轨接触关系分析

NEFA706型踏面与54E1型钢轨轮轨接触关系具体如图3所示。NEFA706型踏面与54E1型钢轨的横移量为3 mm时,侧滚角为0.029°,等效锥度为0.097,接触角为5.83°。

LM型踏面与54E1型钢轨轮轨接触关系如图4所示。LM型踏面与54E1型钢轨的横移量为3 mm时,侧滚角为0.126°,等效锥度为0.497,接触角为26.285°。

LMA型踏面与54E1型钢轨轮轨接触关系如图5所示。LMA型踏面与54E1型钢轨的横移量为3mm时,侧滚角为0.042°,等效锥度为0.123,接触角为6.599°。

S1002型踏面与54E1型钢轨的轮轨接触关系如图6所示。S1002型踏面与54E1型钢轨的横移量为3 mm时,侧滚角为0.060°,等效锥度为0.190,接触角为13.234°。

因此有以下结论:

(1) NEFA706型踏面的等效锥度最低,LMA型踏面与NEFA706型的等效锥度相当,接触关系良好;LM型踏面的等效锥度最大,超过了0.4。一般情况下,踏面等效锥度超过0.4就需要对车轮进行镟修,所以LM型踏面不合适;

(2)NEFA706型、S1002型踏面与54E1型钢轨接触在轮缘根部均有一部分接触空白区,这对磨耗不利;

(3) NEFA706型踏面的轮轨游隙为5 mm,轮缘角小,其脱轨临界值较低。

3 轮轨接触应力计算

车轮踏面与钢轨接触处产生接触应力,轮轨接触应力是机车车辆与轨道之间所谓轮轨关系中的基础研究课题之一。轮轨接触表面之间反复传递十几吨的载荷,而接触斑面积仅为120 mm2左右,会导致轮轨滚动接触疲劳破坏如波浪形磨损、压溃、剥离、断裂等现象发生[4,5]。根据赫兹接触理论,最大接触应力由下式计算[6]:δ=1.5P/w,式中:δ为最大接触应力;P为轮轨间的压力;w为接触斑面积。通过计算,不同型式踏面轮轨接触应力计算结果如表2所示。

由表2可以看出NEFA706型踏面轮轨接触应力最大,LMA型踏面轮轨接触应力最小,这主要是因为接触斑面积不同造成的。由于4种踏面与54E1型钢轨的型面共形度不同,其中,LMA型踏面与5 4 E1型钢轨的共形度最好,所以接触斑面积最大,而NEFA706型踏面与54E1型钢轨的共形度差一些,所以接触斑面积较小。轮轨接触应力是根据新轮和新轨计算得出的,随着轮轨磨合的推进,4种踏面与54E1型钢轨的共形度逐渐趋于一致,因此轮轨接触应力也会逐渐趋于一致。

4 动力学性能

4.1 稳定性

4种踏面的稳定性对比分别如表3所示,从中可以看出,NEFA706型踏面的非线性收敛速度最高,LMA型和S1002型踏面的非线性收敛速度次之,LM型踏面的非线性收敛速度最低;这4种踏面非线性收敛速度的高低排序与其等效锥度的升序排序是一致的(等效锥度越小,临界速度越高)。LM型踏面新轮状态能满足阿根廷地铁最高速度120km/h的运营要求,但LM型踏面再继续磨耗稳定性裕量就不够了,所以LM型踏面应该被排除。

4.2 曲线通过安全性

计算4种踏面的脱轨系数和轮重减载率结果如图7、图8所示,从中可以看出:4种踏面的轮重减载率差别不大。4种踏面的脱轨系数都不超标,但NEFA706型踏面的脱轨系数稍大一些,主要是因为其在新轮状态时等效锥度和轮轨接触角最小,曲线通过能力差一些,随着轮轨磨耗的推进,其曲线通过性能会逐渐改善。

4.3 平稳性

4种踏面的车辆运行品质对比如图9所示,从中可以看出:4种踏面的垂向平稳性差别不大;对于横向平稳性和乘坐舒适度来说,NEFA706型踏面最好,LMA型和S1002型踏面次之,LM型踏面最差,它们的排序与其等效锥度的升序排序是一致的(等效锥度越小,横向平稳性和乘坐舒适度越好)。

5 结论

(1) LMA型踏面与54E1型钢轨匹配时,等效锥度与NEFA706型踏面相当,轮轨接触应力较小,动力学性能较好,建议阿根廷地铁车辆优先考虑LMA型踏面。

(2) NEFA706型踏面与54E1型钢轨匹配时,等效锥度最小,临界速度最高,但新轮的轮轨接触应力偏大。轮轨接触是配合副,两者之间需要一段磨合过程。NEFA706型踏面与54E1型钢轨在经过一段时间的磨耗后,轮轨接触关系会变好,可以采用NE-FA706型踏面。

(3)S1002型踏面与54E1型钢轨匹配时,轮轨接触应力较小,动力学性能较好,但各方面指标相对于LMA型踏面较差。

(4) LM型踏面与54E1型钢轨匹配时,轮轨接触应力较大,临界速度最低,等效锥度最大(已超过0.4),阿根廷地铁车辆不宜采用LM型踏面。

参考文献

[1]钟晓波,沈刚.高速列车车轮踏面外形优化设计[J].同济大学学报,2011(5):710-715.

[2]严隽耄.车辆工程[M].北京:中国铁道出版社,1999.

[3]任尊松,何小河.道岔区轮轨间隙动态变化特性研究[J].北京交通大学学报,2007(1):22-26.

[4]金学松,温泽峰,张卫华.轮对运动状态对轮轨滚动接触应力的影响[J].工程力学,2004(1):165-173.

[5]俞展猷.轮轨接触应力的研究[J].铁道机车车辆,2000(6):1-9.

轨道车辆轮轨噪声研究综述 篇3

铁路噪声主要包括信号噪声、集电系统的集电噪声、结构体噪声和轮轨噪声, 研究表明当车速为250km/h以下时, 轮轨噪声显得尤为突出。目前我国铁路列车速度普遍低于250km/h, 因此, 研究轮轨噪声对治理铁路列车环境噪声具有十分重要的意义。本文, 笔者探讨了高速铁路环境振动噪声预测模型, 以及用于高速铁路既有线环境噪声评估及新线设计中环境噪声的预测, 并提出轮轨噪声的控制方法。

一、国外轮轨噪声预测研究现状

轮轨噪声是高速铁路噪声的重要来源, 它包括轮轨滚动噪声、轮轨冲击噪声和尖啸噪声。

1. 轮轨滚动噪声研究现状。

滚动噪声是通常没有擦伤的车轮在连续焊接的直线钢轨上滚动时的噪声。这是由于车轮和钢轨表面小的粗糙度而产生的, 当轮子在粗糙表面上滚动遇到小的凸起或凹槽, 如遇到轨缝时, 必然会在凸起处抬起或滚到钢轨凹槽处, 由此引起的车轮和钢轨的振动, 产生轰鸣声。

Remington预测滚动噪声的方法是 (图1) :将轮轨粗糙度作为激励输入, 车轮和钢轨表面由于磨耗不均引起的不平顺可以通过测量装置测定;在轮轨不平顺样本中, 通过滤波的方法将波长小于轮轨接触面积的波纹型磨耗剔除;在研究轮轨相互作用力时, 假定轮轨接触力与相对接触位移符合赫兹公式;由于钢轨的横向振动对轮轨噪声影响较小, 因此只考虑钢轨的竖向振动, 车轮的径向和横向振动在不同的频域起着主导作用, 需要综合考虑车轮的径向和横向振动效应;在声辐射方面, 车轮被看作点声源, 而钢轨被看作一长排单极子点源所构成的线声源;通过钢轨和车轮的声辐射系数, 将车轮和钢轨的振动与声功率联系起来, 对车轮和钢轨的声功率分别进行计算, 分析车轮和钢轨的辐射噪声对总噪声的贡献。

