随着世界经济的飞速发展, 跨国间及跨地区间的客货运输迅猛增长, 铁路运输以其特有的优势为振兴各国经济作出了积极的贡献。但各地区及国家间铁道线路的轨距差异一直是阻碍铁路国际联运的关键因素之一, 行之有效的方法是采用变轨距转向架技术。变轨距技术有效地解决了轨距不同区间的直通运行, 能够使铁道车辆通过轨距不同区间时实现自动过轨, 既省时又便利, 可以使旅客无需换乘, 货物无需换装, 同时可使轨距变换站的基础设施费用减少到最低。尤其在运输危险货物、换装时易腐坏货物、易污染环境的货物、加固费用较高和需要防护的货物时, 采用这一技术更能显示其优越性。它是一种能够充分适应中国经济与运输业发展需要的投资少、周转快、效率高、收益大的联运方式。

1.   国内外变轨距转向架的发展现状

对变轨距转向架的研究可以追溯到20世纪60年代^[1-2], 1966年, 西班牙首先研制成功轮对内侧距可调的Talgo型转向架, 这种由西班牙Talgo公司研制出的自动变轨距转向架, 采用构思极为新颖的独立旋转车轮, 其左右两侧车轮不是采用一根公共车轴连结, 而是分别在转向架轮轴轴承座上转动, 车轮可以左右移动, 以适应不同的轨距。在西班牙和法国边境车站上各设有15 m长的专用线路, 车辆运行到该专用线上, 先抬高转向架, 悬空车轮, 而后在导轨作用下自动移动、安装车轮, 使车轮内侧距符合轨距要求, 再落下转向架, 整列车仅几分钟即可自动完成。西班牙为了解决其与邻国的货物联运问题, 运用Talgo型转向架的自动变轨距原理, 也开发出了应用于货车的变轨距轮对^[3]。近年来, 西班牙Talgo公司和德国Krauss-Maffei公司合作, 在可变轨距式Talgo转向架的基础上, 开发出了TALGO BT型变轨距动力转向架^[4]。虽然Talgo型变轨距技术在不断发展, 但其基本原理仍保持不变。

继西班牙成功研制出变轨距转向架之后, 德国、波兰、俄罗斯及日本等国也相继研制出各具特色的变轨距转向架。日本为解决其准轨与窄轨(1067 mm) 的联运问题, 借鉴Talgo变轨距转向架的经验, 在20世纪90年代开发研制出采用独立旋转车轮的E30型电动车组变轨距动力转向架^[5]。其车轴上装有可轴向滑动的外套筒, 左右车轮通过轴承装于套筒上, 且独立旋转, 外套筒与车轴均不旋转。在外套筒的车轴端部设有车轮间隔固定用的锁钉, 在轴箱上设有与之相吻合的孔, 利用孔与锁钉的配合来固定轮对内侧距。而后, 日本铁路研究所根据其E30变轨距转向架的开发经验, 又开始研究整体构造不同于E30型转向架的B方式变轨距转向架。这种转向架左右车轮整体旋转, 采用平行万向轴驱动方式和滚子花键扭矩传动机构。德国的DBAG/Rafil V型变轨距轮对与波兰的SUW2000变轨距轮对的结构形式及变轨距原理基本相似, 车辆正常行使时左右车轮以整体轮对形式运行^[2]。俄罗斯为了实现运送多种液态化工产品不需倒装而直通过境运输, 其铁路专用罐车集团及其核心企业石油化工运输公司与科学院车辆研究所联合研制了一种新型结构的“Восток-Запад”型罐车^[6], 这种新型罐车的转向架有轨距可变装置, 能用于1435 mm/1520 mm的轨距变换, 可以在欧洲和亚洲各国的气候条件下不间断运行。

中国是世界上为数不多的具有多种轨距铁路的国家, 例如有600 mm、760 mm、1000 mm、1435 mm和1520 mm等铁路轨距, 在中国台湾省的铁路轨距为1067 mm。随着中国加入WTO, 同周边国家的国际贸易将不断增长, 不同轨距的铁道线路严重影响了铁路的运输能力。欧洲国家经验表明, 采用变轨距转向架可以大大提高运输效率。中国目前在变轨距转向架方面的研究尚属空白, 开发和研制适合中国国情的变轨距转向架已迫在眉睫, 因此, 对变轨距转向架的研究具有较强的理论意义和现实意义。

