CN100347016C - 独立车轮双扭杆耦合转向架 - Google Patents

Abstract

本发明所述的独立车轮双扭杆耦合转向架，是在前后独立轮对的单轴转向架之间连接有一耦合弹性元件，该耦合弹性元件是由两个扭杆串联而成的双扭杆耦合机构，其中两根弹性扭杆的结构对称、技术参数相同。不同于两轴转向架和单轴转向架，在单轴转向架之间所连接的耦合弹性元件，可以使前后独立轮对之间的联接刚度K_ψ在0到∞之间取一合理值，从而使独立车轮转向架具有导向性能，这样就可符合高速列车和城市轻轨列车的使用要求了。

Description

独立车轮双扭杆耦合转向架

技术领域

本发明涉及一种新型铁道车辆用的独立车轮转向架，具体地是在现有单轴转向架之间增加一双扭杆耦合机构。

背景技术

伴随着国内社会经济的稳步增长，随着我国社会经济的快速发展，干线铁路的全面提速和城市轨道交通的大力发展已势在必行。但是，列车的提速对车辆稳定性设计带来了严峻的考验；而且，城市轨道交通中的轻轨车辆通常要求采用低地板面的结构要求。独立车轮转向架恰好可以解决此类问题：一方面，独立车轮的使用可以提高高速列车的稳定性；另一方面，独立车轮也可有效降低城轨列车的地板面高度，给旅客的出行带来极大的方便。

但是，由于独立车轮缺乏对导向起着重要作用的纵向蠕滑力，所以其导向能力很差，这样轮轨磨耗就会加剧，进而导致列车运行时噪声较大、维护成本增加，严重时还可能引发脱轨安全事故。

目前独立车轮的应用方案主要有以下几种：如可采取将现有两轴转向架的前后固定轮对直接更换成独立轮对，此类独立车轮两轴转向架的前后轮对是通过一个刚性构架联系起来的，通过曲线时，前后轮对在一个共用的构架约束下而呈现展开不足的形式，即前后轮对不能趋于径向位置，其导向性能较差；另外，也可将独立车轮两轴转向架改换成独立车轮单轴转向架的形式，前后车体相邻端部下面的两个独立车轮单轴转向架要分别受到各自车体的约束，通过曲线时，它们在车体的约束下而呈现展开过渡的形式，也不能趋于径向位置，所以独立车轮单轴转向架的导向性能也不好；再者，目前国外多采用给独立车轮转向架增加各种导向装置，但其结构都较复杂、制造成本较高，并不适应于国内市场应用。

发明内容

本发明所述的独立车轮双扭杆耦合转向架，其目的旨在解决上述问题和不足而在前后独立轮对的单轴转向架之间连接有一耦合弹性元件，该耦合弹性元件是由两个扭杆串联而成的双扭杆耦合机构，其中两根弹性扭杆的结构对称、技术参数相同。

不同于两轴转向架和单轴转向架，在单轴转向架之间所连接的耦合弹性元件，可以使前后独立轮对之间的联接刚度K_ψ在0到∞之间取一合理值，从而使独立车轮转向架具有导向性能，这样就可符合高速列车和城市轻轨列车的使用要求了。但是耦合元件必须满足以下两个条件：

1、采用耦合元件连接在单轴转向架之间，应只提供抗摇头角刚度度，其他方向的刚度都应尽量释放掉，也就是耦合元件只对前、后独立轮对的相对摇头运动有约束作用，而不干涉它们之间的其他相对运动。

2、应用耦合元件的独立车轮耦合转向架，其前、后轮对的单轴转向架分别安装在前后车体端部之下，所采用的耦合元件应具备有一定的位移调节能力，以弥补列车车体和转向架的制造误差，便于落车装配。。

本发明所述的独立车轮双扭杆耦合转向架，是采用双扭杆耦合机构来解决上述发明目的的。

所述的独立车轮双扭杆耦合转向架，是在列车前、后车体相邻端部下面的前后独立车轮采用单轴转向架。在单轴转向架之间连接有一抗摇头的弹性元件，该弹性元件是由两个扭杆串联而成的双扭杆耦合机构。

