（光学工程专业论文）大功率单节均衡梁式八轴机车动力学性能研究.pdf

西南交通大学硕士研究生学位论文第1 页 摘要 为研制八轴机车提供理论依据，本文主要从机车动力学角度研究八轴机车 的动力学性能。由于八轴机车的动轴数多、采用轴式的不同，加上机车牵引模 式的不同，导致了八轴机车的转向架结构方案形式多样。选择良好的转向架结 构方案，能够保证转向架的结构设计合理，保证机车充分地发挥粘着重量大的 特点，保证机车具有良好的直线运行性能、曲线通过性能。通过对国内外四轴 转向架结构方案的分析和国外的运营经验情况，选择了动力学性能优良的均衡 梁式转向架结构方案。 机构分析表明，均衡梁式转向架实际上是一个6 自由度的机构，轮对的摇 头和横移直接与导柱的纵横向刚度、一系间距和一系横向刚度等密切相关。机 车的粘着重量受牵引高度的影响最大，最佳粘着利用率可达9 4 3 2 ，设计合理 的牵引装置，机车可以充分的发挥粘着重量大的特点。动力学仿真分析表明， 均衡梁式机车具有较高的运行稳定性，非线性临界速度可达3 7 5 k m h ，直线运 行和曲线通过性能都满足各动力学规范要求。研究机车结构参数对动力学性能 影响表明，均衡梁式机车导柱纵横向刚度和一系横向刚度对机车动力学性能的 影响显著，而一系纵向刚度的正常与否对机车的动力学性能不起决定性的作用， 从而实现一系悬挂纵向刚度与横向刚度的解耦作用，实现合理的一系悬挂参数 的匹配。一系横向刚度和一系间距对机车动力学性能都存在一定的影响，特别 是明显地影响均衡梁对轮对导向力的分配作用，一系横向刚度和一系间距越小， 轮对导向力的分配越均衡。 通过本论文的研究表明，导柱在均衡梁式机车中起着重要的作用，既要满 足构架与均衡梁的运动关系，又要满足较高的动力学性能的要求。因此导柱的 设计是均衡梁式机车的关键。 关键词：八轴机车；均衡梁式转向架；动力学；导柱刚度；一系刚度； 一系间距 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 i 页 a b s t r a c t t h i sp a p e rm a i n l ys t u d i e so nd y n a m i cp e r f o r m a n c eo ft h e e i g h t a x i s l o c o m o t i v ef r o mt h e p e r s p e c t i v eo fl o c o m o t i v ed y n a m i c s ，p r e p a r i n gf o r t h e o r e t i c a lb a s i st od e v e l o pe i g h t a x l el o c o m o t i v e a st h ee i g h t a x i sl o c o m o t i v e d r i v i n gs h a f t s a r em a n y , w i t ht h ea x l ea r r a n g e m e n td i f f e r e n ta n dt h ed i f f e r e n t p a t t e r n so fl o c o m o t i v et r a c t i o n ，r e s u l t i n gi nt h es t r u c t u r eo ft h ee i g h t a x l e l o c o m o t i v eb o g i ev a r i o u sf o r m s e l e c t i n gag o o dp r o j e c to ft h eb o g i es t r u c t u r e e n s u r e st h a tt h eb o g i es t r u c t u r a ld e s i g ni sr e a s o n a b l ea n de n s u r e st h el o c o m o t i v e f u l l ye x e r t sc h a r a c t e r i s t i c so ft h eh e i g h to fl o c o m o t i v ea d h e s i o nl o a d ，a n d e n s u r e st h el o c o m o t i v ei sr u n n i n gw i t hs t a b i l i t ya n ds m o o t ho nt h es t r a i g h tl i n e a n dt h r o u g ht h ec a l v e t h ec o m m o n w e a l t h b o g i es t r u c t u r ep r o j e c tw i t he x c e l l e n t d y n a m i cp e r f o r m a n c ei ss e l e c t e db ya n a l y s i so fi n s i d ea n do u t s i d ef o u r a x i s b o g i ea n dt h ee x p e r i e n c