2.   中国变轨距转向架的方案设计

2.1   变轨距转向架方案设想

综观国外现有的变轨距转向架, 采用独立旋转车轮和传统轮对均可达到变轨距的目的。但分析各种型式变轨距转向架的结构特点不难发现, 与传统轮对相比, 采用独立旋转车轮比较容易实现变轨距。经过多年的研究表明, 独立旋转车轮不仅能够消除蛇行运动, 满足车辆低地板的要求, 而且为比较方便地改变左右车轮的内侧距提供了可能。因此, 应用独立旋转车轮并采用相应技术设计的转向架, 能够适应不同轨距线路的运行要求。而从实际运营效果来看, 西班牙Talgo型变轨距转向架无疑是最成功的, 其从20世纪60年代研制成功投入运营至今已有四十多年的历史, 其设计技术日趋成熟和完善, 运营经验十分丰富。故本文拟借鉴Talgo型变轨距转向架的设计经验, 根据中国铁路实情, 采用独立旋转车轮来进行变轨距转向架的设计。

就变轨距转向架的结构设计而言, 其技术难点和关键在于锁紧机构的设计。变轨距转向架的锁紧机构必须保证有足够的灵活性、可靠性及准确性。轨距变换动作是车辆通过轨距变换设施时自动完成的, 相应地, 锁紧机构的解锁和锁紧也是自动完成的, 因此, 锁紧机构的解锁和锁紧动作必须灵活。车辆正常运行时必须保证锁紧的可靠性, 不能因为车辆的振动或者其它原因使锁紧的车轮松脱而产生横移, 以致发生事故。保证锁紧机构准确性, 就是要确保车轮在某一适宜轨距位置被锁紧, 否则, 不但达不到变轨距的目的, 还有可能引起事故。但总体上讲, 变轨距转向架的结构特点与常规转向架相似。常规转向架所具有的轮对轴箱装置、弹簧减振装置、基础制动装置及转向架构架等诸部件, 变轨距转向架同样具有。只是其为了达到轨距变换的目的, 增设了一套轨距变换装置而已。轨距变换装置是变轨距转向架方案研究的重要内容, 本文借鉴国外变轨距转向架的技术特点, 提出一种新型的变轨距转向架方案, 如图 1所示。其基本结构由焊接构架、中央悬挂装置、变轨距锁紧机构、轮对轴箱装置及盘形基础制动装置等部分构成。采用两系悬挂方式, 一系由转臂式定位节点和放置于轴箱顶部的单组双卷螺旋弹簧组成, 二系为全空气弹簧承载。为了适应轨距变换的要求, 转向架的基础制动装置与传统的盘式制动装置有所差异, 其制动盘与车轴非固定连接, 而是通过花键进行连接, 以便左右车轮轴向移动时保持制动盘的位置不变。为防止车辆正常行使时制动盘轴向移动, 利用一弹簧限止螺钉将其与车轴压配联结, 弹簧有一定的预紧力, 车辆通过轨距变换区间时, 车轴在外力作用下克服弹簧预紧力而轴向移动, 到新的轨距位置时弹簧限止螺钉又将制动盘压紧在车轴上某一新的位置。

图  1  新型变轨距转向架结构

Figure  1.  Structure sketch of new-style gauge-changeable bogie

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2.2   转向架变轨距机理

转向架是在锁紧机构和地面上两种轨距交汇处的轨距变换设施的共同作用下完成自动变轨距功能的。轨距变换过程是在车辆以不大于15 km/h速度通过固定的轨距变换设施时自动完成的。轨距变换设施是双向的, 一个方向执行从宽轨到准轨的变换, 在相反方向执行从准轨到宽轨的变换。图 2为转向架从轨距1435 mm到1520 mm的变换示意图, 其中状态(1) 时轮对轨距为1435 mm, 状态(7) 时轮对轨距为1520 mm, 其变换过程如下。

图  2  变轨距转向架变轨距过程/m

Figure  2.  Gauge-changeable process of bogie

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变轨距转向架车辆驶入轨距变换设施时, 行车钢轨倾斜向下, 随着车辆的前进, 轴箱逐渐落在支承导轨上, 载荷也逐渐由车轮向支承导轨上转移, 直到车轮载荷完全卸掉(状态(2))。当车轮载荷完全卸掉后, 缓解盘在解锁轨的作用下向轨道中心方向移动, 此时弹簧受压, 直到缓解盘端部的凹槽移动到限位滚珠处时, 缓解盘不再继续移动, 此时车轮解锁, 左右车轮轴向处于自由状态(状态(3))。