可以认为直线是一种特殊的曲线(相当于半径R为∞的曲线)，现以曲线为例来分析独立车轮柔性耦合转向架的导向性能。

对于独立轮对来说，其左右车轮的纵向蠕滑力理论上为0，所以独立车轮柔性耦合转向架的前、后轮对的摇头运动主要受耦合元件产生摇头力矩M_czi和二系悬挂系统产生的摇头力矩M_szi的共同作用，当列车稳态通过曲线时，这两个摇头力矩之和应该为0，即：

                    M_czi+M_szi＝0                    (1)

根据车辆动力学理论，耦合元件产生摇头力矩M_czi和二系悬挂系统产生的摇头力矩M_szi分别应该为：

$M_{\mathrm{szi}}=-2K_{\mathrm{sx}}{B_s}^2[{\mathrm{\ψ}}_{\mathrm{Bi}}-{\mathrm{\ψ}}_c+{(-1)}^i\frac{l}{R}]---\left(2\right)$

$M_{\mathrm{czi}}={(-1)}^i{K}_{\mathrm{\ψ}}[{(-1)}^{i+1}{\mathrm{\ψ}}_{\mathrm{Bi}}-{(-1)}^{i+1}{\mathrm{\ψ}}_{B(i\±1)}+\frac{2b}{R}]---\left(3\right)$

上述方程式中，i＝1～2，

K_sx为所述独立车轮柔性耦合转向架一侧的二系悬挂纵向刚度；

K_ψ为所述连接前后独立车轮单轴转向架的耦合元件提供的摇头角刚度；

B_s为所述二系悬挂横向跨距值之半；

l为车辆名义定距之半；

b为所述独立车轮柔性耦合转向架的名义轴距之半；

R为列车通过曲线线路的圆曲线半径

ψ_B为设定的转向架的摇头角度；

ψ_c为设定的车体的摇头角度。

考虑到轮对的位移和悬挂变形比车辆的名义定距2l要小得多，因此可以认为车体的中央部分近似与圆曲线相切，即ψ_c≈0。

当列车稳态通过圆曲线时，为了使耦合转向架的前后轮对完全处于径向位置，必有：ψ_Bi＝ψ_B(i+1)＝0，所以根据式(1)～式(3)可得：

$K_{\mathrm{\ψ}}\frac{2b}{R}=2K_{\mathrm{sx}}{B_s}^2\frac{l}{R}---\left(4\right)$

即：

$K_{\mathrm{\ψ}}={B_s}^2\frac{l}{b}{K}_{\mathrm{sx}}\left(5\right)$

其中：K_sx为所述独立车轮柔性耦合转向架一侧的二系悬挂纵向刚度；

B_s为所述二系悬挂横向跨距值之半；

b为所述独立车轮柔性耦合转向架的名义轴距之半；

l为车辆名义定距之半。

上述方程式(5)即是本发明所述独立车轮柔性耦合转向架的耦合元件所需耦合刚度K_ψ的表达公式。

从上述推导过程可以看出，确定耦合元件刚度K_ψ只与车辆转向架轴距(2b)、车辆定距(2l)、以及转向架一侧的二系悬挂装置纵向刚度K_sx相关，从而建立起一种一一对应的关系。

由于所述的双扭杆耦合机构是由两个扭杆串联而成的，所以整体摇头角刚度K_ψ，应是每根扭杆摇头角刚度(设定为K_ψ1)的一半，并设定每根扭杆的扭转刚度为K_δ。

当在独立车轮双扭杆耦合转向架上，应用所述的双扭杆耦合机构时，为便于提供双扭杆耦合机构的技术参数，需确定扭杆扭转刚度K_δ与二系悬挂装置的纵向刚度K_sx之间的关系，这样又必需先推导出扭杆扭转刚度K_δ与其提供的整体摇头角刚度K_ψ之间的关系。

首先确定每根扭杆提供的摇头角刚度K_ψ1与扭杆自身的扭转刚度之间的关系，它们满足以下方程式：

$K_{\mathrm{\ψ}1}=\frac{1}{2}{\left(\frac{L_n}{L_z}\right)}^2\·K_{\mathrm{\δ}}---\left(11\right)$