但是, Remington的预测模型存在一些局限性和缺陷, 例如车辆模型过于简化, 车辆被简化为单轮对, 忽略了车辆簧上质量对轮轨相互动力作用的影响;模型没有充分反映系统各部件的耦合;车辆的线性假设具有局限性等等。

后来, Thompson对Remington的早期模型进行了发展和扩展。Thompson指出, 轮轨相互作用引起了车轮和钢轨的振动, 而钢轨通过轨下胶垫 (扣件) 将振动传给轨枕 (如图2所示) 。Thompson在新的模型中考虑了轨枕的噪声辐射, 为了更有效地反映车轮的高频振动特性, 车轮采用了有限元模型。模型中将钢轨模型扩展为轨道模型, 轨道模型中用Timoshenko梁模型取代了Remington模型中的Euler梁模型, 从而使得钢轨的高频成分得以更真实地反映。Thompson利用改进后的模型对轮轨滚动噪声进行了预测并与试验进行了对比, 发现两者吻合较好。

后期, 欧洲铁路研究所 (ERRI) 在Thompson的研究基础上, 开发了TWINS (Track-Wheel Interaction Noise Software) 的轮轨滚动噪声预测软件, 并将改进后的模型称为TWINS模型。

TWINS模型是建立在Remington模型基础之上, 是Remington模型的发展和扩展。各种模型的核心思想是:轮轨表面不平顺是激发轮轨振动的根源, 而轮轨振动是轮轨噪声的直接原因。

但TWINS模型中同样存在着一些细节上的不足, 比如模型的轮轨接触域特性、辐射模型、路轨紧固件和轨道经验阻抗之间的关系等都需要进一步的研究。

2. 轮轨冲击噪声研究现状。

冲击声是车轮通过轨缝、道岔或当擦伤的车轮在钢轨上滚动时所发生的噼啪声。当车轮遇到上述情况之一时, 垂直速度迅速变化, 使轮轨接触面产生很大的作用力, 激发车轮和钢轨振动引起轮轨辐射声音。

轮轨冲击噪声是轮轨噪声的重要方面, 但是, 对这方面的研究并不是很多, 可能的原因是这种状态下的轮轨模型较难建立。文献中以车轮扁疤、宽轨缝、钢轨低接头、钢轨迎轮错牙、钢轨送轮错牙等冲击型激扰为对象, 用一个很简单的模型估算出相应列车运行速度下的最大声压级Lmax, 即

式中:V为列车运行速度;Ver为列车运行的临界速度。它是车轮半径、车轮簧上质量、簧下质量以及冲击型激扰参数 (如扁疤长度, 错牙高差) 的函数。

Remington在Ver研究的基础上, 提出了一个“等效粗糙度谱”的概念, 用以等效表示车轮扁疤、钢轨接头等冲击型激扰的谱。

3. 轮轨尖啸噪声研究现状。

尖啸声是一种强噪声, 它由纯音和多音调组成, 其音调与铁路车辆通过小半径曲线有关。尖啸声的激发与车辆通过曲线和车轮有关, 因为车轮受转向架约束, 不能正切于钢轨运转, 也即车轴不能处于曲线的径向位置, 于是引起车轮沿着钢轨滚动时横向滑过轨头, 由此产生轮轨接触表面的黏着和空转, 引起车轮共振, 接着产生强的窄频带的尖啸声。有关于尖啸噪声的研究比较少见, 多为对尖啸噪声的测试。L.G.Kurzweil提出了一些关于降低尖啸噪声的措施, 将在后面介绍。

二、国内轮轨噪声研究进展

国内方面, 近些年也展开了对轮轨噪声的研究, 国内最早的关于轮轨噪声的论著是焦大化编译的《铁路环境噪声控制》一书, 书中介绍了当时国外关于轮轨噪声的研究状况。翟婉明在其《车辆—轨道耦合动力学》一书中, 对车辆—轨道耦合动力学进行了充分的论述和完善, 这对国内关于轮轨噪声的研究起了很重要的作用。并且翟等人还建立了整车的轮轨模型, 减小了临近轮对的相互作用会使轮轨系统响应产生的较大误差, 这优于过去的单轮对模型或半车模型。刘林芽, 雷晓燕在Remington等人的模型基础上, 建立了一个较为系统的轮轨高频振动模型, 对京九铁路南昌北站附近实测了轮轨噪声, 并与模拟结果进行了比较, 但是由于我国轨道谱的工作还不是很完善, 所以实测与模拟结果有较大差异。雷晓燕随后又导出了高速铁路牵引噪声、轮轨噪声和空气动力噪声的理论计算式, 对秦沈客运专线铁路噪声进行了预测, 并与实测数据进行了对比, 数据吻合较好。徐志胜在其博士论文中建立了同时能够对滚动噪声和冲击噪声进行预测的模型, 并且开发了STTIN轮轨噪声预测分析软件, 软件不仅可用于对轮轨噪声进行预测、评价, 还可以用来对轮轨参数的低噪声设计、吸声、隔声处理等进行计算机模拟。该软件首先输入列车、轨道动力学参数等原始数据, 形成车辆—轨道耦合系统的振动方程;在输入冲击激扰或轮轨表面粗糙度激扰后, 对耦合系统的振动进行数值积分, 获得耦合系统的时间响应;以数值积分结果为基础, 对轮轨系统振动进行1/3倍频程分析:设置相宜的声学环境参数, 计算噪声的插入损失及反射损失;对给定受声点的声级进行1/3倍频程与时程分析;最后根据需要计算出评价指标, 实现对轮轨噪声的评价。

虽然, 目前国内对于轮轨噪声的研究取得了一定的成就, 但是仍然存在一些不足, 例如:国内的研究缺少大量的试验数据的验证;其次, 随着列车速度的不断提高, 轮轨横向作用加剧, 在模型当中轮轨横向作用应该进一步的被考虑;再者, 我国轨道不平顺谱的测试工作仍然不足, 这对轮轨输入方面产生很大的影响。

三、轮轨噪声的控制方法综述

环境噪声只有当声源、传播途径和接受者同时存在时才构成污染, 因此控制噪声污染要把这三部分作为一个系统来考虑, 即从声源、传播途径上采取控制措施和对接受者采取防护措施。

1. 声源控制。

对于轮轨噪声而言, 其噪声源即车轮与轨道。那么, 对声源的控制也要从这两者入手。

(1) 弹性车轮。弹性轮是车轮的轮毂与轮辐从结构上隔开, 通常用弹性材料。弹性材料有两个作用:使车轮的共振频率的振动衰减 (此共振频率与尖啸声频率相关时最为突出) 隔离轮辐到轮毂的振动。由此减少了作用在钢轮上的作用力, 以及减少了车轴、转向架部件和车体的加速度。弹性轮除了证明在轮轨噪声方面有益外, 它还比标准轮增加寿命50%, 在40～250Hz频率范围内减小地面振动噪声4～10dB, 减小车轴、转向架部件、车下设备的加速度噪声6～12dB, 减小轨缝冲击力40%, 减小连续焊接钢轨上轮轨动作用力约20%。