随着车辆的前进, 车轮在导向轨的压力作用下把限位滚珠从限距轴承的凹槽中挤出, 车轮和短车轴一起在导向轨的压力作用下向新的轨距位置移动(状态(4))。当车轮和短车轴到达新的轨距位置时(状态(5)), 缓解盘在弹簧的回复力作用下沿解锁轨向车轮方向运动, 并将限位滚珠压入新的轨距位置处限距轴承的凹槽中, 从而将车轮和短车轴锁定在新的轨距位置(状态(6))。

车辆继续前行, 行车钢轨倾斜向上, 载荷重新加载到车轮上, 完成变轨距过程, 车轮以轨距为1520 mm, 正常向前行驶。

3.   变轨距转向架动力学特性分析

3.1   动力学方程

在不考虑车体、转向架构架、车轮等部件本身的弹性变形时, 变轨距转向架车辆系统可视为一个复杂的多刚体、多自由度的非线性振动系统, 其动力学方程为

$\{{\rm M}\}\{\ddot{x}\}+F(x,\dot{x})=\{F{}_t\}$

式中: x为状态矢量, 表征车辆系统动力学计算模型的自由度; {M}为质量矩阵; F (x, $\dot{x}$) 为非线性悬挂力矢量; {F_t}为系统激扰矢量。

建立上述车辆系统的运动微分方程后, 可利用数值积分方法进行求解^[7]。

3.2   动力学特性分析

根据建立的运动方程, 应用动力学计算程序对本文所提出的新型变轨距转向架车辆进行动力学特性分析。计算中所使用的参数与中国现有客车转向架参数基本一致, 且轨距取1435 mm进行计算, 计算按GB 5599-85 《铁道车辆动力学性能评定和试验鉴定规范》标准执行。

3.2.1   车轮的对中性能

研究表明, 对于一定踏面形状(本文采用磨耗型踏面) 的车轮, 轮轨间摩擦系数对变轨距转向架的对中性能影响较大。如图 3所示为变轨距转向架车辆在不同摩擦系数下的初始5 mm横移响应情况(车辆运行速度为36 km/h)。如图 3所示, 当摩擦系数较小时, 车轮的横向运动经一定的阻尼运行一段距离后回到轨道中心线, 但并没有明显的蛇行运动现象产生。当摩擦系数达到一定值时, 如图中μ=0.2, 由于相应的蠕滑力增大, 且车轮踏面的锥度产生重力的横向分量与摩擦系数增加无关, 二者的作用使得轮对在偏离轨道中心的某一位置就已经达到平衡, 因而不再回到轨道中心线上。此结果表明, 由于变轨距转向架采用独立旋转车轮, 其对中性能随摩擦系数增加而降低, 但没有产生明显的蛇行运动。

图  3  第一轮对初始5 mm横移响应

Figure  3.  Lateral translation of the first wheelsets with 5 mm initialization

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实际运用中, 轮轨间的摩擦系数在正常情况下均大于0.2, 故一般情况下, 轮对偏离轨道中心线后, 车轮踏面的锥度产生重力的横向分量是难以克服轮轨间横向摩擦力使轮对继续沿轨道中心运行的。德国亚琛工业大学机车车辆研究所的Frederich教授和Krettek教授等在20世纪90年代初对独立旋转车轮进行了系统的理论研究和线路试验也表明: 独立旋转车轮仅靠车轮踏面锥度的重力横向分量和横向蠕滑力的合力进行导向, 轮对一旦偏离轨道中心线后, 其远不足以使轮对向轨道中心复原^[8]。解决上述问题的有效措施是采用等效斜度较高的踏面, 降低轮轨间的摩擦系数和两轮间加装弹性耦合机构。

3.2.2   运行稳定性和平稳性分析

图  4  变轨距转向架车辆平稳性指标

Figure  4.  Riding quality of gauge- changeable bogie

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因本文变轨距转向架采用的是独立旋转车轮, 理论上其不存在纵向蠕滑力, 蛇行临界速度无穷大, 车辆在运行过程中不会出现类似传统轮对的蛇行现象, 因此新型变轨距转向架具有较好的抗蛇行稳定性。图 4为车辆在美国VI级线路谱上运行时的横向和垂向平稳性指标。由图可见, 其平稳性指标达到GB 5599-85的优良标准。