其中，L_n是每根扭杆的长度，

L_z是每根扭杆两侧转臂的长度。

因而双扭杆耦合机构的提供的摇头角刚度K_ψ应为：

$K_{\mathrm{\ψ}}=\frac{1}{2}{K}_{\mathrm{\ψ}1}=\frac{1}{4}{\left(\frac{L_n}{L_z}\right)}^2\·K_{\mathrm{\δ}}---\left(13\right)$

再结合上述方程式(5)，可推导出每根扭杆的扭转刚度K_δ与转向架一侧的二系悬挂装置的纵向刚度K_sx之间的关系为：

$K_{\mathrm{\δ}}=4{B_s}^2\·\frac{l}{b}\·{\left(\frac{L_z}{L_n}\right)}^2\·K_{\mathrm{sx}}---\left(14\right)$

实际上根据材料力学原理，每根扭杆的扭转刚度K_δ应满足：

$K_{\mathrm{\δ}}=\frac{\mathrm{\π}{d}^{4}G}{32L_n}---\left(15\right)$

其中，G为常数弹性模量，即G＝76000MPa。也就是说，只要给每根扭杆选取一个适当的直径d和长度L_n，就可使双扭杆耦合机构的提供的摇头角刚度K_ψ与二系悬挂装置的纵向刚度K_sx达到合理匹配。

综上所述，本发明所述的独立车轮双扭杆耦合转向架具有以下优点和有益效果：

1、采用所述的双扭杆耦合机构，只提供抗摇头角刚度，在其他方向的刚度基本上都被释放掉了，因而只对耦合转向架前、后独立轮对的相对摇头运动有约束作用，而并不干涉它们之间的其他运动，所以所述双扭杆机构完全满足独立车轮耦合转向架对其耦合元件的要求。

2、采用所述的双扭杆耦合机构具备有一定的位移调节能力，可以弥补列车车体和转向架的制造误差和装配误差，便于落车装配。

3、所述独立车轮双扭杆耦合转向架，通过双扭杆耦合机构解决了现有独立车轮转向架的导向难题和磨耗严重的问题。将双扭杆耦合机构的扭转刚度K_δ与转向架一侧的二系悬挂纵向刚度K_sx建立了准确的对应关系，可操作性强，并且双扭杆机构结构简单、技术难度小、开发成本低，推广价值较高。

附图说明

图1是所述柔性耦合转向架在列车安装位置的侧视和仰视示意图；

图2-1是所述现有独立车轮两轴转向架通过曲线路径时的示意图；

图2-2是所述现有独立车轮单轴转向架通过曲线路径时的示意图；

图2-3是所述柔性耦合转向架通过曲线路径时的示意图；

图3是所述耦合转向架的前、后轮对在曲线上运动时产生的摇头力矩M_czi和M_szi的示意图。

图4是所述双扭杆耦合机构示意图。

其中，M1是车体1、M2是车体2、M3是车体3。

传统轮对两轴转向架G1、传统轮对单轴转向架G2、独立车轮柔性耦合转向架G3；

具体实施方式

实施例1，如图1和图4所示，所述的独立车轮双扭杆耦合转向架，是在列车前、后车体相邻端部下面的前后独立车轮采用单轴转向架，在前后独立车轮的单轴转向架之间连接有一抗摇头的弹性元件，该弹性元件是由两个扭杆串联而成的双扭杆耦合机构。

其中，所述双扭杆耦合机构提供的摇头角刚度K_ψ应是每根扭杆提供摇头角刚度K_ψ1的一半，设每根扭杆的扭转刚度为K_δ。

如图2-1所示，现有独立车轮两轴转向架由于其I、II位轮对受同一刚性构架的约束，前后独立轮对之间的联接刚度K_ψ趋于∞，远远大于二系悬挂纵向刚度K_sx，所以独立车轮两轴转向架的前后轮对受车体的约束很小而受构架的约束较大。通过曲线时，受曲线半径R和转向架轴距2b的影响，前后轮对的摇头运动要分别叠加一个(±b/R)的角度，这样轮对I通常相对于径向线形成正冲角(+ψ₁)，而轮对II通常相对于径向线形成负冲角(-ψ₂)，因此I、II位轮对在曲线上不能趋于径向位置，而呈现展开不足的形式。