eo fo v e r s e a so p e r a t i n gi n s t a n c e m e c h a n i s ma n a l y s i ss h o w st h em e c h a n i s mo fc o m m o n w e a l t h b o g i eh a ss e x d e g r e eo ff r e e d o mi nf a c t y a w i n ga n dl a t e r a lp l a yo ft h ew h e e la r ec l o s e l y c o r r e l a t i o nw i t hl a t e r a la n d l o n g i t u d i n a ls t i f f n e s s o fg u i d e p o s t ，p r i m a r y s u s p e n s i o nd i s t a n c ea n dp r i m a r yl a t e r a ls u s p e n s i o ns t i f f n e s se t c l o c o m o t i v e a d h e s i o nl o a di st h em o s ti n f l u e n c e db yt r a c t i o nh e i g h ta n dt h eb e s ta d h e s i o n l o a du t i l i t yf a c t o ri su pt o9 4 3 2 t h el o c o m o t i v ec a nf u l l ye x e r tc h a r a c t e r i s t i c s o ft h eh e i g h to fl o c o m o t i v ea d h e s i o nl o a db yd e s i g n i n gr a t i o n a ld r a wg e a r d y n a m i c se m u l a t i o na n a l y s i si n d i c a t e sc o m m o n w e a l t hl o c o m o t i v ei sp r o v i d e d w i t hu p p e rs t a b i l i t y , a n dn o n - l i n e a r i t yc r i t i c a l s p e e di su pt o3 7 5 k m h ，a n d d y n a m i cp e r f o r m a n c eo fl o c o m o t i v er u n n i n go nt h es t r a i g h tl i n ea n dt h r o u g ht h e c u r v ef u l f i l s d y n a m i cc r i t e r i o n s t u d y i n go nt h ei n f l u e n c eo fi n s t r u c t u r e p a r a m e t e r so nd y n a m i cp e r f o r m a n c em a k e sc h e a rc o m m o n w e a l t hl o c o m o t i v e d y n a m i cp e r f o r m a n c ei sg r e a t l ya f f e c t e db yl a t e r a la n dl o n g i t u d i n a ls t i f f n e s so f g u i d ep o s ta n dp r i m a r yl a t e r a ls u s p e n s i o ns t i f f n e s s b u tw h e t h e rp r i m a r y l o n g i t u d i n a ls u s p e n s i o ns t i f f n e s si s i n g e a ro rn o t ，w h i c hi sn o tf a t e f u lt o d y n a m i cp e r f o r m a n c e ，t h e r e b ya c h i e v i n gs e p a r a t eb e t w e e np r i m a r yl o n g i t u d i n a l a n dl a t e r a ls u s p e n s i o ns t i f f n e s sa n dm a t c h i n gp r i m a r ys u s p e n s i o np a r a m e t e r s l o g i c a l l y p r i m a r yl a t e r a ls u s p e n s i o ns t i f f n e s sa n dp r i m a r ys u s p e n s i o nd i s t a n c e i n f l u e n c el