(2) 阻尼车轮。轮对本身的阻尼是非常小的。增加轮对阻尼是一项有效的降噪措施。自由轮对的阻尼比约为10-4, 而在轨道上滚动的轮对阻尼比要高于10-3。因此, 要使得增加阻尼成为一项有效的措施, 所增加的阻尼必须超过由钢轨产生的“辐射阻尼”。

(3) 轨道方面。轨道所产生的噪声与钢轨垫板的刚度有很密切的关系。柔软的垫板使得钢轨与轨枕之间的藕合变弱, 这时轨枕产生的噪声较小。为减小轮轨作用力, 通常的做法是安装刚度较低的垫板。

给钢轨增加阻尼, 则可以增加振动沿钢轨的衰减率, 能够达到明显的降噪效果。对钢轨轨腰和轨底加上1mm或2mm后的约束阻尼层的理论分析表明, 即使垫板刚度只有80MN/m的钢轨, 轨道噪声水平也只能降低2dB (A) 。如果增加阻尼层和约束层的厚度, 可以形成一个连接在钢轨上的质量——弹簧系统, 能够降低共振频率附近钢轨的振动。

2. 传播途径控制。

(1) 隔声墙。在现代高速运输中, 隔声墙是架空结构沿线的覆盖物, 大多数隔声墙高1～2m, 减小路旁噪声5～15dB (A) , 吸收性隔声墙 (沿铁路线一侧有吸声材料) 比反射式隔声墙更有效, 前者比后者可多减小噪声, 主要由于消除了隔声墙和车辆侧的反射, 对于路旁隔声墙的理论和实际设计有完善的文件。

(2) 车辆裙板。车辆裙板是与车辆侧墙相连的隔声墙, 并尽可能向下延伸, 以阻挡在路旁观察转向架、车轮和车下设备的视线, 但是车辆裙板减少轮轨噪声是有限的, 因为裙板边缘向下伸到什么程度受到限制。在动车组上, 高速时动力噪声可能比轮轨噪声更严重, 吸收型裙板可减少噪声10dB (A) 。

4. 其他降噪方法。

还有许多其他的降低轮轨噪声的方法, 比如制动形式:合成闸瓦踏面制动、盘形制动都比铸铁闸瓦踏面制动明显地减小车轮粗糙度、磨耗和噪声。铸铁闸瓦踏面制动的车轮比盘形制动车轮噪声大10dB (A) , 比合成闸瓦踏面制动大5～7dB (A) 。在学校附近及某些有限环境中降低速度来降低噪声等等。

地铁车辆轮轨系统减磨研究 篇4

我国地铁经过30多年的运营证明, 曲线地段钢轨更换的决定因素是钢轨磨耗超限。怎样使曲线地段钢轨轮缘磨损和侧向磨耗速度减慢, 这一问题是地铁设计、施工和维修管理人员迫切希望解决的。本文对地铁车辆轮轨系统磨耗做了相关研究。

1 车辆轮对及其磨耗

轮对需要承受较大的动载荷和静载荷, 它作为地铁车辆运行中的重要部件, 各组成部件都要有足够的安全系数和强度。目前在地铁车辆中普遍使用具有高硬度、高强度和耐磨性能好的整体辗钢轮, 但是, 由于轮箍与轮心一体, 造成轮径有限且没有轮箍, 这就需要轮心整体更换。如果线路的曲线越多、半径越小, 那么钢轨和轮对的轮缘接触就越频繁, 这就会造成轮缘严重磨损。为了减少钢轨和轮缘的磨耗, 延长车轮和轨道的使用寿命, 很有必要在地铁车辆加装轮缘润滑系统。

2 轮缘润滑系统

2.1 轮缘润滑系统的工作原理

轮缘润滑系统有单线和双线2种形式, 单线是喷头在油气混合后直接进入喷嘴, 双线是1个喷嘴对应1个连接块, 每个喷头都要接单独的气管和油管。

喷嘴、油脂罐、电控阀和控制器共同组成双线润滑系统, 分两路输出, 经电控阀的压缩空气, 一路压缩空气进入喷头进气口, 与雾化喷头内的油脂一并从喷嘴喷出;另一路将定量油脂经油脂罐、喷头后压入喷头。轮缘润滑系统自动控制的关键部件是电控器, 这种电控器采用定时的喷脂方式和曲线感应器, 能够感应出线路是直线还是弯道, 并根据判断的情况对曲线和直线采用不同的喷脂方式, 增加对曲线外侧车轮的润滑, 使曲线处于合理的润滑状态, 轮缘磨耗有较大程度的减轻。

目前, 我国铁路系统研制出一种新的轮轨固体润滑装置。这种装置具有以下优点:减少机车轮缘磨耗、安装使用维修保养方便、污染小和运用成本低。满足我国铁路车辆运行要求。

2.2 采用轮缘润滑系统的效果

地铁车辆轮缘润滑系统具有简单小巧、经济效益高等特点。地铁车辆采用轮缘润滑系统之后能够达到下列效果:①钢轨角粗糙度在采用轮缘润滑后大大降低, 减少了车辆运行的阻力, 列车脱轨的概率也有较大程度的降低;②地铁车辆在行驶时会产生较大的噪声, 在弯道和隧道中行驶时噪声更大, 影响了沿线居民的生活, 采用轮缘润滑系统之后, 不但减轻了车轮及轨道之间磨损, 还大大降低了噪声污染;③在弯道较多的线路上, 采用性能优良的轮缘润滑系统之后, 列车车轮在下一次修磨周期前能够行驶的距离有较大的增幅, 车轮和轨道的使用寿命也有了极大的延长;④采用生物可降解的合成油做轮缘润滑系统的润滑剂, 在改善轮缘抗磨损性能的同时, 减轻对环境的污染。

2.3 轮缘润滑系统的安装

地铁车辆一般采用双线轮缘润滑系统, 在安装时, 应注意以下事项:①为了防止管路内存在杂质致使喷嘴堵塞, 进气软管必须在连接前吹风;②为了使轮缘和钢轨间侧面的磨耗有效减少, 在安装时, 要保证轮缘根部磨耗区覆盖上雾状石墨脂;③对于6节的地铁列车, 首尾2对轮对增加轮缘润滑系统就能满足需要, 这样使润滑剂的利用率达到最大限度;④为了使乘务员加油脂方便和油脂罐尽量靠近喷嘴, 应在转向架外侧设置油脂加油口;⑤为了避免杂质进入轮缘润滑系统, 应在车辆架修时全面清洗喷嘴、过滤器和油脂罐, 清除沉积油垢和杂质。

3 影响轮轨磨耗的因素和减磨系统分析

3.1 线路最小曲线半径对轮轨磨耗的影响

在一般情况下, 我国PD360 kg/m钢轨的承载力极限是列车通过总重7亿t。通过实测记录分析表明, 钢轨承受列车通过总量在2亿t左右的情况下, 小半径曲线的钢轨侧磨接近12 mm, 这一数据说明钢轨磨耗速率增加较快, 这就造成钢轨更换的频率增大。根据资料分析, 可以推算得出, 地铁线路的最小曲线半径应大于300 m比较好, 在线路不好的地段也不应小于250 m, 这为地铁以后的运营和轨道养护维修提供了便利。

3.2 减磨剂和减磨剂喷射装置

减磨剂是一种较新的润滑油添加剂, 分为油溶性和非油溶性两大类, 目前罐装减磨剂大部分是十八烷胺、二油酸亚磷酸酯、硼酸酯类等与低粘度优质润滑油的混合物。减磨剂能够降低车轮打滑的危险, 能够适当控制接触面内的摩擦力。