如图2-2所示，现有独立车轮单轴转向架由于其I、II位轮对不再受同一构架的约束(它们之间的联接刚度K_ψ＝0)，所以I、II位轮对在二系悬挂系统的作用下直接受车体的约束。通过曲线时，受曲线半径R和车辆定距2l的影响，由于轮对I处于前面车体的后端，所以I位轮对的摇头运动要叠加一个(-l/R)的角度；而轮对II处于后面车体的前端，所以II位轮对的摇头运动要叠加一个(+l/R)的角度，这样轮对I通常相对于径向线形成负冲角(-ψ₁)，而轮对II通常相对于径向线形成正冲角(+ψ₂)，因此I、II位轮对在曲线上也不能趋于径向位置，而呈现展开过渡的形式。

独立车轮两轴转向架的I、II位轮对在曲线上展开不足是因为刚性构架对它们的约束过大(K_ψ＝∞)；独立车轮单轴转向架的I、II位轮对在曲线上展开过渡是因为它们仅受各自车体的约束而前后轮对之间缺乏必要的约束(K_ψ＝0)。

如图2-3所示，在前后独立车轮单轴转向架之间所连接的耦合弹性元件，可解决现有两轴转向架和单轴转向架的缺陷，耦合元件的刚度K_ψ在(0＜K_ψ＜∞)的范围内取一合理的值，则可使I、II位轮对通过曲线时在耦合元件和二系悬挂装置的共同作用下趋于径向位置(ψ₁＝ψ₂＝0)。

如图2-3和图3所示，所述独立车轮柔性耦合转向架的I、II位轮对的摇头运动，主要受耦合元件产生摇头力矩M_czi和二系悬挂系统产生的摇头力矩M_szi的共同作用，当列车稳态通过曲线时，这两个摇头力矩之和应该为0，即：

                    M_czi+M_szi＝0                    (1)

根据车辆动力学理论，耦合元件产生摇头力矩M_czi和二系悬挂系统产生的摇头力矩M_szi分别应该为：

$M_{\mathrm{szi}}=-2K_{\mathrm{sx}}{B_s}^2[{\mathrm{\ψ}}_{\mathrm{Bi}}-{\mathrm{\ψ}}_c+{(-1)}^i\frac{l}{R}]---\left(2\right)$

$M_{\mathrm{czi}}={(-1)}^i{K}_{\mathrm{\ψ}}[{(-1)}^{i+1}{\mathrm{\ψ}}_{\mathrm{Bi}}-{(-1)}^{i+1}{\mathrm{\ψ}}_{B(i\±1)}+\frac{2b}{R}]---\left(3\right)$

上述方程式中，i＝1～2，

K_sx为所述独立车轮柔性耦合转向架一侧的二系悬挂纵向刚度；

K_ψ为所述连接前后独立车轮单轴转向架的耦合元件提供的摇头角刚度；

B_s为所述二系悬挂横向跨距值之半；

l为车辆名义定距之半；

b为所述独立车轮柔性耦合转向架的名义轴距之半；

R为列车通过曲线线路的圆曲线半径

ψ_B为设定的转向架的摇头角度；

ψ_c为设定的车体的摇头角度。

考虑到轮对的位移和悬挂变形比车辆的名义定距2l要小得多，因此可以认为车体的中央部分近似与圆曲线相切，即ψ_c≈0。

当列车稳态通过圆曲线时，为了使耦合走行部的前后轮对完全处于径向位置，必有：ψ_Bi＝ψ_B(i+1)＝0，所以根据式(1)～式(3)可得：

$K_{\mathrm{\ψ}}\frac{2b}{R}=2K_{\mathrm{sx}}{B_s}^2\frac{l}{R}---\left(4\right)$

即：

$K_{\mathrm{\ψ}}={B_s}^2\frac{l}{b}{K}_{\mathrm{sx}}---\left(5\right)$

其中：B_s为所述二系悬挂横向跨距值之半；

K_sx为所述独立车轮柔性耦合转向架一侧的二系悬挂纵向刚度；

b为所述独立车轮柔性耦合转向架的名义轴距之半；

l为车辆名义定距之半。

如图4所示，所述双扭杆耦合机构是由两个扭杆串联而成，即AB和A’B’，其结构对称、技术参数相同。

现以扭杆AB为例来说明，扭杆与基础构架、及转臂之间的连接关系。扭杆AB两端的转轴通过轴承支撑在单轴构架I上面，AD和BC是扭杆AB的两个转臂，它们与扭杆AB的连接点A点和B点近似于刚性节点。AB和A’B’通过两个连杆DD’和CC’连接起来。连杆与转臂之间的连接点D点、D’点、C点和C’点都为球铰联接。通过上述结构，双扭杆机构只对I、II位单轴转向架间的相对摇头运动有约束作用，而不干涉他们之间的其他相对运动；另外，双扭杆耦合机构在X、Y、Z三个方向上都具有一定的位移调节功能，所以它能够弥补列车制造误差和落车装配误差。