o c o m o t i v ed y n a m i cp e r f o r m a n c ed e f i n i t e l y , e s p e c i a l l yt h ee f f e c to f g u i d ep o s tt od i s t r i b u t ew h e e lg u i d i n ge f f o r t t h es m a l l e rp r i m a r yl a t e r a l 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 i i 页 s u s p e n s i o ns t i f f n e s sa n dp r i m a r ys u s p e n s i o nd i s t a n c e ，t h eg u i d i n ge f f o r to nt w o w h e e l si sm o r ew e l l p r o p o r t i o n e d t h ei n v e s t i g a t i o no ft h i st h e s i si n d i c a t e sg u i d ep o s tp l a ya ni m p o r t a n tr o l e i nt h ec o m m o n w e a l t hl o c o m o t i v e ，w h i c hm e e t sl o c o m o t i o nr e l a t i o nb e t w e e n b o g i ea n dg u i d ep o s t ，a n df i l l su p p e rd y n a m i cd e m a n da sw e l l t h e r e f o r et h e k e yi st od e s i g ng u i d ep o s tf o rt h ec o m m o n w e a l t hl o c o m o t i v e k e y w o r d s ：e i g h t a x l el o c o m o t i v e ；c o m m o n w e a l t hb o g i e ；d y n a m i c s ；s t i f f n e s so f g u i d ep o s t ；p r i m a r ys u s p e n s i o ns t i f f n e s s ；p r i m a r ys u s p e n s i o nd i s t a n c e 西南交通大学四南父逋大罕 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，同意学 校保留并向国家有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查 阅和借阅。本人授权西南交通大学可以将本论文的全部或部分内容编入有关 数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复印手段保存和汇编本学位 论文。 本学位论文属于 1 保密口，在年解密后适用本授权书； 2 不保密面使用本授权书。 ( 请在以上方框内打“4 ) 碴啷交 硝哆 一y吆 u。l ：掀玑 名h 肼 登甜 吵 师湎翘l l导a 指 ： 期 ，炙澎 箩 名 签多 者 傩参文弘 论幢蝴嬲 学 ：期 西南交通大学学位论文创新性声明 本人郑重声明：所呈交的学位论文，是在导师指导下独立进行研究工作所 得的成果。除文中已经注明引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体 已经发表或撰写过的研究成果。对本文的研究做出贡献的个人和集体，均已在 文中作了明确的说明。本人完全意识到本声明的法律结果由本人承担。 本学位论文的主要创新点如下： 1 对均衡梁式四轴转向架机构分析表明，此方案实际上是一个6 自由度的 机构，轮对的摇头和横移直接与导柱的纵横向刚度、一系间距和一系横向刚度 等密切相关。 2 对均衡梁式八轴机车动力学仿真分析表明，构架与均衡梁采用导柱的连 接，可以实现一系悬挂纵向刚度与横向刚度的解耦作用，实现合理的一系悬挂 参数的匹配。 3 均衡梁式机车的一系横向刚度和一系间距影响均衡梁对轮对导向力的均 衡分配，一系横向刚度和一系间距越小，均衡梁对轮对导向力的分配越均衡。 西南交通大学硕士研究生学位论文第l 页 1 1 选题背景 第1 章绪论 铁路运输自正式开始运营以来，就对世界各国的经济发展起着十分重要 的作用。以其运输量大、速度快、安全、节能等优势一直作为人类最重要的 交通运输工具。进入到2 0 世纪，公路、航空、管道等运输方式的相继发展， 交通运输进入多元化的时代。特别2 0 世纪6 0 年代后，高速公路和和航空运 输的迅猛发展，铁路运输受到严重的挑战，铁路客货运量急剧下降。但是， 在其它交通运输工具发展的同时，铁路运输同样不甘落后。自从1 9 6 4 年日 本东海道新干线( 当时的运营最高速度为2 1 0 k m h ) 运营世界第一条准高速 铁路以来i l 】，世界各国的铁路车辆都朝着“高速、“重载 的目标发展。