引言

我国中西部多数地区都是内陆山地省份，很长一段时间以来，受地质条件的影响，交通运输发展一直停滞不前，铁路里程短、路网密度较低，支线机场和航线也相对较少，很难适应旅游人数增长和市民交通出行的需求。由于交通不便，山区经济发展受到很大限制，同时交通也成为限制将富集的旅游资源优势转化为产业优势和经济优势的最大瓶颈。因此，研究高性能米轨列车转向架具有很深远的工程意义。

1 转向架总体结构设计

转向架在铁道车辆中起着非常关键的作用，是其重要的组成部分。设计结构合理、性能优良的转向架，可以在很大程度上提高列车在线路上的运行能力。本章内容在借鉴参考国内外现存米轨客车转向架结构的基础上，通过对比分析，设计出适合米轨旅游列车的转向架总体方案。

转向架基本设计参数

米轨旅游列车转向架基本设计参数表1。

参数	单位		数值/类型
轨距	mm		1000
轴重	t		12
自重	t		≤7
车轮直径	mm		840
轴距	mm		2300
轴径中心距	mm		1565

转向架结构设计

1.2.1 转向架结构主要特点

米轨旅游列车采用无摇枕转向架，由空气弹簧直接支撑车承车体。转向架的轮对采用轴箱外置结构，由车轴和直辐板车轮组成，轴箱弹簧采用钢弹簧。构架结构主体由箱型侧梁和管截面横梁构成，牵引拉杆座、轴箱定位装置安装座、轴箱减振器安装座、横向减振器安装座和抗蛇行减振器安装座等部件焊接在构架上。转向架使用了空气弹簧作为中央弹簧，设置横向止挡和二系横向减振器以改善列车运行性能。转向架采用轴盘制动装置和单拉杆牵引装置。

1.2.2轮对轴箱装置

轮对是转向架的基础组成部分。车辆在钢轨上移动，轮对与钢轨接触，将来自车体与转向架的压力直接传递到钢轨上，同时也起着转向的作用。车轴与车轮连接处直径250mm，轴颈中心距为1565mm，轮对内侧距为918mm，车轴与车轮之间通过过盈配合连接，以确保两者之间不会产生相对转动，从而降低事故发生的可能性。而转向架车轮直径和踏面类型直接影响着其承载车辆的动力学性能，因此为了提高列车在通过曲线线路时的安全性，该转向架选择了曲线通过能力较好的LM磨耗型踏面。在车轮材质方面，采用欧系钢铸造而成。该转向架采用的车轮直径为840mm，车轮结构如图1所示。

轮对整体采用了外置轴箱的定位结构，轴箱悬挂装置主要由轴箱弹簧和垂向减振器组成，通过转臂轴箱将轮对与构架相连接，它使得车轮在轨道上的滚动转变为车体的平动，并起到传递牵引力和车辆重量的作用。该转向架采用转臂定位的轴箱定位方式，该方式通过在轴箱与构架之间建立转臂实现轴箱与构架的连接。该转臂定位方式横向与垂向定位刚度为7000kN/m，纵向定位刚度为18000kN/m。转臂轴箱装置如图2所示。

1.2.3 中央悬挂系统

中央悬挂系统布置在车体与构架之间，转向架摒弃了传统的转向架结构，将摇动台结构取消。中央悬挂系统主要由空气弹簧、二系横向减振器和横向止挡组成。空气弹簧在使用时有诸多优点，横向刚度低使得列车拥有良好的横向变位能力，相对于其他二系弹簧，空气弹簧具有良好的振动吸收性与隔音性。空气弹簧上表面距轨面高900mm，放置在左右侧梁的中部。空气弹簧、二系横向减振器与横向止挡共同组成的二系悬挂装置有效提高了车辆运行时的安全性与曲线通过性能。空气弹簧结构如图3所示。

