（车辆工程专业论文）200kmh等级机车整体驱动系统方案研究.pdf

西南交通大学硕士研究生学位论文第l 页 摘要 为了提高铁路客运的经济和社会效益，长期以来世界各国一直把提高客 运列车速度作为首选措施。驱动系统作为动力部件为适应机车动车的需要而 向高转速、大功率发展成为必然趋势。 本文对国内外应用成熟的转向架驱动装置进行深入分析，结合我国的工 业基础，确定了2 0 0 k m h 速度等级机车整体驱动系统结构方案；通过列车牵 引计算确定了该驱动系统的轴功率和电机型号，继而得出了驱动系统各轴的 运动和动力参数；据此初步确定了驱动系统的传动齿轮、传动轴的结构参数 和轴承型号；本文采用将六连杆空心轴设置在齿轮箱内侧的结构形式，实现 轴盘制动，并对其进行了运动分析和刚度分析。为解决高速转向架的空心轴 回转速度高、承受大的驱动和制动力矩，联结处结构空间小等矛盾，采用端 齿盘联接结构。 同时，本文对驱动系统的关键技术进行了研究。利用有限元软件a n s y s 对齿轮接触强度、齿根弯曲强度、空心轴机械强度和轴承的配合公差进行了 分析研究；从定量的角度分析了电机轴承布置方式对轴承寿命和齿轮强度的 影响；讨论了载荷分布对端齿盘接触状态的影响；利用刚体动力学软件 s i m p a c k 对驱动系统进行了模态分析。 关键词：机车驱动系统：端齿盘；轴承布置；接触分析；模态； 西南交通大学硕士研究生学位论文第l l 页 a b s t r a c t s i n c el o n g t i m ea g o ，p a s s e n g e rl o c o m o t i v es p e e d u pi sa l w a y st h e p r e f e r r e dw a yt oi n c r e a s et h ee c o n o m i ca n d s o c i a lb e n e f i t s i ti s i n e x o r a b l et r e n dt h a tt h ed r i v i n gs y s t e md e v e l o pt oh i g hs p e e da n d l a r g ep o w e rt om e e tt h er e q u i r e m e n to ft h el o c o m o t i v e t h ei n t e r n a t i o n a ls o p h i s t i c a t e dd r i v eu n i t so ft h eb o g i eh a v eb e e n a n a l y s e dc a r e f u l l y c o m b i n et h ei n t e r n a li n d u s t r yf o u n d a t i o n ，t h e i n t e g r a l i t yd r i v i n gs y s t e ms c h e m eo ft h el o c o m o t i v ea t2 0 0 k m hs p e e d w a sd e t e r m i n e d a c c o r d i n gt ot r a c t i o nc a l c u l a t i o no ft h et r a i n ，t h e a x l ep o w e ro fd r i v i n gs y s t e ma n dt h em o d e ln u m b e ro fe l e c t r i cm o t o r w a sd e t e r m i n e d t h e r e b yg a i n i n gt h em o t i o np a r a m e t e ra n dt h ed y n a m i c p a r a m e t e ro fd r i v i n gs y s t e m b a s e do nt h a tt h ep h y s i c a ld i m e n s i o no f t h ed r i v e rg e a ra n dt h et r a n s m i s s i o ns h a f tw a sp r i m a r i l yd e s i g n e d 。