1 9 8 1 年法国的t g v 列车在巴黎东南线、1 9 9 1 年德国的i c e 列车都相继投入运行。 世界上列车的最高试验速度在在2 0 世纪9 0 年代初就超过了5 0 0k m h 。 高速铁路的速度目标值一直在提高。过去运营速度已上了两个台阶1 2 1 。 2 0 世纪6 0 年代到8 0 年代初，列车速度由2 1 0k m h 提高到2 5 0k m h 以上， 8 0 年代中到9 0 年代末，列车速度由2 5 0k m h 提高到3 0 0k m h 。到现在为 止，国际上高速列车和线路运行速度达到3 5 0k m h 已是成熟的技术。许多 国家即将修建的高速铁路大多瞄准这个目标值。 目前我国的铁路高速和重载技术的研究和运用与世界发达国家相比，要 落后l 引。2 0 0 3 年秦沈高速客运专用线建成，设计运营速度2 0 0 - 2 2 0k m h 。 1 9 9 4 年1 2 月，我国生产的第一列内燃机车牵引、时速为1 6 0 公里的准高速 列车在广深线正式运营。2 0 0 1 年我国第一列交流传动动力分散动车组“先 锋号研制成功，试验时速2 9 2 公里，2 0 0 2 年装备国产交直交传动系统的 集中动力动车组“中华之星 研制成功，在秦沈客运专线的试验速度达到 3 2 1 5k m h 。 2 0 0 4 年我国铁路已进行第五次大提速，主要干线速度等级提升为2 0 0 k m h 以上。我国地域开阔、人口众多、铁路网分布广。由于各地区经济发 展不平衡，客运需求的差别较大，技术和经济上较为合理的2 0 0 k m h 客运模式 是动车组与机车牵引模式共存。对于客运需求量大的中心城市间的中短途线 路可以采用动车组模式；而对于跨地区的长途客运和山区铁路更宜采用机车 牵引模式1 4 j 。根据国外牵引模式运行2 0 0 k m h 的经验来看，俄罗斯运行的单 节八轴机车给我们提供了可以借鉴的经验，此种机车转向架具备良好动力学 性能和曲线通过性能，较适合于我国大部分的山区线路提速的要求，并能够 西南交通大学硕士研究生学位论文第2 页 补充在客运主干线路上，运营快速货物列车的需求。作为八轴机车最重要的 部件四轴转向架是交流传动机车设计技术的重点和难点。必须对其结构进行 合理选型和动力学性能进行深入分析，以保证设计的成功。 1 2 国外八轴机车转向架发展现状 表1 1 是国外八轴机车的参数比较。从国外八轴机车的用途发展历程 来看，上世纪6 0 年代，美国开始研制八轴机车，其主要从事货物运输，兼 少部分客运。上世纪7 0 年代，法国也开始研制八轴机车，同样主要从事于 货物运输。同时期，前苏联也开始制造八轴机车，主要从事调车和货物运输， 到8 0 年代，前苏联根据其八轴机车具有优良的动力学性能，开始制造高速 客运八轴机车，典型代表是t31 1 8 0 型内燃机车，构造速度达到1 6 0 k m h ， 到上世纪9 0 年代，俄罗斯在具有高速动力学性能的t3h 8 0 型内燃机车基 础上，研制了91 1 2 0 0 型客运电力机车，其设计速度为2 0 0 k m h 。 表1 1 八轴机车主要参数比较1 5 】【6 1 表1 一l 是国外八轴机车四轴转向架结构方案比较。从八轴机车的四轴 转向架结构方案来看，轴式由d o d o 式过渡到b o b o b o b o 式，主要有以下7 种结构方案。 西南交通大学硕士研究生学位论文第3 页 图1 1 四轴转向架结构方案 西南交通大学硕士研究生学位论文第4 页 图1 1 ( 1 ) 是美国上世纪6 0 年代由g m 公司、g e 公司和机车公司先 后生产的d d 3 5 、d d - - 4 0 x 型八轴机车的结构方案。这两种机车都采用d o d o 轴式，四根动轴都安放在一个铸钢构架中，电机采用轴悬顺置式排列； 旁承设在两个侧梁的中部。这类转向架结构简单，仅仅在三轴转向架上增加 一根轴，但是其固定轴距较大，给机车的曲线通过带来困难，增加轮轨磨耗 和行车安全。 图1 1 ( 2 ) 是美国u 5 0 b 和世纪8 5 5 型八轴机车的结构方案，采用b o b 0 一b o b o 轴式。它是由一个组合梁的两下心盘与两个2 轴转向架心盘联接而 成，该铸钢梁的上心盘与机车车架相连，用以传递牵引力和垂向力。这种转 向架虽然能保证机车顺利的通过小半径曲线( 几何最小半径为8 4 m ) ，不足 之处是牵引点位置较高，粘着重量利用率较低。 图1 1 ( 3 ) 是法国a l s t o m 公司于上世纪7 0 年代设计的a d 6 4 - - 4 b 型 转向架方案。其车体设置四个长颈中心销传递四台二轴转向架牵引力。中间 构架与转向架、中间构架与车体分别采用二系圆簧和三系圆簧作垂直悬挂。 三系悬挂兼具中间构架与车体之间横向弹性定位作用。根据运营效果来看， 机车转向架造价及维修都比较昂贵。 图1 1 ( 4 ) 是前苏联上世纪7 0 年代，研制的t g m 7 型八轴机车转向 架方案。两台二轴转向架通过一个中间构架绞接而成为四轴转向架。转向架 采用斜牵引机构传递牵引力，再由中间构架通过两个长颈中心销传递给车 体。车体与中间构架之间的三系弹簧组的上平面设有滚子旁承支承装置，它 可以保证中间构架相对车体水平面回转时，摩擦力矩最小。