3.2.3   曲线通过分析

独立旋转车轮理论上不存在纵向蠕滑, 故曲线通过时没有类似传统轮对转向架的纵向蠕滑回转力矩, 失去了传统轮对具有的曲线上自动导向功能, 基本上只能靠轮缘导向。因此, 采用独立旋转车轮的新型变轨距转向架的曲线通过性能与传统轮对转向架相比有较大的差异。

图 5(a)、(b)分别为车轮的第一轮对轮轨横向力及轮对冲角随半径的变化情况, 计算中线路设置为: 圆曲线长100 m; 圆曲线两端的缓和曲线长各为100 m, 且在进入缓和曲线前及驶出缓和曲线后分别设置有30 m和50 m的直线段; 曲线超高100 mm。不同曲线半径下作用在车体上的当量欠超高均为115 mm。由图可见, 其安全性指标满足GB 5599-85的要求。

图  5  动力学性能随曲线半径变化情况

Figure  5.  Changing trend of dynamics along with curve radius

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由图 5(a)可见, 变轨距转向架车辆的曲线通过特性与传统轮对转向架车辆存在差异。对于传统轮对转向架车辆, 随着曲线半径的逐渐增大, 其轮轨横向力有不同程度的减小。而变轨距转向架车辆却不尽相同, 在某些大曲线半径下不降反增, 其根本原因还在于独立旋转车轮自身的导向机理。由于独立旋转车轮理论上不存在纵向蠕滑, 其在直线轨道上行走时, 某一时段贴靠轨道的一侧, 某一时段贴靠轨道的另一侧, 失去了类似传统轮对的自动对中性能; 曲线通过时, 由于没有纵向蠕滑力形成的导向力矩, 在离心力的作用下, 其贴靠轨道运行的现象更为突出, 而且基本上是靠轮缘的贴靠来实现导向。因此, 尽管随着曲线半径的增大, 其冲角与传统轮对类似地减小, 如图 5(b)所示, 但由于传统轮对存在自动导向功能, 其轮缘贴靠轨道的趋势减弱, 甚至没有轮缘贴靠发生, 而独立旋转车轮仍有轮缘贴靠现象。图 6示出了变轨距转向架车辆在两种曲线半径下第一轮对的横移量情况。由图可见, 曲线半径为400 m时轮缘贴靠钢轨, 而曲线半径增大至1600 m时轮缘依旧贴靠轨道运行。正因为在大半径曲线上变轨距转向架车辆也发生了轮缘贴靠, 使得车轮正压力的横向分量较大, 而其横向蠕滑力随曲线半径的增大减小不大, 二者的综合作用使得车轮的轮轨横向力没有随曲线半径的增大而明显减小。而为了减小轮轨横向力及磨耗, 改善曲线通过性能, 有效的办法就是增设导向机构。由于独立旋转车轮理论上没有纵向蠕滑力, 因而不能采用自导向机构, 故唯一有效的办法是采用迫导向机构, 利用车辆通过曲线时车体与转向架之间的相对回转位移, 通过连接车体和轮对的导向机构迫使前后轮对反向回转而趋于曲线的径向位置, 从而使转向架获得曲线上的导向功能, 这也是在完善变轨距转向架的设计过程中需要更进一步研究的课题。

图  6  不同曲线半径下第一轮对横移量

Figure  6.  Lateral translation of the first wheelsets at various curve radius

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4.   结语

本文简要介绍了近年来国内外变轨距转向架的运用与发展概况, 在此基础上提出了一种采用独立旋转车轮的新型变轨距转向架方案, 对其结构特点和变轨距过程进行了分析和说明, 并对其动力学特性进行了数值仿真研究。计算表明: 由于变轨距转向架采用独立旋转车轮, 其具有较好的抗蛇行稳定性和平稳性; 其直线对中性能较差, 且在曲线通过时缺乏自导向功能; 尽管变轨距转向架安全性指标均能满足GB 5599-85的要求, 其个别动力学性能指标略低于传统轮对转向架, 但采用等效斜度较高的踏面、降低轮轨间的摩擦系数、两轮间加装弹性耦合机构和迫导向机构可以改善其直线对中性能和曲线通过性能。分析结果表明, 本文提出的变轨距转向架方案是可行性的, 其动力学性能的不足之处可以采取相应措施及进一步的理论研究加以改善。总之, 变轨距转向架技术的研究和开发具有较强的理论意义和工程应用价值, 其为解决不同轨距的联运问题提供了广阔的应用前景。