当扭杆AB在水平面(xy平面)内顺时针产生一个摇头角ψ时，转臂BC在竖平面(xz平面)内向逆时针方向转动，而转臂AD在竖平面内向顺时针方向转动，从而使扭杆AB产生一个扭转角δ，而弹性扭杆会反抗自身的扭转变形，从而抵抗扭杆AB在水平面内产生摇头角位移，所以双扭杆耦合机构相当于一个抗摇头装置。

双扭杆耦合机构提供的摇头角刚度K_ψ，与扭杆自身的扭转刚度K_δ之间的对应关系，以及扭杆扭转刚度K_δ与二系悬挂装置的纵向刚度K_sx之间的关系，通过计算来推导确定。

根据上述方程式(5)可知，双扭杆需提供的摇头角刚度K_ψ与二系悬挂装置的纵向刚度K_sx之间关系应满足：

$K_{\mathrm{\ψ}}={B_s}^2\frac{l}{b}{K}_{\mathrm{sx}}---\left(5\right)$

所述的双扭杆耦合机构是由两个扭杆串联而成，它提供的摇头角刚度K_ψ，应是每根扭杆提供的摇头角刚度K_ψ1的一半。

所述扭杆的扭转角δ与摇头角ψ之间的关系，可以通过扭杆A端和B端在水平面内的纵向伸缩量来确定。

设定图4中的扭杆AB长度为L_n，转臂BC和AD的长度为L_z。扭杆A端和B端在水平面内的纵向伸缩量其纵向变形量X_c为：

$X_c=\frac{1}{2}{L}_n\·\mathrm{\ψ}=L_z\·\frac{\mathrm{\δ}}{2}---\left(6\right)$

则扭杆的扭转角δ与摇头角ψ之间的关系为：

$\frac{\mathrm{\δ}}{\mathrm{\ψ}}=\frac{L_n}{L_z}---\left(7\right)$

每根扭杆的扭转刚度K_δ，与其提供的等效摇头角刚度K_ψ1之间的关系可以通过耦合力F_c在空间产生两个力矩来确定：

(a)、耦合力F_c在水平面内相对于O₁点，取矩形成摇头力矩M_ψ，其大小为：

                M_ψ＝F_c·L_n＝K_ψ1·ψ            (8)

(b)、耦合力F_c在竖平面内相对于A点和B点，取矩形成扭转力矩M_δ，其大小为：

$M_{\mathrm{\δ}}=2F_c\·L_z\·\cos \frac{\mathrm{\δ}}{2}=K_{\mathrm{\δ}}\·\mathrm{\δ}---\left(9\right)$

根据方程式(8)和(9)，可推算出每根扭杆的扭转刚度K_δ与其所提供的等效摇头角刚度K_ψ1之间的关系为：

$\frac{K_{\mathrm{\δ}}}{K_{\mathrm{\ψ}1}}=2\frac{L_z}{L_n}\·\frac{\mathrm{\ψ}}{\mathrm{\δ}}\·\cos \frac{\mathrm{\δ}}{2}---\left(10\right)$

再结合方程式(7)可得：

$\frac{K_{\mathrm{\δ}}}{K_{\mathrm{\ψ}1}}=2{\left(\frac{L_z}{L_n}\right)}^2\·\cos \frac{\mathrm{\δ}}{2}---\left(11\right)$

当δ较小时， $\cos \frac{\mathrm{\δ}}{2}\≈1,$ 则有：

$K_{\mathrm{\ψ}1}=\frac{1}{2}{\left(\frac{L_n}{L_z}\right)}^2\·K_{\mathrm{\δ}}---\left(12\right)$