当线路不平顺时， 二轴转向架和中间构架起着“均衡梁 作用，使各轴间的载荷变化较小。 图1 1 ( 5 ) 是前苏联洛姆内燃机车制造厂研制的t 3 i - 1 8 0 型客运八轴 机车方案。该机车走行部首次采用独特的均衡梁设计，每台转向架的四个轮 对，成对地用带球面轴箱轴承的均衡梁相连。由于均衡梁的运动学连接，两 轮对形成了四杆弹性机构，它保证了轮对轴线与转向架纵向轴线相互垂直。 邻接轮对均衡梁连接可使机车通过曲线区段时所产生的横向力进行重新分 配，同时也使轮对之间的垂向载荷均衡分配，减小了轴重转移量。与其它的 转向架方案相比，还有车体、构架重心低的特点。t 3 y 1 8 0 型机车动力学试 验速度达到2 7 2 k m h ，其动力学性能及其对线路的作用等均符合技术要求规 定，达到了较高的水平。3 1 1 2 0 0 型客运电力机车在此转向架基础上发展而来。 图1 1 ( 6 ) 是前苏联研制t 3 1 3 6 型八轴机车转向架方案。两台二轴转 向架牵引销下部与下纵向牵引梁相连，车体采用两个长颈中心销与前后的纵 向牵引梁相连以传递牵引力，二系悬挂包括圆簧和滚珠复原装置。该结构能 西南交通大学硕士研究生学位论文第5 页 顺利地通过小半径曲线，此外，转向架的牵引点位置比较低，有利于粘着重 量地充分利用。但是转向架的长牵引销的下伸结构，在工艺、维修和高速运 行动力学性能等方面都需要认真的研究。 图1 1 ( 7 ) 所示为b o b 0 一b o b o 轴式( 简称4 b o ) ，该机车方案采 取四个互不相干的二轴转向架，二系悬挂采用高柔度圆弹簧与车体相连，兼 具回转和横向弹性定位作用。在车体内的两台二轴转向架设置滚柱旁承和橡 胶侧挡定位，采用z 形布置的斜牵引杆装置传递牵引力和制动力，实现低位 牵引。该机车的粘着利用率较好，但设计难度较大，很难保证机车具有良好 的曲线通过性能和较高的运行平稳性，理论上需做进一步分析。 根据现代提高机车转向架动力学性能的途径，八轴机车转向架的改进发 展趋势主要有： ( 1 ) 提高机车的单轴牵引功率。 ( 2 ) 采用异步交流电动机，电动机悬挂方式采用架悬或半体悬。 ( 3 ) 采用各种减重材料和减重结构，优化转向架结构质量分配，降低 簧下质量，提高机车的动力学性能。 ( 4 ) 改进机车的中心销牵引方式或设计出增粘装置，提高机车的粘着 利用率。 1 3 国内八轴机车转向架研究状况 在上世纪9 0 年代，八轴机车是铁道部“八五期间科技发展项目之一。 这一研究能满足两大类型货运机车的需求：( 1 ) 为干线实现重载运输的需求； ( 2 ) 在西南黔桂地区，需要大粘着重量的内燃机车。国内相关的铁路研究 院校对单节八轴机车做了较深入的分析。 第一，八轴机车的结构方案选型分析【2 7 - 3 1 1 。文献【2 7 j 中从机车的牵引和 列车的阻力基本方程出发，论证了机车重量、功率和列车重量的关系。采用 加速力储备值来考虑列车经过s 形弯道附加阻力增大的影响。分析了图1 一 ( 3 ) ( 4 ) 和( 6 ) ( 7 ) 四类转向架的性能和总结了国外运行的经验教训，认 为中间过渡构架式转向架比较适合于发展重载运输。 第二，八轴机车的轴重转移计算分析【3 4 】。以图l 一( 4 ) 过渡构架式转 向架模型，研究八轴机车轴重转移，考虑起动牵引力作用引起牵引点高度的 变化。研究表明t 该八轴机车模型需要选择可靠的牵引装置结构及优良的弹 性悬挂参数、较低的牵引点高度，才能提高粘着重量利用率，充分发挥机车 粘着重量增大的潜力；由牵引点高度的变化，牵引杆长度越短，粘着利用率 受影响则越敏感；该八轴机车模型的第1 位轴是关键轴，牵引点高度变化将 西南交通大学硕士研究生学位论文第6 页 使1 位轴的轴重转移值增大，粘着利用率降低。在适当的参数下可保证机车 的起动工况粘着利用率不低于9 0 。 第三，八轴机车的曲线通过性能研究【3 2 , 3 3 】。文献【3 2 】研究了图1 一( 1 ) ( 4 ) 和( 7 ) 的三类四轴转向架的曲线通过性能，对主要曲线通过性能的指 标，轮轴横向力和脱轨系数进行了比较。研究表明：图1 一( 1 ) 转向架结 构，轴距长，曲线通过性能差，对我国线路曲线多、半径小的状况不适应， 其轮轨力几乎是图1 一( 7 ) 转向架结构的两倍，势必加剧轮轨的磨耗和脱 轨趋向；图1 一( 7 ) 转向架轮轨横向力和脱轨系数与图1 一( 4 ) 转向架相 当，但是内侧的两转向架传递横向力小，高速运行时，导致轮轨横向力和脱 轨系数增加较快；图1 一( 4 ) 转向架具有较好的曲线通过性能，机车的中 间转向架悬挂设计比较困难，参数选择不当，容易造成中间转向架蛇行运动 失稳而影响整车的运行平稳性。 通过以上的分析来看，我国对几类比较优秀的四轴转向架都做过详细的 分析研究，结论表明，在上世纪9 0 年代，八轴机车比较适合于我国重载货 运机车的需求。而对我国现阶段的铁路运输来说，研究新型的八轴机车比较 适合我国时速为2 0 0 k m h 、长远距离的繁忙旅客线和较多的山区铁路线路。 通过国外俄罗斯的运营经验来看，满足这些要求的四轴转向架，只有均衡梁 式四轴转向架比较合适，而现阶段，我国对此类四轴转向架的研究则几乎为 o 。重新对单节八轴机车走行部进行选型和分析其动力学性能就显得十分的 必要。 