减磨剂喷射装置是在小半径曲线的整个低轨轮/轨接触面上施加减磨剂, 可以采用车载式和轨侧安装喷涂装置。空气压力和喷嘴尺寸的选择是减磨剂喷射装置的开发重点。该装置可以通过调整曲线测定系统来同时调整喷射定时和喷射体积量。

4 轮轨减磨治理方案

4.1 在轮缘和轨道间采取润滑措施

为了使轮缘与轨头侧向磨损速度减慢, 可以采用在钢轨轨头和轮缘工作边润滑的办法。将液态喷油装置或固体涂油装置安装在列车上;采用人工涂油或者将固定式涂油器安装在轨道上。为了减少磨耗采用最广泛的技术就是润滑, 在轮轨的金属表面上, 形成一层润滑膜, 通过轮轨间的润滑膜, 可以降低轮轨间的滑动摩擦系数, 减小金属摩擦时滑动阻力, 获得定量的减缓轮轨磨耗值, 最终达到减轻轮轨磨损的目的。在轮缘和轨道间采取润滑措施, 这种措施见效快、投资少, 同时还能减小列车运行阻力, 节约能源, 有效的延长了轮轨使用寿命和减缓了轮轨磨损。实践表明, 在北京地铁和我国铁路列车上采取润滑措施, 使轮缘和钢轨侧向磨损降低了20%～50%。

4.2 调整轨道参数

轮轨间摩擦力所做的功与轮轨磨耗密切相关, 其中曲线外轨超高、纵向坡度、轨底坡、轨距、曲线半径以及轨道平顺状态都是影响冲角大小和导向力的轨道参数, 适当地调整这些轨道参数, 轮轨接触状态能够有效的改善。

轨道参数调整步骤:①在初始化面下, 按OK键进入。②移动上下光标键, 选择Prameter参数, 按OK键进入。③移动上下光标键, 选择需要修改的参数, 按OK键进入。④移动上下光标键选定需调参数, 按OK键确认;按左右键移动光标, 按上下键调整参数, 按OK键确认。⑤按ESC键退出。⑥调整其他参数, 请重复步骤1～5。对于轨道参数描述如表1所示。

5 结语

地铁车辆在运行过程中, 轮轨磨耗是不能避免的。怎样使轮轨磨耗速度减慢, 使钢轨的使用寿命最大限度的延长, 是目前研究的重点。本文通过对影响轮轨磨耗的因素和减磨系统进行分析, 提出轮轨减磨的方案, 再结合科学的管理和维修轨道的方法, 从而能够减慢轮轨磨耗速度, 延长钢轨的使用寿命, 加强列车的通行能力, 为地铁安全运营和发展提供基础。

参考文献

[1]吴强.介绍地铁车辆轮缘减磨润滑系统[J].现代城市轨道交通, 2006 (3) :35-37.

[2]刘灿龙.地铁轮轨磨耗的初步研究[J].城市轨道交通研究, 2008 (10) :57-59.

[3]龚积球, 谭立成, 俞铁峰.轮轨磨损[M].北京:中国铁道出版社, 1997:44.

[4]李金良, 吴赛甲.天津地铁1号线线路小半径曲线减磨减噪措施的应用[J].天津建设科技, 2008 (11) :50-51.

一种测试轮轨力的新方法 篇5

掌握轮轨力的真实状态对预防脱轨及预防轮轨异常磨耗都是非常重要的。轮轨力中的横向力和垂向力异常重要,而横向力Q与垂向力P的比值即“脱轨系数Q/P”必须限定在一定安全限度内(图1)。

在东京中目黑地铁脱轨事件发生后,日本针对超小半径曲线上的“爬轨脱轨”展开了仔细研究,调查委员会的报告显示:

(1) 脱轨系数Q/P与轮轨摩擦系数强相关;

(2) 轮轨摩擦系数因实际情况的不同是一直变化的[1]。

有鉴于此,笔者强烈认为连续监控轮轨力非常有必要,故开展了相关的研究以及监控系统的研发[2]。

目前,测试轮轨力需要特殊的设备[3,4]。例如,通过粘贴应变片,安装用于传输数据的集流环或遥测仪的测力轮对[5]就可以测试轮轨力。由于测力轮对费用高,稳定性差,经常用测力轮对测试轮轨力是很困难的。

本文所介绍的新测试方法不再需要类似的特殊装置,并可持续监控轮轨接触力,包括脱轨系数,也可以在客车上测试脱轨系数。用新方法测试轮轨横向力时,不需要在轮对上粘贴应变片及安装载荷传感器。仅需用间隙式传感器测出车轮的变形,从而测试轮轨横向力。

在位于东京调布市的国家交通安全与环境实验室(NTSEL)的全尺寸滚动试验台上进行了试验,试验台可以模拟列车曲线通过性能以及商业地铁线路运行试验。经过几次附属设备以及数据处理方法的改进之后,证明本文所提出的轮轨力测试新方法相对于常规的传统测量方法,可以得到精度足够高的轮轨力数据。

2 超小半径曲线上的转向架性能

根据在NTSEL台架试验台上的转向架试验以及商业地铁线路运行试验结果,超小半径曲线上脱轨系数Q/P的增大机理可以从文献[6]中找到解释。

转向架通过超小半径曲线时发生的种种不良现象主要包括(图2):

(1) 导向轮对:轮对与轨道之间的相对角度(即冲角)变大,并产生显著的横向蠕滑力。

(2) 从动轮对:轮对朝曲线外侧移动不充分,因此,不能得到足够的内外侧车轮的滚动圆半径差,从而产生纵向蠕滑力。

由图2可知,上述各力作用在与曲线相反的方向上,作为反作用力,在外侧车轮轮缘处产生较大的横向力。该横向力是十分有害的,因为它不仅导致“爬轨脱轨”,并且导致轮缘以及轨肩的异常磨耗。

如上所述,轮轨横向力是由轮轨之间的蠕滑力产生的,其幅值主要取决于轮轨间的摩擦系数。因此,摩擦系数减小50%,轮缘横向力也许会降50%。

另一方面,自从中目黑事故以后,人们意识到轮轨接触表面上的摩擦系数是时时刻刻都在变化的。

在图3给出了中目黑事故中发生在同一地点内侧轨的脱轨系数Q/P的测试结果[1]。测试是从事故发生后通过的第1列车开始的,此后对通过该地点的列车均进行了测试。在超小半径曲线上,图3所对应的曲线段上(半径160 m),内侧轨的脱轨系数Q/P值几乎等于该点的摩擦系数。由图3可知,摩擦系数从第1列车通过时的0.2变化到后来列车通过时的0.7,0.7这个数值是在事故发生时的9点左右测到的。

(审校者注:原文如此,疑图3纵轴为Q/P、摩擦系数)

3 传统方法及其缺点[7]

通常,测试接触力有2种方法,即“在线测试”以及“道旁测试”。

“在线测试”可以测试试验车所通过的整条线路,“道旁测试”方法中车上不需要安装设备,可以测试所有通过该地点的车辆。图3是道旁测试的一个例子。两种方法中前者需要在轮对上粘贴应变片,后者则需要在钢轨上粘贴应变片。

现在,在线测试利用“特殊设计的测力轮对”实现测试。在车轮辐板上粘贴应变片,轮轨力由辐板的应变计算得出。这种测试方法在日本被广泛用于商业运行线路试验以及台架试验中轮轨力的在线测试。图4给出了车轮辐板上应变片的粘贴位置。车轮辐板两侧的应变片用于测试轮轨横向力,孔中心线方向(车轮辐板的中性轴)上的应变片用于测试轮轨垂向力,即车轮垂向载荷。