1.2.4牵引装置

转向架牵引装置为单拉杆牵引，设置于转向架中部，起着连接车体与转向架的作用，由牵引拉杆座与牵引拉杆组成。牵引拉杆两端有橡胶节点，这样就可以实现车体与构架之间存在垂向相对运动。此外，它还可以缓和车辆制动时产生的冲击力，进而提高了客车运行过程中的舒适性。

1.3 小结

本章在对国内外现存米轨转向架研究的基础上，通过对比分析，对这一米轨转向架的结构进行设计研究，主要包括对轮对、轴箱、一系悬挂装置、中央悬挂系统、基础制动装置、列车牵引装置的设计，最终得到了转向架的总体结构装配图，接下来的部分则是建立转向架动力学模型。

2 转向架动力学模型建立

本章节针对列车动力学模型的建立开展研究，根据上文转向架的参数设计，利用SIMPACK软件构建了车辆转向架及整车动力学模型，对其进行动力学仿真计算，为下一章进行曲线通过安全性评估提供依据。

模型非线性及处理

列车模型采用数值积分的求解方法。考虑到轮轨接触几何关系、二系横向减振器等结构的非线性因素对计算求解的影响，在建模过程中对其进行如下处理。

该型米轨旅游列车转向架接触几何关系为LM磨耗型踏面与磨耗的60kg/m钢轨匹配，轨底坡值为1：40。

车辆动力学模型的建立

模型自由度

整个车辆动力学模型由1个车体，2个构架，4条轮对外加8个轴箱组成，车体与构架之间设置二系悬挂系统，构架与轮对之间放置一系悬挂装置。其刚性车体存在6大自由度，分为横向、纵向、垂向、侧滚、点头以及摇头；构架存在6大自由度，分为横向、纵向、垂向、点头、侧滚以及摇头；轮对存在6个自由度，分为纵向、横向、垂向、侧滚、点头以及摇头；转臂轴箱只存在一个方向的自由度，即点头；整个动力学模型共50个自由度，其中42个为独立自由度，其余8个为约束自由度。车辆动力学模型自由度列于表2。“*”标表示约束自由度。

刚体	横向	纵向	垂向	侧滚	点头	摇头
车体	yc	xc	zc	Φc	θc	Ψc
构架1	yfc1	xfc1	zfc1	Φfc1	θfc1	Ψfc1
构架2	yfc2	xfc2	zfc2	Φfc2	θfc2	Ψfc2
轮对i=1-4	ywc	xwc	zwc*	Φwc*	θwc	Ψwc
轴箱i=1-8	——	——	——	——	θtc	——

模型力元

刚体与刚体之间通过力元建立连接，在刚体上相对应的位置建立Marker点，力元需要从上一级刚体的Marker点传递到下一级刚体的Marker点。在建立模型时忽略力元的质量，将其质量附在相连接的刚体上，并将悬挂系统的质量视为0。由于只考虑其刚度与阻尼，大大简化了模型建立的难度。只要在刚体上建立正确的Marker点，便可以开始力元的建立。本小节将分别介绍轴箱悬挂与中央悬挂的力元建立。

构建中央悬挂的力元时，首先要确定空气弹簧、二系横向减振器、横向止挡、抗蛇行减振器在构架与车体的安装位置，进而在构架与车体上建立Marker点。建立轴箱悬挂与中央悬挂所需力元及刚度列于表3。

结构名称	力元	刚度
		横向：1516kN/m
轴箱弹簧	Spring-Damper parallel Cap	纵向：1516kN/m
		垂向：1337kN/m
		横向：7000kN/m
转臂节点	Spring-Damper parallel Cap	纵向：18000kn/m
		垂向：7000kN/m
轴箱减振器	Spring-Damper serial PtP	接头：4900kN/m
		横向：130kN/m
空气弹簧	Spring-Damper parallel Cap	纵向：130kN/m
		垂向：278.2kN/m
二系横向减振器	Spring-Damper serial PtP	接头：17150kN/m
抗蛇行减振器	Spring-Damper serial PtP	接头：8850kN/m
横向止挡	Spring-Damper parallel Cap	——