1 4 论文的主要研究内容 本文将着重研究解决以下问题： ( 1 ) 从国内外单节八轴机车的转向架结构方案现状分析中，确定出均 衡梁式四轴转向架结构为2 0 0 k m h 的最佳方案。 ( 2 ) 分析均衡梁式转向架机车的粘着利用率及影响因素，对其进行动 力学仿真建模分析，初步研究机车运行稳定性能、直线运行性能和曲线通过 性能。 ( 3 ) 分析均衡梁式转向架结构方案的机构原理，讨论其自由度和各自 由度运动量与结构参数的关系，确定出对转向架性能影响显著的结构参数。 ( 4 ) 通过动力学仿真分析，探讨以上得出的转向架结构参数对机车动 力学性能的影响规律，确定出以上参数的合理选择范围。 ( 5 ) 优化均衡梁式转向架的各减震器阻尼参数和悬挂参数，以求进一 步地改善机车的动力学性能。 西南交通大学硕士研究生学位论文第7 页 第2 章单节八轴机车动力学计算分析 2 1 高速机车动态环境分析 当机车速度提高到2 0 0 k m h 以上之后，整个机车运行的动态环境将急剧 恶化，阻力陡增、振动加剧、脱轨倾覆危险性增大。高速机车车辆对安全、 平稳性和舒适性等方面的要求却有增无减，因此，各国在发展高速铁路时， 无不将此作为关键问题，投入大量人力物力，从理论和实验上开展研究，以 指导实际运用。 ( 1 ) 垂向动作用力加大【7 】 高速情形下，轮轨间的相互动力作用明显增强。轨道存在的垂向不平顺， 轮轨间的冲击振动相当剧烈，从而直接影响机车车辆运行的安全性与平稳 性，并对轨道的强度和稳定性造成不良影响。 2 苎 l m s 】 图2 1 各速度下的轮轨作用力 以一种给定参数的转向架为例进行计算分析表明：当运行速度从 4 0 k m h 提高到2 5 0 k m h 时，车轮通过同一低扣接头时所引起垂向轮轨力随 着速度的变化如图2 1 所示，其中第一峰值即为高频冲击力p 1 ，第二峰值 为低频力p 2 。 从图示结果看出速度提高后，垂向各种动作用加重的程度，除了高速轨 道应比普通轨道加强以承受这种加剧了的动作用之外，显然作为高速转向 架，必须努力降低这种动力作用。 ( 2 ) 横向运动稳定性要求高 西南交通大学硕士研究生学位论文第8 页 高速运行中，由于线路的激扰使转向架振动加剧，同时随着等效锥度的 增大等，容易造成失稳临界速度降低，一旦运动失稳，轮对蛇行运动将急剧 恶化，则会引起剧烈振动，诱发磨损加剧，甚至引起脱轨等严重事故。因此 各国对高速转向架的失稳临界速度都十分注意，一般规定应高于最大运行速 度2 0 - 3 0 。如2 0 0 k m h 转向架，其失稳临界速度应在2 4 0 - - 2 6 0 k m h 以上。 而进行滚动试验时，失稳临界速度的扫描区域应比最大运行速度扩大 l o o k m h 以上。 ( 3 ) 曲线通过条件恶化 众所周知，通过曲线时的离心力与速度的平方成正比，与曲线半径成反 比。用以平衡离心力的线路超高的设置是有限的。因此，高速列车一般都要 以较大欠超高运行。 表2 1 各国高速铁路的最大超高及欠超高值1 8 l 在如此大的欠超高下运行，势必将引起横向轮轨力的加大。横向轮轨力 地增大，对安全运行提出了严厉的要求。首先是爬轨和倾覆的危险；其次是 过大的横向轮轨力可能产生钢轨外翻( 扩大轨距) 和轨排横移，后者不仅造成 列车颠覆的重大事故，而且破坏轨道，给轨道维修养护增加困难。高速运行 所带来的曲线通过工况的恶化，必须从机车车辆和轨道线路两方面来认真解 决。 ( 4 ) 来自轨道不平顺的激振频率提高 轨道随机不平顺一般表示为每延米轨道的周数乘以前进速度，即得赫兹 数，速度越高，起作用的频域越往上移。与各相应频域有关的轨道不平顺、 轨枕响应，钢轨波磨等现象相继发生。加剧了对机车车辆的激励，最终表现 为降低车辆的运行平稳性，同对稳定性的要求一样，高速机车车辆对运行平 稳性和乘车舒适度的要求比普通机车车辆还高，这也是高速机车车辆设计要 解决的问题。 ( 5 ) 噪声问题突出 高速列车产生噪声的声源主要有三：轮轨噪声、弓网噪声和气流所引起 的噪声。轮轨噪声是主要的，它随速度的四次方而增长。如1 6 0 k m h 时轮轨 西南交通大学硕士研究生学位论文第9 页 噪声级为9 7 d b ，2 5 0 k m h 时轮轨噪声级达到1 3 2 d b 。尤其通过轨道接头或曲 线区段时更是如此。车轮表面粗糙或钢轨有波磨时，产生的轮轨噪声更大。 对于高速列车转向架而言，主要应考虑降低轮轨噪声和高频隔振的问题。 2 2 设计高速机车原则及评定标准 高速机车具有优越的动力学性能，是保证列车高速运行的首要前提。随 着运行速度的提高，列车所需牵引功率、轮轨动作用力、所需制动功率增加， 运行稳定性、运行舒适性、轮轨粘着性能相应变差。这些都对高速机车提出 了更高的要求。因此，设计高速机车转向架时应考虑以下基本原则【3 ，9 ，1 0 ，1 1 】： ( 1 ) 降低轴重，减小簧下质量 ( 2 ) 采用先进的转向架悬挂技术 ( 3 ) 采用交流驱动装置 ( 4 ) 实现高效制动 ( 5 ) 改善转向架曲线通过性能 ( 6 ) 减少磨耗，延长寿命，便于维修 2 0 0 k m h 高速机车转向架动力学性能应符合t b t 2 3 6 0 - - 1 9 9 3 铁道机 车动力学性能试验鉴定方法及评定标准、g b 5 5 9 9 - - - 1 9 8 5 铁道车辆动力学 性能评定和试验鉴定规范所作的规定。