车瑞娟，王勇，吴荣坤

(1.西南交通大学 牵引动力国家重点实验室，四川 成都 610031；2.中车齐齐哈尔车辆有限公司 大连研发中心，辽宁 大连 116052)

0 引言

随着社会经济的发展，运输企业以追求高效率、便捷、低成本的运输方式为目标，公铁联运的发展成为必然。公铁联运主要有集装箱运输、驮背运输等多种方式，在欧、美运输体系中发挥着重要作用[1-2]。基于公路和铁路的优点，公铁联运可提供全程一站式物流[3]，实现快速便捷的“门到门”服务，具有高效、环保等优势。中国对公铁联运的关键技术及装备的可行性也进行了大量的研究，其中，对于驮背运输的建模仿真已有相关的研究[4]。公铁联运多功能运输车在运输过程中，考虑到重载货物运输的安全性，需要保证车辆良好的运输状态，因此对公铁联运多功能运输车的动力学性能研究是必要的。

本文对公铁联运多功能运输车的结构特点进行分析，利用动力学仿真软件建立了车辆系统动力学模型，对新车和磨耗状态下空、重车的运动稳定性、曲线通过安全性和运行平稳性进行仿真分析。

1 公铁联运多功能运输车结构特点

公铁联运多功能运输车为2辆1组，用于运输公路半挂车，兼顾多规格集装箱运输。车组两端分别布置手制动装置和车钩缓冲装置，车组中部采用关节联接器连接，凹底车体承载结构，车上设有液压和电气系统。主要结构由车体、液压系统、电气控制系统、空气制动装置、手制动装置、转K6型转向架(集成制动)、车钩缓冲装置等组成。

该车辆采用的转K6型转向架在“三大件”转向架基础上增设了弹性交叉支撑杆，增大了转向架的抗菱形变形能力，从而提高了临界速度。在车体和转向架之间的连接采用心盘和常接触双作用式弹性滚子旁承联合承载方式，增大了车体的回转定位力矩；车组中部采用的关节联接器为铰接式，具有水平、垂向、侧向转动功能，能够满足车辆正常运行和凹底架旋转、升降的作业要求。

2 车辆系统动力学模型

2.1 动力学模型建立

车辆系统动力学主要研究载荷与系统之间的关系，利用数值积分方法建立并求解系统的微分方程组或代数方程组[5]，车辆建模中考虑了系统横向运动和垂向运动的耦合模型。公铁联运多功能运输车整车系统由2个车体、1个中部底架、4个摇枕、8个侧架和8个轮对共计23个刚体组成，各刚体的自由度数如表1所示，共计103个自由度。

表1 车辆系统自由度

在建立公铁联运多功能运输车系统数学模型时作出如下假定：轮对、侧架、摇枕、中部底架和车体等部件的弹性比悬挂系统的弹性要小得多，均视为刚体，即忽略各部件的弹性变形。

在模型中充分考虑了轮轨接触几何关系、轮轨间蠕滑力/蠕滑率的非线性因素，以及各种间隙、止档、斜楔减振器、心盘及旁承的摩擦力和力矩等的非线性特性。

2.2 装载工况

公铁联运多功能运输车主要结构如图1所示，空车动力学仿真模型如图2所示。该车辆在空车和重车状态下最高运行速度为120 km/h。在计算时考虑了公铁联运多功能运输车的7种装载工况。

图1 公铁联运多功能运输车结构

图2 公铁联运多功能运输车动力学仿真模型

工况1：车组空车

工况2：车组重车(装载49 t公路货车)

工况3：车组重车(装载2个20 ft箱，总重57 t)

工况4：车组重车(装载长度为14 600 mm、总质量35 t的公路半挂车)

工况5：车组1空1重(装载49 t公路货车)

工况6：车组1空1重(装载2个20 ft箱，总重57 t)

工况7：车组1空1重(装载长度14 600 mm、总质量35 t的公路半挂车)