车辆动力学模型参数

动力学模型系统质量集中在各个刚体上，包括车体、构架、轮对、轴箱，悬挂系统包括轴箱悬挂系统与中央悬挂系统。刚体质量和悬挂系统参数以及二系横向止挡特性见附录1。

车辆系统动力学模型如图4所示。

小结

本章节主要介绍了车辆动力学模型的建立。首先对车辆动力学模型中的非线性环节进行分析，接着分析了模型中每个刚体的自由度数量，对刚体每个方向的自由度设置合适的转动惯量，最后对模型中各个力元的位置以及每个力元所需要的刚度进行设置，完成了整个车辆动力学模型的建立，为后续进行曲线通过分析计算做准备。

3车辆动力学计算

列车动力学性能的评价指标主要包括脱轨系数、轮轴横向力、轮重减载率、横向稳定性等，本章节重点针对前三个指标研究列车曲线通过安全性。为了客观展示所设计列车曲线通过的性能，分六种工况对每一项指标进行分析计算。所运行轨道半径分别为250m、400m、600m、800m、1000m和1200m。

列车曲线通过安全性评定标准

列车曲线通过安全性作为一项重要的车辆动力学评定指标，在GB/T5599标准中对其进行了详细的描述，包括脱轨系数、轮轴横向力。针对每一项评定标准，将其划分了安全限度与危险限度。

车辆运行线路

轨道半径是测试列车曲线通过安全性的主要影响因素，为了客观展示列车通过小半径曲线的能力，计算时建立了六种半径不同的轨道工况。在设计运行线路时，为了给行进中的列车提供一个稳定离心力的重力分量，曲线区段的外侧轨道要比内侧轨道高。外轨的超高值h（mm）是依据该轨道的曲线半径R（m）与列车的运行时速v（km/h）的大小来确定的。当超高值符合式(1)时，超高提供的向心力可全部平衡离心力。

经过对每一种工况下的轨道半径、轨道超高、列车运行速度进行合理的计算后，最终得到六种工况下的列车运行工况参数，列于表4。分析时采用美国5级轨道谱作为轨道激励。

轨道半径	实设超高	欠超高	运行速度	轨道全长
250m	150mm	90mm	87km/h	1100m
400m	150mm	90mm	110km/h	1100m
600m	100mm	90mm	120km/h	1100m
800m	55mm	90mm	120km/h	1100m
1000m	25mm	90mm	120km/h	1100m
1200m	5mm	90mm	120km/h	1100m

脱轨系数计算结果

列车在轨道上运行时轮轨之间势必会产生横向力和垂向力，在通过曲线时两个轮的相关数据会发生较大的改变。脱轨系数是用来鉴定列车是否会因为轮轨横向力和轮轨垂向力的不协调而发生脱轨现象。通过改变轨道半径引起列车脱轨系数的变化，从而判断列车是否符合相关要求。

列车运行在R250m曲线上时，设置列车运行速度87km/h，仿真时间46s。通过软件分析计算输出脱轨系数的波形如图5所示。

通过滤波操作后得到的脱轨系数如图6所示。

在图中可以观察到，列车以87km/h的速度在半径为250m的曲线轨道上运行，脱轨系数为0.48。在标准中，客车的脱轨系数不超过0.6为安全限度。因此，在半径250m轨道工况下，列车曲线通过安全性符合标准。

对半径400m、600m、800m、1000m、1200m轨道工况进行动力学计算。在六种工况下，通过计算得到的脱轨系数整理成柱状图如图7所示，由柱状图可以看出随着轨道曲线半径的增大，列车脱轨系数减小，列车曲线通过安全性也随之提高。