评定标准具体如下： ( 1 ) 运行平稳性 运行平稳性是用来评定舒适度的主要依据，反映机车车辆振动对人体感 受的影响。评定机车运行平稳性的主要指标是车体的垂直方向、水平横向振 动加速度最大值，垂向、横向平稳性指标。横向、垂向平稳性的等级评定见 表2 2 。 表2 2 平稳性等级表 ( 2 ) 轮轴横向力 轮轴横向力用于鉴定机车在运行中是否会导致轨距扩宽或线路产生严 重变形。按照规定，高速轮对横向力采用以下标准评定： h 0 8 5x ( 1 0 + 2 q 怕) ( 2 1 ) 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 0 页 式中：2 q o 为轮对静载荷。对于2 1 t 轴重的机车，其轮对静载荷q o = 1 0 3 k n ， 所以， h 6 6 8k n ( 3 ) 脱轨系数q p t b t 2 3 6 0 - - 1 9 9 3 铁道机车动力学性能试验鉴定方法及评定标准中 规定脱轨系数的评定界限值为：小于0 6 为优，0 6 o 8 为良好，0 8 - - 0 9 为合格。根据以上判定脱轨系数超过0 9 时，应同时检查该脱轨系数的持续 时间，如果不合乎下列之一时，则判定为不合格： a 当按本标准规定的间断测量法测量轮轨力时，不得连续出现两个超 过0 9 的峰值。 b 当采用连续测量法测量轮轨力时，脱轨系数超过0 9 的持续时间不 得超过0 0 7 s 。 c 当脱轨系数超过0 9 的持续时间未超过0 0 7 s 时，脱轨系数在该持续 时间内的最大值应满足一定的要求【5 9 】。 ( 4 ) 轮重减载率印芦 t b t 2 3 6 卜1 9 9 3 铁道机车动力学性能试验鉴定方法及评定标准中 规定： 第一限度 a p 0 6 5 p 第二限度垒s 0 6 0 歹 式中：卸- 轮重减载重量，k n 歹减载和增载侧车轮的平均轮重，k n 2 3 单节八轴机车动力学物理模型 ( 2 2 ) ( 2 3 ) 根据第1 章中对八轴机车国内外发展现状的的分析表明，均衡梁式四轴 转向架更适合于现代高速机车的动力学性能要求，因此，本文以均衡梁式转 向架结构方案建立机车物理模型分析其动力学性能。 均衡梁式八轴机车物理模型见图2 2 。机车由车体、构架、均衡梁、 轮对和相应的悬挂装置、驱动装置、牵引装置组成。车体通过二系高圆弹簧 西南交通大学硕士研究生学位论文第i 1 页 坐在构架上，车体与每个构架之问配有四个垂向减振器，两个横向减振器和 两个抗蛇行减振器。每台转向架的四个轮对，成对地用带球面轴箱轴承的均 衡梁相连；由均衡梁相连的每组轮对和构架之间垂向通过四组弹簧支撑，横 向及纵向采用橡胶导柱定位，同时每侧配有一个垂向减振器。驱动装置采用 轮对空心轴驱动方式，并通过三点架悬在构架上。由于悬挂点橡胶关节的刚 度比较大，在初步计算时，假定与构架是一体的。采用中心销牵引方式。模 型的自由度及广义坐标见表2 3 ，用上角标，表示不独立的自由度，i = 1 2 ， j = 1 8 ，总计1 3 8 个自由度。机车轮轨接触关系如图2 3 。均衡粱式八轴机 车的非线性关系如附表1 1 。 图2 2 均衡粱式机车物理模型 表2 3 均衡梁式机车模型的自由度及广义坐标 刚体名称纵向横移垂向侧滚点头摇头 车体x cy c z c o c 0cw e 构架x s iy s iz s io s i es i w s i 均衡粱x uy 西z g j中自0 西v 画 轮对x w jy w jz 州+ 中w j 40 w jw j 垫堕 型型! g 一一 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 2 页 图2 3j m 3 踏面与6 0 k g 钢轨接触关系 2 4 八轴机车轴重转移计算分析 俄罗斯最早具有中间构架的t 3 m 7 八轴机车由于轴重转移较大，为了 提高粘着利用率而采用了增粘装置。轴重转移一直是八轴机车关注的首要问 题。机车轴重转移模型如图2 4 所示。 墅 1厂 茄【印l j 2 嚣至嚣，一 扎s 1嚣i l 莲一j l 7 i iiiii z 。i 馐 副馐割 馐 参 幢割执 卜鼍生g 当刍 i 、。l ，一 图2 4 均衡梁式机车轴重转移模型 1 车体2 构架3 橡胶导柱4 均衡梁5 牵引电机 西 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 3 页 2 4 1 八轴机车轴重转移受力分析 该机车的轴重转移受力分析中，二系支承为为五组，关于转向架中心对 称布置，纵向间距分别为k p l 和k p 2 ，二系支承的垂向刚度为k 2 ( 每组) ，转 向架中心距为2 l s ，构架一系支承中心纵向间距为2 k 1 ，一系支承纵向间距 为2 l ，一系支承的垂向刚度为k 1 ( 每组) ，两轮对的中心距为2 h 。在牵引力 作用下，车体的垂向位移和在纵向平面内的转角为z c 、m c 。 前构架的垂向位移和在纵向平面内的转角为z s 。、m 。l ，后构架的垂向位移 和在纵向平面内的转角为z s 2 、巾。2 。其中h 为车钩距轨面的高度，h 为牵引 点高度。