这种“特殊的测力轮对”很昂贵,并且对于制动热负荷没有足够的耐受力。这种方法还需要有把数据从旋转的轮对传到构架的设备,例如集流环或者无线遥测仪。这些设备也很昂贵、难以使用并且耐用性较差。所以,经常性地进行类似的测试是十分困难的。

基于上述原因,笔者尝试着发展了一种新的方法,即使在客车上也可以持续地监控轮轨接触力,包括脱轨系数。这种新方法不需要在旋转部件上如轮对上安装传感器,也不需要集流环、遥测仪一类的数据传输设备。

4 轮轨力的新测试方法

4.1 横向轮轨力测试方法

[ST]4.1.1 间隙传感器的布置

为实现持续监控,笔者在转向架的非旋转部件上安装非接触式传感器。在传统方法中,轮轨横向力是通过车轮辐板上应变桥路的应变量测出的。在新方法中,则通过安装在非旋转部件即转向架构架上的传感器检测类似的车轮变形。如图5所示,车轮的变形由轮辋(4a)的位移算出,而轮辋的位移是由安装在轴箱(2)上的传感器安装座(7)上的非接触式间隙传感器(3)测出的。

因为测量精度小于0.01 mm,故选用电感式位移传感器。为了得到最高的精度,间隙传感器最好安装在轮辋上,这会稍微超出日本规定的车辆限界。实际上,这不是一个很严重的问题,另一个位于车辆限界内的位置,例如车轮辐板的外部边缘就是理想的位置。这些传感器的位置见图6所示。

4.1.2 轮对运动的修正

由于间隙传感器所测出的值很小,故不能忽略轮对的运动量。为了修正轮对的运动量,在轴箱上安装了2个间隙传感器(5、6)。

为了进行修正,就必须考虑两项修正量。其中一项是轴向运动修正量δ4,这是由轴承的止推间隙产生的,另外一项是倾角修正量δ5,这是由轮对相对于轴箱产生相对倾角而产生的。因此,δ4、δ5和经过修正后的车轮辐板横向变形量δ可以通过以下公式得出,δ1、δ2、δ3为图7所示的间隙测试值。

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4.2 法向力以及纵向力的新测试方法

法向接触力,即车轮载荷对铁道车辆动力学性能影响很大,因此也需要持续地监控。为了避免使用集流环以及遥测仪,选择在构架的非旋转部件上进行测试。简介如下:

(1) 转向架构架侧梁的应变。

(2) 一系悬挂的位移。

纵向接触力对铁道车辆安全性以及运行性能也很重要,在曲线工况下尤其如此,但由于其测试困难,直到现在还鲜有测试。新方法中,纵向力由轴箱拉板定位臂的应变得出(图8)。

5 用转向架台架试验验证轮轨力测试新方法

为了验证轮轨力测试新方法,首先

在试验台上进行了转向架运行试验。验证工作是借助于NTSEL的滚动试验台进行的(图9),该试验台可以试验转向架的曲线通过性能。

5.1 NTSEL的转向架滚动台[8]

该试验台的最大特色是能试验转向架的曲线通过性能。该试验设备可用于试验半个车体和1台转向架。为了模拟曲线通过性能:

(1) 滚动单元可以绕垂向轴转动,根据需要模拟的曲线曲率可以给定相应的角度(摇头角)。

(2) 滚动台的次级电机和差速齿轮箱,可以使轮对过曲线时由内、外轨车轮的“旋转速度差”来等效实现实际曲线上运行时的内、外轨长度差。

(3) 可以直接在车体框架上施加横向力,以模拟离心力以及由欠超高引起的横向力。

[STHZ]5.2 台架试验及其结果

在滚动台上进行了不同曲线工况下传统方法与新测试方法的滚动试验,主要用于评估:

(1) 由传统方法测试的“横向力”与用新方法测试“车轮横向变形”所得出的“横向力”之间的关系。

(2) “车轮横向变形”与“横向力”之间的灵敏度以及线性度。

曲线工况包括120 m半径到600 m半径的曲线。图10给出了由传统方法测试的“横向力”与由新方法测试的“车轮横向变形”之间的关系,该图是对应于外侧车轮的测试结果。可见,对外侧车轮而言,由两种测试方法所得到的结果几乎完全一致,可见本文所提出的新方法可以准确地测试轮轨横向力。两种测试方法中,横向力与车轮辐板变形量均呈良好的线性特性,车轮辐板变形0.09 mm所对应的横向力为10 kN。新测试方法中,电感式位移传感器的精度为0.002 mm,尽管精度相对来说较低,但对测试轮轨横向力来说已经足够了。

为了验证法向力的测试精度,通过施加不同的载荷进行了标定。图11给出了传统方法测试出的法向力与“构架应变”之间的关系。由图11可知,构架应变随着法向力的增加而呈比例地增加,因此可以通过测试构架的应变得出法向力。

6 商业线路上的列车运行试验验证

6.1 被试列车和被试线路

列车运行试验在东京地铁丸之内线的支线上进行,被试列车为3辆编组的电动车组(图12)。中野支线全程长3.2 km,中途有4个车站。往返方向上都有几个超小半径曲线,最小曲线半径为127 m。被试转向架位于头车上,主要针对导向轮对进行各种测试。被试列车以商业运行时的正常速度在线路上行驶。

与台架试验相比,做了适当改进。例如,轴承被更换为没有横向间隙型的轴承,间隙传感器通过更牢固的键加以固定。

6.2 列车运行试验及其结果

试验中所检测的项目如下:

(1) 由传统测试方法测试的“轮轨横向力”;

(2) 使用新方法测试的“轮辋以及车轮辐板的变形量”(修正后);

(3) 由传统测试方法测试的“轮轨法向接触力”;

(4) 使用新方法测试的“构架应变量”;

(5) “轮辋的轴向位移”(用于修正);

(6) “轴箱体倾角”(用于修正);

(7) “构架横向位移”(作为参考量)。

在每次试验测试中,都发现结果具有良好的可重复性,几乎每次运行试验都能得到相同的结果。

图13给出了在列车运行试验中,由传统方法测出的“横向力”与利用新方法经修正得出的“轮辋变形量”之间的关系。虽然因接触点的不同导致存在一些差异,但是两种方法得到的结果具有很好的相关性。

利用图13中的关系,计算了由新测试方法得出的横向力。图14给出了列车在通过127 m半径曲线时外轨侧用新方法与传统方法测出的横向力。在每个时刻上,2种测试结果都吻合得很好。图15给出了从197 m 半径曲线外侧轨道到301 m半径曲线内侧轨道上的横向力对比结果,2种方法测出的横向力值在197 m 半径曲线外侧轨道上吻合得很好,但是在半径 301m曲线内侧轨道上,新方法测出的数值比传统方法测出的数值要小。

7 轮对的有限元分析

为了提高测试精度,对由接触力产生的车轮变形进行了有限元分析。如图16所示,采用半条轮对模型进行有限元分析,轮对中心刚性约束。有限元模型由二阶四面体单元组成,分析工作利用ANSYS软件完成。

根据有限元分析结果,轮轨接触点的不同会对横向力测试产生一定的影响。结果表明,作用点位置的不同对于横向力测试几乎没有影响,但对垂向力则存在一定影响。如图17所示,如果作用点从中点A移动到轮缘B,则垂向力引起车轮的变形量增加0.02 mm,但横向力引起的车轮变形值仅为0.002 mm。