a n d t h eb e a r i n gd e s i g n a t i o nw a sd e t e r m i n e d t h es t r u c t u r a ls t y l et h a tt h e h o l l o ws h a f tw a si n s t a l l e da tt h ei n n e rs i d eo ft h eg e a r b o xw a su s e d i nt h i sp a p e r t h em o t i o na n l y s i sa n dt h er i g i d i t ya n l y s i so ft h eh o l l o w s h a f tw a sd o n e i na d d i t i o n ，c r o w nw h e e ld r a wb a i lw a sa d o p t e di nt h i s d r i v i n gs y s t e m i to f f e r sas o l u t i o nt ot h ep r o b l e r o so fh i g hs p e e db o g i e ， s u c ha st h eh i g hr o t a t i v ev e l o c i t yo fh o l l o ws h a f tw h i c he n d u r el a r g e d r i v i n gm o m e n ta n dl a r g eb r a k em o m e n tw i t hs m a l ls p a c ef o rd r a wb a i l a tt h es a m et i m e t h ek e yt e c h n i co ft h ed r i v i n gs y s t e mw a ss t u d i e d i nt h i sp a p e r t h ef e ms o f t w a r ea n s y sw a su s e dt op r o c e e da n a l y t i c a l s t u d yo nt o o t hc o n t a c ts t r e n g t h ，t o o t hf l e x u r a ls t r e n g t h ，m e c h a n i c a l s t r e n g t ho fh o l l o ws h a f t i n ga n db e a r i n gf i t t i n ga l l o w a n c e t h eb e a r i n g a r r a n g e m e n tm a n n e ro fd r i v eg e a rs h a f t o nl o c o m o t i v em o t o rw a ss t u d i e d i t si n f l u e n c eo nb e a r i n g1 i f ea n dg e a rm e s hw a sa n a l y s e df r o m 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 ll 页 q u a n t i f i c a t i o n a la s p e c t d i s c u s st h ee f f e c to fl o a dd i s t r i b u t i o no n c o n t a c ts t a t eo ft h ec r o w nw h e e l t h em o d a la n a l y s i so ft h ed r i v i n g s y s t e mw a sd o n eb yu s i n gr i g i d - b o d yd y n a m i c ss o f t w a r es i m p a c k k e y w o r d s ：l o c o m o t i v e ：d r i v i n gs y s t e m ； c r o w nw h e e l ： b e a r i n g a r r a n g e m e n t ：c o n t a c ta n a l y s i s ：m o d e ls h a p e s ： 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 页 第1 章绪论 1 1 前言 为了提高铁路客运的经济和社会效益，长期以来世界各国一直把提高客运 列车速度作为首选手段。国际上早在5 0 年前就已把客运列车速度提高到 2 0 0 k m h 以上。目前，2 0 0 k m h 的旅客列车在世界铁路占有相当大的比重。 