3 动力学性能分析

3.1 蛇行运动稳定性

公铁联运多功能运输车的蛇行运动稳定性是系统本身的固有属性，是决定车辆能否高速运行的关键因素。通过实际临界速度(文中简称临界速度)的计算方法判定车辆系统运动稳定性[6]，看刚体振动位移和速度是否逐渐衰减到平衡位置。车辆以正常速度运行时，应尽可能避免蛇行失稳现象的出现，要求车辆系统的蛇行失稳临界速度高于其设计制造速度一定裕量。在计算仿真过程中，选用一段为1 000 m的美国五级谱作为轨道不平顺的输入，对新车和磨耗状态下公铁联运多功能运输车各工况的临界速度进行对比分析。

根据仿真分析可得到公铁联运多功能运输车在新车和磨耗状态下各不同装载工况的蛇行失稳临界速度，如表2所示。可见在新车和磨耗状态下，公铁联运多功能运输车各种工况下蛇行失稳临界速度均超过132 km/h，能够满足空车、重车不同装载工况120 km/h设计速度的要求，并具有一定的速度裕量。

表2 公铁联运多功能运输车蛇行失稳临界速度 单位：km/h

3.2 曲线通过安全性分析

车辆系统运行在曲线线路上时，除受到线路不平顺的激扰以外，还要受到曲线曲率变化、超高变化、离心力等因素的影响[7]。因此，车辆系统通过有限长度曲线时的响应是一个动态过程。结合线路条件，计算公铁联运多功能运输车以不同速度分别通过不同半径的曲线线路，计算过程中采用美国五级线路谱，考虑轨道的随机不平顺激扰，分析该车辆的轮轴横向力、脱轨系数、轮重减载率等曲线通过安全性指标。

在新车和车轮磨耗状态下，以曲线半径为300 m，线路超高为120 mm的工况4车组为例，给出公铁联运多功能运输车以不同的速度通过该曲线时，一位轮对的最大轮轴横向力、脱轨系数和轮重减载率的计算结果，如图3所示。由计算结果可知轮轴横向力最大值为49.769 kN、脱轨系数最大值为0.411、轮重减载率最大值为0.375，均满足标准规定的安全限度要求，说明公铁联运多功能运输车能在曲线上安全运行。

图3 R300 m半径曲线通过安全性指标

本文选用的磨耗后车轮踏面等效锥度在0.4左右，较大的等效锥度使车辆在通过小半径曲线时轮轨安全性指标相比新轮有所降低，而在通过较大半径曲线和直线时轮轨作用力和脱轨系数、轮重减载率等指标则有所增大，但均满足安全限度要求。

3.3 运行平稳性分析

本文对公铁联运多功能运输车分别在新车和磨耗状态下直线线路上动态响应进行了计算，空车、重车不同装载工况的计算速度均为40 km/h～132 km/h。新车和磨耗状态下的平稳性计算结果如图4-图7所示。由图4-图7发现，随着速度的提高，车辆系统的平稳性指标基本呈增大的趋势。在新车和磨耗状态下，空车、重车不同装载工况的运行平稳性指标在132 km/h速度范围内均满足良级标准(本刊为黑白印刷，如有疑问请咨询作者)。

图4 新车状态下平稳性指标计算结果(前车)

图5 新车状态下平稳性指标计算结果(后车)

图6 磨耗状态下平稳性指标计算结果(前车)

图7 磨耗状态下平稳性指标计算结果(后车)

4 结语

基于多体系统动力学理论，建立了公铁联运多功能运输车两节车组仿真模型，对该车组进行了动力学性能仿真。由计算结果可知，在新车和车轮磨耗状态下，空车、重车不同装载工况的临界速度均>132 km/h，能够满足空车、重车不同装载工况车辆120 km/h设计速度的要求，并具有一定的速度裕量；曲线通过安全性各指标均满足标准规定的安全限度要求，车辆可以在曲线和直线上安全运行；空车、重车不同装载工况的运行平稳性指标满足GB/T 5599-1985的良级标准要求，能保证空车、重车不同装载工况车辆在120 km/h设计速度范围内平稳运行。