为了进一步提高测试精度,需要修正接触点位置,但普遍认为,精确的修正对于安全监控来说没有必要。

8 结论

为了持续监测轮轨力,笔者提出了不需要“特殊测力轮对”的新型测试方法。

新方法利用非接触式间隙传感器测试横向力。用非接触传感器测出轮辋或车轮辐板的横向变形,然后经其他间隙传感器测试数据修正以后就可以得出横向力。经试验台曲线运行试验以及商业运营线路上的运行试验证明,新方法可以得到实际应用足够有效的数据。若实现更高精度测试,则需做进一步的改进,例如修正接触点差异、车轮表面垂直度等。

通过测试构架的应变或者一系悬挂的位移来测试法向力,纵向力则由轴箱拉板定位臂的应变得出。两种方法都可以得到实际应用足够有效的数据。

图18中为笔者计划改进的系统,将在商业运营线路上进行更多的运行试验。通过提高车轮表面的垂直度以及改善相关传感器的鲁棒性,提高测试系统的测试效果。

摘要：介绍了一种测试轮轨力的新方法,该方法不需要粘贴应变片,也不需要安装集流环或遥测仪。直接用几个非接触式间隙传感器测出车轮的变形量就可以得出横向轮轨力,法向轮轨力和纵向轮轨力则直接由转向架的弹簧变形量和转向架的应变量得出。全尺寸转向架试验台试验和列车运行试验表明,该轮轨力测试新方法可以直接应用于商业运营线路的轮轨力监控。

关键词：轮轨力,测试,方法,日本

参考文献

[1] Accident investigation committee, Investigation Report on the Train Collision Accident in Nakameguro Sta. of Hibiya Line of Teito Rapid Transportation Authority. Ministry of Transport, 2000, 47 (in Japanese).

[2] A. Matsumoto, Y. Sato, H. Ohno, M. Tomeoka, K. Matsumoto, K. Kurihara, T. Ogino,M. Tanimoto, Y. Kishimoto, Y. Sato, T. Nakai. Proc. ASME IDETC 2005, 2005, 1-8, DETC2005-84682.

[3] H. Ishida, M. Matsuo, K. Tezuka, K. Ueki. Trans. JSME 63c (614) (1997) 3417-3423(in Japanese).

轮轨关系 篇6

冶金企业由于受地形限制, 铁路曲线多为小半径。机车车辆通过小半径曲线时, 由于离心力的作用, 迫使车轮紧贴外轨, 增大了外轨轨头的侧面磨耗。如横向力过大, 可使外轨横向移动。当曲线半径更小时, 根据轮轨间的内接条件, 使加宽值超过一定界限, 有可能使一侧车轮1/10坡度段的轮踏面置于轨头侧面小圆弧处, 在各种最不利条件存在时, 就有可能引起车轮脱轨, 影响行车安全。为避免上述情况发生, 应在曲线里股侧或曲线里股和外股的各自内侧设置护轮轨, 可防止脱轨和钢轨过度磨耗, 且安设护轨可增加线路的横向钢度, 增加曲线行车的安全性。

1 曲线内护轮轨轮缘槽宽度的计算方法

1996年5钢铁厂总图运输设计手册6第6.9.1.1条规定:半径≦150m的曲线应铺设护轮轨。

内侧护轮轨的作用:机车车辆通过曲线时, 车体离心力推动车轮向曲线外侧移动, 由于铺设了内护轮轨挡住了内轮, 就使得外轮轮缘不致紧贴外轨, 从而减轻了外轨轨头的侧面磨损;当线路轨距扩大或其他不利情况发生时, 可有效地防止脱轨。

确定内护轮轨轮缘槽宽度的条件:

(1) 轮缘槽宽度应使沿外轨转动的车轮正好与外轨工作边相接触, 而不施横向力于外轨, 以防止外轨轨头侧面磨耗;

(2) 轮缘槽应有必要的宽度, 使所有沿内轨转动的车轮轮缘与主轨和护轮轨工作边正好接触而不致卡住。

根据上述两个条件建立轮缘槽宽度公式;

(1) 满足第一个条件, 并结合图1可列出关系式如下:M=s-t-h-E1-E2

由于关系式右侧各参数均具有最大值和最小值, 故其最不利的组合情况为:最大轮缘槽宽度 (Mmax) 为曲线段之最大轨距减去上式中后四项的最小值;最小轮缘槽宽度 (Mmin) 为曲线段之最小轨距减去上式中后四项的最大值。写成公式为:

式中, S———标准轨距, 即1435mm;

Sj———曲线段轨距加宽值;

6、2———分别为轨道轨距容许正、负差;

tmax、tmin———轮对内侧距离 (即轮背距) 最大值和最小值;

hmax、hmin———轮缘厚度最大值和最小值;

E1———护轮轨工作边磨耗值, 最大值为2、最小值为0;

E2———轨道加荷载后, 轮背距减少值或增大值, 对内燃、电力机车和车辆的轮对此值为减小值, 即E2=-2;对蒸汽机车轮对则为增大值, 即E2=2。

当轨道加荷载后, 钢轨发生弹性挤开而引起的轨距扩大, 只有起到减少磨耗的作用, 且由于设置了护轮轨, 轨道结构加强, 钢轨的弹性挤开量将很小, 故忽略不计。

讨论:令满足第一条件设置护轮轨轮缘槽宽度为M1,

当M1<Mmin时, 则不会有一个轮对的外轮轮缘贴紧外轨;

如M1>Mmax时, 则护轮轨失去防止上股钢轨磨耗的作用;当M1大于Mmax到一定限度时也起不到防止脱轨的作用。在具体选用轮缘槽宽度M1时, 应尽可能使其接近且稍小于Mmin即M1<Mmin。

(2) 满足第二个设置条件列出的轮缘槽宽度公式可结合图2来推导。

图2为4轴车架在曲线中的位置。其中, P1、P2和Q1、Q2分别为车轮与线路轨和护轮轨工作边的接触点, 考虑最不利因素组合情况下, 护轮轨轮缘槽宽度为:

式中, f1———由Q1和Q2在护轮轨工作边上形成的内矢距 (取最大值) ;

f2———由P1和P2在线路轨工作边上形成的内矢矩 (取最小值) ;

Hmax———最大轮缘厚;

S———轮对内侧距离的装配误差, 取最大和最小轮背距差数之半。为满足第二个设置条件, 所设置的轮缘槽宽度M应大于或等于M2。综上所述, 为满足设置内护轮轨的两个条件而确定的轮缘槽宽度为:

M2≦M=M1 (M1不大于Mmin) (4)

2 算例

设计条件:所设计的铁路曲线半径为120m, 通行东风10D内燃调车机车和260t混铁车。

计算要求:计算曲线半径为120m的线路设置内护轮轨轮缘槽宽度, 计算过程如下:

2.1 机车车辆的轮对尺寸

机车车辆的轮对尺寸见表1。

2.2 计算中用到的参数

(1) 轨道加宽后的轨距:按技规规定, R=120m, 轨距加宽值25mm, 曲线段的轨距为S=1460mm。

(2) E1值:E1max=2;E2min=0

(3) E2值:内燃机车E2=-2;车辆E2=-2

(4) f1和f2为简化计算, 本算例略去车轮超前值, 同时不考虑内、外轨工作边的半径不同, 而仅以线路中心线半径计算 (即设计条件中规定的半径) 。

计算公式:

注:表内按f1、f2皆按静力强制内接计算.