由于所述的双扭杆耦合机构是由两根扭杆串联而成，因而双扭杆耦合机构的整体摇头角刚度K_ψ应为每根扭杆提供的摇头角刚度K_ψ1的一半，即：

$K_{\mathrm{\ψ}}=\frac{1}{2}{K}_{\mathrm{\ψ}1}=\frac{1}{4}{\left(\frac{L_n}{L_z}\right)}^2\·K_{\mathrm{\δ}}---\left(13\right)$

再结合上述方程式(5)，每根扭杆的扭转刚度K_δ与转向架一侧的二系悬挂装置的纵向刚度K_sx之间的关系为：

$K_{\mathrm{\δ}}=4{B_s}^2\·\frac{l}{b}\·{\left(\frac{L_z}{L_n}\right)}^2\·K_{\mathrm{sx}}---\left(14\right)$

实际上根据材料力学原理，每根扭杆的扭转刚度K_δ应满足：

$K_{\mathrm{\δ}}=\frac{\mathrm{\π}{d}^{4}G}{32L_n}---\left(15\right)$

其中，G为常数弹性模量，即G＝76000MPa。也就是说，只要给每根扭杆选取一个适当的直径d和长度L_n，就可使双扭杆耦合机构的整体摇头角刚度K_ψ与二系悬挂装置的纵向刚度K_sx达到合理匹配。

设定应用所述双扭杆耦合转向架的列车结构参数如下；

转向架二系悬挂装置的纵向刚度K_sx＝0.2MN.m/rad，车辆名义定距之半l＝4m，耦合转向架名义轴距之半b＝1m，二系横向跨距之半B_s＝1m，扭杆长度L_n＝2m，扭杆转臂长度L_z＝0.3m。

根据方程式(14)可以推算出来，所需每根扭杆的扭转刚度K_δ实际应为0.072MN.m/rad。

再根据方程式(15)可以推算出来，扭杆直径d应取值为66mm，即可满足上述要求。

Claims (2)

1、一种独立车轮双扭杆耦合转向架，是在列车前、后车体相邻端部下面的前后独立车轮采用单轴转向架，其特征在于：在前后独立车轮的单轴转向架之间连接有一抗摇头的弹性元件，该弹性元件是由两个扭杆串联而成的双扭杆耦合机构，所述双扭杆耦合机构提供的摇头角刚度K_ψ，是每根扭杆提供的摇头角刚度K_ψ1的一半，且满足下述方程式

$K_{\mathrm{\ψ}}=\frac{1}{2}{K}_{\mathrm{\ψ}1}=\frac{1}{4}{\left(\frac{L_n}{L_z}\right)}^2\·K_{\mathrm{\δ}}$

其中，K_δ是每根扭杆的扭转刚度，

L_n是每根扭杆的长度，

L_z是每根扭杆两侧转臂的长度，

所述双扭杆耦合机构的每一扭杆的扭转刚度K_δ，满足下述方程式

$K_{\mathrm{\δ}}=4{B_s}^2\·\frac{l}{b}\·{\left(\frac{L_z}{L_n}\right)}^2\·K_{\mathrm{sx}}$

其中，K_sx为所述独立车轮转向架一侧的二系悬挂装置的纵向刚度，

B_s为所述二系悬挂装置的横向跨距值之半，

b为应用耦合元件的独立车轮转向架的车辆名义轴距之半，

l为车辆名义定距之半。

2、据权利要求1所述的独立车轮双扭杆耦合转向架，其特征在于：所述的双扭杆耦合机构，是由第一扭杆(AB)和第二扭杆(A’B’)串联而成，两个扭杆两端的转轴分别通过轴承支撑在单轴转向架上；第一转臂(AD)和第二转臂(BC)是第一扭杆(AB)的两个转臂，第三转臂(A’D’)和第四转臂(B’C’)是第二扭杆(A’B’)的两个转臂；第一扭杆(AB)和第二扭杆(A’B’)通过两个连杆(DD’、CC’)连接起来；第一连杆(DD’)与第一、第三转臂(AD、A’D’)之间的连接点(D、D’)为球铰联接，第二连杆(CC’)与第二、第四转臂(BC、B’C’)之间的连接点(C、C’)为球铰联接。

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