我国人口多，运量大，列车提速势在必行。从1 9 9 7 年开始，我国铁路进行 了5 次大提速，在部分主要干线上的客运列车速度已经提高到了1 6 0 k m h ，担 当牵引任务的机车最高设计速度基本上都是1 7 0 k n 油左右。按照我国铁路发展 的“十五”规划，在部分主要干线上的客运列车速度将再次提高，近期目标是 2 0 0 k m h 。根据我国中长期铁路网规划发展目标，到2 0 2 0 年全国铁路运营 里程将达到1 0 万公里，主要繁忙干线实现客货分线，客运将建立省会城市及大 中城市之间的快速客运通道，规划建设“四纵四横”快速客运通道和三个城际 客运系统。建设客运专线1 2 万公里以上，客运速度目标值达到2 0 0 k m h 以上。 旅客列车速度的提高是以提高机车车辆牵引功率和牵引能力为前提的。随 着列车速度的提高，列车牵引功率与列车速度的三次方呈正比增加。作为列车 牵引动力的机车，在增大机车功率的同时，必须改善机车转向架的动力学性能 和提高机车制动能力。而驱动装置( 亦称牵引传动装置) 作为转向架的重要部 件，决定着转向架的运行性能和牵引性能。因此高速列车驱动技术是高速列车 转向架首先须解决的问题。 驱动系统为适应机车动车的需要而向高速、大功率发展成为必然趋势。在 我国机车车辆企业自主开发新机型的兴旺时期，在研制高速机车的带动下，也 开发了一些2 0 0 k m h 等级的大功率交流传动机车，如株洲电力机车厂的d j 2 型 ( “奥星”号) 机车、大同机车厂的“天梭”号机车、戚墅堰机车车辆厂的d f l l a j 型机车等。但上述机车的驱动技术基本仍采用传统的轮对空心轴驱动系统模式， 不能适应2 0 0 k m h 高速交流机车的需要。要发展我国2 0 0 k m h 等级机车，针对 机车转向架的驱动、制动装置，有必要通过仔细分析国内外应用成熟的转向架 驱动装置，结合我国的工业基础，选择适合我国使用条件的驱动装置。在对其 消化吸收的基础上，从结构设计、参数优化、动力学性能分析三个方面出发进 行创新性研究。这是目前我国开发高速转向架驱动装置、缩小与国际先进水平 差距的有效途径。 西南交通大学硕士研究生学位论文第2 页 该项研究意义在于，为我国开发2 0 0 k m h 等级的高速客运机车和大功率快 货机车的转向架研制铺平道路，为我国转向架研制开发第二代轮对空心轴驱动 系统奠定基础，缩短与国外同类产品的差距。 1 2 国内外机车驱动装置发展历史及现状1 2 1 机车驱动系统装置的历史不太长，只不过8 0 年左右，但是它随着机车动车 科学技术的发展而获得了迅速的发展。二十世纪初，先在美国后在法国的城市 市区电车上，应用了最原始的牵引传动装置一直接式传动装置，即没有传动机 构，而将牵引电动机的电枢直接装在电车的动轴上的一种传动装置。这种传动 方式有一系列严重的缺点，没有得到广泛应用。几乎是在同一时期，由美国工 程师j s p r a g u e 于十九世纪八、九十年代设计试制成功的轴支承式牵引电动机传 动装置( 又称鼻式或电车式牵引电动机传动装置) ，在干线机车上得到广泛的应 用。随着机车动车功率的增大和运行速度的不断提高，传动装置有了新的发展。 二十世纪五十年代是传动装置创新的高潮时期，各国相继设计试验了许多种传 动形式。架支承式和弹性轴支承式传动装置先后试验成功。传动装置的各个构 件及其组合方式亦日趋完善和合理。 自二十世纪六十年代中期以来，机车动车的运行速度大幅度提高，干线货 运机车的结构速度为1 2 0 1 6 0 k m h ，干线客运机车的结构速度为1 6 0 2 5 0 k m h ( 内燃机车最高运行速度为1 8 0 k m h ) ，高速动车的结构速度为2 0 0 2 6 0 k m h ， 个别型号动车已达3 0 0 k m h 。为满足高速运行的经济指标，机车动车的功率也 不断增大。三相感应电机在机车上的应用获得成功，使每台牵引电动机的功率 由7 0 0 8 0 0 k w 增大到1 2 0 0 1 4 0 0 k w ( 例如联邦德国的e 1 2 0 型电力机车，其牵 引电动机的小时功率达1 4 0 0 k w ) 。单电机转向架问世后，组合传动的牵引电动 机，其功率就更大了，如法国c c 2 1 0 0 0 型电力机车，其牵引电动机的小时功率 达3 0 0 0 k w 。可见，传动装置为适应机车动车的需要而向高速、大功率发展成为 必然的趋势。然而，各国的发展是不同的，差距也较大。下面介绍一些主要国 家的情况： 法国：法国是机车动车，特别是电力机车和电动车组较发达的国家之一。 二十世纪四十年代以前，由于机车的结构速度不高( 1 0 5 1 1 5 k m h ) ，牵引电动 机采用轴支承式悬挂，传动装置采用刚性或弹性齿轮传动方式，几乎有半个世 纪之久。