轮重减载率计算结果

在250m轨道工况上进行测试时，设置列车运行速度87km/h，仿真时间46s。通过软件分析计算输出轮轨垂向力的波形如图8所示，左图为左轮，右图为右轮。

轮重减载率为轮重减载量∆P与该轴平均轮重P的比值，即轮重减载率为∆P/P对所得到波形上的数据根据GB/T5599标准要求进行2m滑动平均处理，然后取累计频次曲线对应99.85%的值作为评定值。通过上述滤波操作后得到的轮重减载率如图9所示。

在图中可以观察到在标准中，在半径250m轨道工况下，客车的轮重减载率不超过0.65的标准安全限度。因此，列车曲线通过安全性符合标准。

在六种工况下，对列车依次进行动力学计算得到的轮重减载率整理成柱状图如图10所示。

小结

在本章节中，经过对GB/T5599标准的学习研究，将已经建立好的动力学模型在六种不同轨道工况下分别进行脱轨系数、轮重减载率和轮轴横向力的分析与计算。分析结果表明米轨旅游车辆在各曲线半径下的安全性评价指标均小于GB/T5599标准规定的限值，车辆曲线通过安全性满足标准要求。

4结论与展望

基于所设计转向架结构和相关悬挂参数，利用SIMPACK软件建立了车辆系统动力学分析模型，根据国家标准GB/T5599-2019《铁道车辆动力学性能评定和试验鉴定规范》确定了车辆曲线通过安全性的评价指标，对车辆在不同半径曲线线路上的动力学进行分析，结果表明车辆脱轨系数的最大值为0.48，轮重减载率的最大值为0.445，轮轴横向力的最大值为19861.9N，均小于GB/T5599-2019标准规定的限值。车辆能够安全通过不同半径曲线线路。

转向架的结构设计是多种多样的，要开拓自己的思维，根据情况做出选择，不能局限于一种形式。但由于本人时间与条件有限，所研究内容仍存在不足之处：没有评估车辆运行稳定性和平稳性。在以后的生活和学习中，我会多多学习关于转向架的知识。

参考文献：

1. [1] 龙章华, 金伟, 孙海东. 出口苏丹米轨客车转向架的研制[J].价值工程,2016,35(08):115-116.
2. [2] 曹玉龙. 出口缅甸米轨客车转向架[J]. 铁道车辆,2019,57(10):22-23+4.
3. [3] 李文学, 刘志远,赵文学, 等. CW—720型米轨转向架的研制[J]. 铁道车辆,2009,47(01):23-25+48-49.
4. [4] 景建辉, 吴会超, 李建锋, 等. 出口莫桑比克米轨转向架的开发[J]. 铁道机车车辆,2016,36(03):72-76.
5. [5] 钟源, 陈喜红, 李冠军, 等. 马来西亚动车组ZUA120型米轨转向架的研制[J]. 电力机车与城轨车辆,2012,35(03):1-6.
6. [6] Dukkipati R V, Narayana S S. Lateral stability and steady state curving performance of unconventional rail trucks[J]. Mechanism and machine theory,2001,36(05):577-587.
7. [7] Kalousek J. Wheel/rail damage and its relationship to track curvature[J]. Wear,2004,258(07):1330-1335.
8. [8] Park J H, Koh H, Hur H M, et al. Design and analysis of an active steering bogie for urban trains[J]. Journal of mechanical science and technology,2010,24(06):1353-1362.
9. [9] 房建, 雷晓燕,练良松, 等. 曲线轨道不平顺对车辆动力响应影响仿真研究[J]. 铁道工程学报,2011(05):45-50.
10. [10] 孙善超, 王卫东, 刘金朝. 小半径曲线动力学超限成因分析及影响因素研究[J]. 铁道建筑,2012,52(02):82-86.
11. [11] 饶忠. 列车制动（第二版）[M]. 北京: 中国铁道出版社,2019.
12. [12] 李惠彬. 振动理论与工程应用[M]. 北京: 北京理工大学出版社,2006.
13. [13] 严隽耄, 傅茂海.车辆工程（第三版）[M]. 北京: 中国铁道出版社,2008.