2.3 计算Mmax和Mmin

计算R=120m时, 护轮轨轮缘槽宽度, 表3表4是计算满足第一个设置条件的轮缘槽宽度Mmax和Mmin计算公式为:

由此可见, 为满足第一个设置条件, 轮缘槽的设置宽度应取M1=69mm。表5为计算满足第二个设置条件的轮缘槽宽度M2=f1+hmaxf2+S计算公式, 为满足第二个条件, 表为中应取较大值M2=49.5mm。

综合考虑上述两个设置条件, 设计线路护轮轨轮缘槽宽M应满足方程式:M2≦M=M1, 实际值应为69mm。

3 效果

新钢从2013年10月开始改造铁路小半径曲线时, 按本文的计算方法计算的宽度值69mm设置护轮轨轮缘槽, 效果很好。铁路曲线外轨轨头磨耗很少, 延长了曲线外轨使用寿命, 且没有出现脱轨事故, 保证了行车安全。

摘要：本文针对冶金企业铁路多为小半径曲线需安设护轮轨的现状, 对护轮轨轮缘槽的有效设置宽度进行了计算与探讨。

关键词：冶金企业铁路,曲线护轮轨,轮缘槽宽度探讨

参考文献

轮轨关系 篇7

在铁路动力学仿真工作中,轮轨接触问题通常考虑成二维的[1],即不考虑轮对冲角对轮对横向位移的影响。然而,在地铁或城轨线路的小半径弯道上,轮对冲角有时会很大,此时有可能影响到轮轨接触点的位置,接触点将不在车轮踏面主轮廓面内(图1)。相比之下,轮轨弹性接触模型在最近几年得到广泛应用,该模型摒弃了轮轨刚性接触的假设。可以考虑车轮踏面上有可能出现不同接触区域即两点同时与钢轨接触的情况[2],接触点上作用力的分布取决于弹性区域内的弹性变形[3]。

弹性接触模型的计算时间远多于刚性接触模型的计算时间,如果是三维弹性接触模型,耗时将更多。考虑轮轨三维弹性模型将大大降低车辆动力学仿真速度。然而,当轮对在轨道上的位置已确定时,可采用本文介绍的查表法快速求解轮轨接触参数。在弹性接触模型中,用4个自由度(轮对横移量y、轮对冲角α、轮对浮沉量z和轮对侧滚角ϕ)来定义轮对在轨道上的位置。利用离散计算的方法就可以生成4个自由度对应的四维轮轨接触数表。几年前,由于计算机内存和计算时间不能满足要求,生成和使用这样一个每维都含有大量数据的四维表格是不可能的,然而当今,随着IT系统能力的提高,解决此类问题已经比较容易。

2 方法介绍

2.1 轮轨刚性接触处理方法

刚性接触主要基于2个假设:

(1) 轮对和钢轨没有弹性变形,均视为刚体;

(2) 车轮和钢轨始终保持接触,不考虑车轮和钢轨偶尔分离的情况。

给定轮轨型面,对于每一组y、α值,对应唯一一组满足刚性接触条件的z、ϕ值[4](这就是刚性接触假设)。自由度z、ϕ和其他仿真接触参数均可通过文献[4]所述的迭代运算得到,它们都是y、α的函数。因此,以独立自由度的离散值为变量,创建一个轮轨接触数表是完全可能的。

2.2 轮轨弹性接触处理方法

轮轨弹性接触假设考虑了由于轮轨弹性变形而形成的接触斑,轮轨不再视为刚性体,刚性接触假设中非独立的自由度z、ϕ成为独立自由度,轮轨之间的接触状态不再总是单点接触。总而言之,如果4个独立自由度的值确定了,单点接触不会唯一发生,而会在轮轨上形成一个或多个接触区。这种方法可以找到某一特定自由度组合下形成的轮轨接触区的位置,并且可以基于Hertz理论[5]计算出轮轨接触斑上的法向力。轮轨之间的两点接触问题就可以很容易得到解决:确定两个接触区的位置和大小,分别计算法向力(图2)。

寻找轮轨间接触斑和计算相应的法向力都很耗用机时,为了减少计算时间,通常的做法是假设接触斑在车轮踏面主轮廓面内,从而在二维平面内求解轮轨接触问题。也就是说,忽略摇头角α对接触斑位置的影响,此时,接触斑的位置和大小只依赖于y、z和ϕ值。

为求解二维弹性接触问题,根据上面提到的3个自由度值(y、z、ϕ)来确定车轮型面相对于钢轨型面的位置。为了描述车轮和钢轨型面,需要找出2个型面上的一些关键离散点,离散点之间的点可以利用样条函数经插值运算得出(图3(a)。通过对车轮型面进行扫描,确定出现接触区的位置。在每个接触区,利用三次样条曲线,计算出车轮型面上的法向最大压缩量(图3(b))。当已知最大压缩量、接触点处轮轨的曲率半径和材料的弹性常数时,就可利用Hertz理论[5]计算出产生此压缩量对应的法向力。法向力和压缩量呈非线性关系,可以用著名的表达式N=C·δ■来表示,其中N表示法向力,δ为压缩量,C是根据接触体曲率和材料弹性常数确定的常数。

在动力学仿真过程中,一旦确定了各接触斑上的法向力,其余的力和模型中所有自由度对应的加速度值都能得到,包括轮对自由度z、ϕ,这2个自由度也是独立自由度,并与其他自由度一样,均可由时间积分得到。应用数值积分方法,均可得到每个积分步长下所有自由度的值,然后,重复上述步骤,不断确定接触斑的位置和法向力的大小。

2.3 三维弹性轮轨接触的计算

图1表明,如果轮对冲角较大,轮轨接触点就可能偏离车轮踏面主轮廓面。当车辆通过小半径曲线时,常常会发生上述情形。在这种情况下,用三维方法寻找车轮上接触斑的位置比二维分析方法要更符合实际情况。这样,就可以求解位于车轮踏面主轮廓面之前或之后位置处的轮缘区域上第二接触点问题(图4)。

接下来分析如何确定接触斑的位置。首先沿车轮纵向进行扫描,以获得一定数量的垂向截面(图5)。研究发现,即使是最不利的情况,只需扫描距车轮踏面主轮廓线两侧各D/8(D为车轮直径)以内的区域,就可以找到所有接触斑(包括离车轮主轮廓线最远的接触斑)。三维计算时,将型面上离散点进行平移和旋转变换,使之成为轮对摇头角的函数,得到新的车轮型面点后,剩下的计算分析过程就与二维弹性情况完全相同,接触斑中心将在垂向截面(该截面出现最大压缩量)内,并且可根据最大压缩量计算出相应的法向力。

三维模型的待扫描区域远大于二维模型,动力学仿真就要耗费更长的时间。本文所采用的方法就是创建一个数表,表中结果可由三维接触模型中,4个自由度离散值的所有组合通过计算得到。该数表是四维的,包括y、α、z和ϕ,并且存有接触参数值(图6)。

对于接下来的动力学仿真而言,接触点的数量和位置、接触角、压缩量和各自的曲率半径等参数都是非常重要的,法向力可根据压缩量和曲率半径得出,但为了提高计算速度,这些参数也被存在数表中。由于接触斑也非常重要,所以接触椭圆的尺寸也存在数表中。值得注意的是,由于弹性变形的存在,接触斑大小与由刚性接触得到的接触区大小并不一致,接触椭圆的大小必须用Hertz理论[5]计算得到。

为能包括动力学仿真过程中轮对所有可能出现的位置,必须计算大量工况下的轮轨接触数据。仿真过程中,每一步积分的弹性接触参数都是由表中相邻数据经过插值得到的。关键是,为了描述两点接触情况,表中的离散位置必须足够多,以便能够确定发生两点接触。例如,当轮对有横向运动,接触点从踏面跳到轮缘上时,当轮对横移量y和冲角α达到某一值,就可能发生两点接触。为能反映实际存在的两点接触工况,数表必须足够大,这样,在仿真过程中,就可以进行相应的插值运算。