当牵引力作用时，二系支承的垂向载荷变化为a p i ( i - l 1 0 ) ，一系 支承的垂向载荷变化为a q i ( i _ 1 8 ) ，肘z2 ，u “为牵引电机传递作用在构 架上的力矩，方向始终与车轮的转动方向相反。均衡梁式机车轴重转移计算 的受力分析如图2 5 。 确拍 j o 一1 一 图2 5 受力分析 对车体、构架及均衡梁受力分析，可列出平衡方程： a e , = 0 凹皈+ k 。+ 乓z ) + 鹋化+ k 2 ) + 心池+ 叱瓴一：) + 皑心一岛。一z ) 一钱化一k ，一k z ) 一哆化一k z ) 一 址池一鹋以+ 岛：) 一战他+ 乓。+ k z ) + 跖饵一 ) = o 一善衅+ 善g 。o ( 2 - 4 ) ( 2 5 ) ( 2 6 ) 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 4 页 峭( k + z ) 一必0 ：+ 肇：+ 够( - + z ) + q 也t + d + ( 2 - 7 ) 崛心1 一d 一q 以l d 一幺化。+ d + 4 f ( h - d 2 ) + 4 m 2 一。 一线心，+ ：) 一峨z + ：+ 哦+ 岛z ) + 吆以。+ d + q ( t 。- l ) 一q 7 ( t 。一l ) 一q ( j k + ) + 4 f ( | i l d 2 ) + 4 峨一o 一q l a q 2 + 互+ t = 0 ( a q ：一q 。) + ( e 一只) l d 。0 一q 3 一q 。+ e + 只= 0 ( a q 4 一a q 3 弘+ ( e 一) 厶= 0 一q 5 一q 6 + e + 瓦一0 ( q 6 一q 5 汪+ ( e 一只冯= 0 一a q 7 一婊+ ，；4 - ，82 0 ( q 8 一a q 7 汪+ ( e 一只) 厶= 0 一、二系悬挂受力方程为： q 1 = - r , z ，+ 化。+ 三) 九。 q = k z ：。+ ( j l 。一上) 露， a q 3 = - r , z ，。- ( l n 一三) 九。】 a q 4 = 喝 乙。一化。+ 三燎， q = 喝 互：+ 化。+ 三地： q = 嗡 互：+ 心，一上燎： q = 戈 互2 一心。一三蛾： ( 2 - 8 ) ( 2 - 9 ) ( 2 1 0 ) ( 2 - 1 1 ) ( 2 1 2 ) ( 2 1 3 ) o 皇 g 8 y 角 + 嵋 m y 幺 一 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 5 页 q 一 z s 2 一佤。+ 磁2 凹薯啦降+ 心呜心2 娩也一呜2 ) 唿 必= 噍 z c + 化+ k 2 娩一互- 一k 2 唿- 】 b 一一k ： z 。+ t 丸一z ，。 叱一一k 【z c + 化一k ：娩一互。+ ：噍l 】 屺一- k 2 z 。+ ( t k 。一k ：娩一z ，+ ( 。+ k 2 ) 识，1 睨暑啦降一心一b 一岛2 娩一互2 一+ 岛2 ) 屯1 鹋一哎z c 一心一k ：娩一互：一k ：丸1 必= - r 2 z o 一丘唬一互2 j 嵋一一k 2 z 。一化+ k ：) 纯一z ，：+ k ：噍：1 必。一一 z c 一化+ 岛。+ ：娩一互：+ ( k ，+ k ：) 丸1 使用m a t l a b 软件解线性方程组，就可求出车体和构架的垂向位移及 在纵向平面内的转角，在牵引力作用下的一、二系悬挂的垂向载荷变化量， 各轮对的轴重转移量。据此，计算出机车的粘着利用率。 2 4 2 牵引高度对粘着利用率的影响 对于每台机车，都存在一个最佳牵引高度，只要机车的牵引装置的牵引 高度达到该机车的最佳牵引高度，机车就能获得最佳的粘着利用率。由于受 到机车车辆下部限界的限制，牵引高度很难达到最佳位置。显然，对于该八 轴机车，牵引装置为中心销牵引，所以必须选择一个适当的牵引高度，以满 足设计要求。表2 4 是牵引高度对各轴轴重转移量f i 的影响。机车的增减 载轴和减载的最大轴与牵引高度有关。当牵引高度小于3 0 0 m m 时，机车前 转向架减载，后转向架增载；当牵引高度大于3 0 0 r a m 时，1 、2 、5 、6 位轴 为减载轴，3 、4 、7 、8 位轴为增载轴。当牵引高度小于0 时，机车最大减 载轴为第4 轴；当牵引高度大于0 时，机车最大减载轴为第1 轴。机车粘着 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 6 页 利用率r l 随牵引高度的变化见图2 6 ，牵引高度在轨面以上时，r l 随着牵 引高度的降低几乎成线性减小。初步设计参数牵引高度为6 2 5 m m ，此时r l 为8 7 2 8 。机车最佳牵引高度为1 5 m m ，最佳粘着利用率9 4 3 2 。 0 8 6 - 2 0 002 0 04 0 06 0 08 0 0 牵引点高度，m m 图2 6 机车牵引高度对粘着利用率的影响 2 4 3 轴距及一系间距对粘着利用率的影响 俄罗斯7 ) 1 7 2 0 0 型电力机车的轴距及转向架中心距分别为2 l d = 1 8 5 0 m m ，2 l s = 1 4 2 0 0 m m ，在其它参数不变情况下，将3 2 0 0 型参数带入 到