3 弹性接触数表的高效计算

确定了离散点位置(对每个自由度均需计算一遍)的数量及其数值范围后,就可以把4个自由度y、α、z和ϕ对应的每一种可能组合,求解出弹性接触参数,并将这些参数保存到弹性接触数表中。如果组合情况很多,就需要花费大量时间计算表中数据,那么就失去了这种数表法的优点。因此,采用了大量技巧来提高计算数表的速度,包括利用对称性和它们的对应关系(仅扫描半个车轮),将扫描分成2个过程:首先利用较大步长进行初步扫描,确定出接触区域;然后用较小步长进行精确扫描,计算出最大压缩量。

下面介绍一种最有可能提高计算效率的方法,就是把刚性接触问题的计算结果用于弹性接触计算过程。因为车轮和钢轨都是钢质材料做成的,刚度很大,所以压缩量很小。因此,当y、α的值一定时,刚性接触假设(零压缩量)下的z、ϕ值与弹性接触假设得到的值相近。如果基于刚性假设得到的轮对位置进行计算,则轮对自由度的可能取值范围会很小。然而,当轮对有横移时,z、ϕ值将会出现较大变化。从图7可以看出,轮对处于轨道中心线上的z、ϕ值,与车轮开始爬轨时的z、ϕ值有很大差别。为能包括仿真过程中所有可能出现的z、ϕ值,应该考虑较大的数据范围。与此相反,这里介绍的方法其数据范围是固定长度的,这些数据是根据刚性接触假设得出的,这样既节省了大量计算时间,又能获得足够数量的数据。

4 数据插值

可想而知,在两点接触情况下,插值计算法向力、压缩量和接触椭圆大小的运算不同于计算接触点坐标、接触角和曲率的运算。除了法向力和椭圆半轴大小外,其他参数均利用线性插值得到,只有法向力和椭圆半轴大小需要更为精确的插值运算,通过这样处理,可以大大减少数据量。

4.1 法向力的插值

轮对相对于轨道的位置与接触斑处的压缩量有直接的对应关系,压缩量可由线性插值得到。然而,法向力和压缩量的关系可以用N=C·δ■来描述,二者之间呈非线性关系。一种办法是知道压缩量,用Hertz理论[5]计算法向力,另一种办法是,对系数Ci=Ni/δi■进行插值,而不是对法向力插值,根据该系数和插值得到的压缩量,运用公式N=C·δ■可计算出法向力,这种方法大大提高了计算结果的精度。

4.2 接触椭圆大小的插值

椭圆半轴大小与压缩量也呈非线性关系,表达式如下:

式中,a、b分别为接触椭圆的长、短半轴,插值过程和法向力的插值过程相同,但系数的插值过程不同,是由公式得出的。

5 采用简化轮轨型面的单轮对计算结果

为了验证三维弹性接触的求解方法,首先对简化轮对的动力学性能进行分析,钢轨型面是圆弧,车轮型面由两段直线段组成,分别用来描述车轮踏面和轮缘(图8(a))。这样简化的原因是因为这种模型可以清晰地反映两点接触情况(图8(b))。

首先创建数表,该数表中存有两点接触的位置。给定型面后,为了使两点接触同时出现(一点在车轮踏面上,另一点在轮缘上),必须确定轮对横移量和摇头角的范围,在这种情况下,接触点从踏面跳跃到轮缘,需要2 mm的轮对横移量。图8(b)给出了可能产生两点接触情况时变量y和α的对应关系,图8(b)中,条状图内部颜色较深的部分,表示两点接触的可能性更大。这些结果是根据事先计算出的数表得到的,很显然,出现两点接触时,轮对横移量有一个范围,由此表明,采用数据表确定接触点的位置是有效的。正如所期望的,当轮对摇头角增大时,发生两点接触的轮对横移量减小。

图8(b)对应的数表是以y、α、z和ϕ为变量、81×11×15×13的四维矩阵,该数表大小为10.4 Mb,在配有1G内存的奔Ⅳ计算机上,计算上述数表需要28 min。

将上述数表引入到动力学仿真程序,并计算单轮对以15 m/s的速度通过半径为1 000 m的曲线轨道时的动力学响应。图9给出了分别采用二维和三维接触模型计算出的轮对横移量和摇头角随时间变化的结果。由于摇头角的存在使有效轮轨间隙减小,所以采用三维接触模型得到的轮对横移量较小。

图10分别给出了外侧车轮各接触点上法向力随时间的变化情况。图10中结果表明:首先仅在第一个接触点(踏面)上出现法向力;在某一时刻,轮缘上出现第二个接触点,法向力开始从踏面上转移到轮缘上;在最终准静态平衡状态时,部分法向力作用在踏面上,而大部分法向力作用在轮缘上。另外,随着时间的增加,外侧车轮上总的法向力不断增大。

图11比较了采用二维和三维弹性接触模型计算得到的磨耗数和脱轨系数。

结果表明,由于采用简化轮对,轮对摇头角很大,所以2种方法的计算结果差异非常明显。由此证明,在仿真三维多点轮轨接触问题时,本文给出的方法得出了很好的结果。

6 采用实际踏面的转向架通过小半径曲线的计算结果

根据图12(a)给出的型面,计算了轮轨接触数表。其中钢轨和车轮分别为米轨线路的UIC-54钢轨和DT-14车轮,转向架为城轨车辆转向架。自由度的组合数目为121×9×25×21,数据大小为34 Mb,计算这样一个数表需要1 h28 min。图12(b)给出了发生两点接触时的轮对位置,从图12中结果可以看出,轮对横移量y值在一段很窄的范围内时,轮轨接触区域从车轮踏面跳到轮缘上。y值还对应着一个较大的区域,在该区域内,其中一个车轮上两个接触区域会同时存在。

采用上述数表,对转向架以15 m/s速度通过半径60 m曲线轨道时的动力学性能进行仿真。图13给出了1位轮对横移量、冲角及外侧车轮3个接触区法向力等考察指标的计算结果,仿真过程中,采用三维接触模型。

图14给出了采用二维和三维接触模型计算得出的外轮总磨耗数之差异,由图14可知,两种接触模型的磨耗数有显著差别,并且采用三维模型得到的磨耗数要大,其原因是由于轮缘上的接触点位置更靠前,导致了更不利的接触情况。

7 结论

从车辆动力学仿真的角度看,上述2个算例表明,本文提出的方法能够解决轮轨三维弹性接触问题,包括多点接触问题。并且,一旦计算出弹性接触参数数表,采用三维弹性接触模型与二维弹性接触模型分析车辆动力学性能的速度几乎相同。另外,两种模型的计算时间均远小于在每个积分步长中用在线积分方法求解轮轨接触问题的计算时间(图15)。

只要轮对摇头角达到一定数值,采用二维接触模型和三维接触模型计算得到的磨耗数、脱轨系数和接触区的作用力就有明显差异,在直线和大半径曲线上,这些指标的差别不明显。因此,此方法特别适用于车辆通过小半径曲线时的动力学性能分析。

参考文献

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[2]Shabana,A.A.,Zaazaa,K.E.,Escalona,J.L.and Sany,J.R.,2004,Development of elastic force model for wheel/rail contactproblems.Journal of Sound and Vibration,269,295-325.

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[4]Vadillo,E.G.and Gi m啨nez,J.G.,1985,Influence of the yawrota-tion on the wheel-rail contact parameters.Procceedings of the8thinternational wheelset congress1Ⅱ.4 1-15.