四十年代末期，在动车组z 5 1 0 0 上进行了架支承式和轴支承式牵引电 动机传动装置的对比试验。试验结果表明，架支承式牵引传动装置具有许多的 西南交通大学硕士研究生学位论文第3 页 优点。自此，新造机车动车逐渐改为采用架支承式电动机传动装置。1 9 4 9 年制 造了第一批结构速度为1 6 0 2 0 0 k m h 的c c 7 0 0 0 型电力机车，采用架支承式 a l s t h o m 传动装置。综观法国机车，其所采用的架支承式传动装置有两种基型： a l s t h o m 传动装置和j a c q u e r n i n 传动装置。六十年代中期以前，前者应用较为广 泛。机车的轴功率一般在8 0 0 k w 以内。随着机车功率的不断提高，加之a l s t h o m 传动装置在动力学性能方面存在着严重的不足之处，在六十年代中期以后， j a c q u e m i n 传动装置逐渐取代a l s t h o m 传动装置而成为更广泛采用的传动方式。 其机车轴功率达1 0 0 0 k w 以上，如b b 7 2 0 0 和b b 2 2 2 0 0 系列电力机车为 1 1 0 5 k w 。大致可以说，机车轴功率8 0 0 k w 是应用这两种传动装置的分界线。 1 9 5 8 年单电机转向架问世，它首先被应用在法国和瑞士联合设计制造的 b b 2 0 1 0 3 4 型电力机车和法国b b l 6 5 0 0 系列电力机车上。前者采用了j a c q u e m i n 传动装置，而后者采用了a l s t h o m 传动装置。单电机转向架为组合传动，各轴 间采用齿轮耦合。单电机转向架的应用日渐增多，法国在这方面积累了很多经 验，有较高的技术水平。 七十年代后期，最高速度达2 6 0 k m h 的t - g v 电动车组试制成功。该车采用 “t d p o d ”传动装置，有较高的技术水平。试验时最高速度达到3 8 0 k m h ，为世 界铁路上目前最高的运行速度。 联邦德国：联邦德国在机车动车方面也是发展较早较快的国家之一。在二 十世纪前半个世纪内，大多数机车采用连杆式组合传动和弹性主动齿轮结构以 及轴支承式牵引电动机传动装置。机车的最高速度为9 0 k m h 。五十年代初期， 机车结构速度逐渐提高到1 3 0 - 1 5 0 k m h ，开始进行新结构传动装置的尝试。在 e 4 4 0 3 8 机车上进行了轴支承式和弹性轴支承式传动装置的比较试验。同时，试 制五台e 1 0 系列电力机车，分别装有四种传动装置：架支承式a l s t h o m 传动装 置、架支承式电机空心轴圆盘式弹性万向联轴节的b b c 传动装置、扇形橡皮块 弹性轴支承式的s i e m e n s 传动装置和电机空心轴十字形钢片弹性万向联轴节的 s e c h e r o n 传动装置。根据试验结果，决定自1 9 5 6 年起在批量生产的主型电力机 车( e 1 0 、e 4 0 、e 4 1 和e s 0 等系列) 上采用弹性轴支承式的s i e m e n s 传动装置。 进入六十年代后，机车运行速度进而提高到1 6 0 k m h 、轴功率增至1 0 9 0 k w 。于 1 9 6 2 1 9 6 5 年间制造了两台最高速度达2 0 0 k m h 的e 1 0 2 9 9 和e 1 0 3 0 0 电力机车。 它们分别采用h e n s c h e l - - a l s t h o m 传动装置和b b c - - s i e m e n s 传动装置。1 9 6 5 年，在这两台车试验的基础上又造了五台c o c o e 0 3 电力机车，轴功率最大达 1 5 0 8 k w ，最高速度仍为2 0 0 k m h 。对上述两种传动装置作进一步考验。试验最 西南交通大学硕士研究生学位论文第4 页 高速度达2 5 6 k m h 。试验对b b c - - s i c m e n s 传动装置得出了肯定的结论。并在批 量生产机车上采用。1 9 7 9 年试制的e 1 2 0 电力机车也采用了相类似的传动装置， 区别仅在于扇形橡皮块改用六连杆机构。 到目前为止，联邦德国仅应用s i c m c n s 和b b c - - s i e m e n s 两种传动装置。 机车最高速度在1 6 0 k m h 以内者采用弹性轴支承式的s i e m e n s 传动装置；大于 此速度的机车则采用b b c - - s i e m c n s 传动装置。 日本：二十世纪二十年代到五十年代中期，机车速度一般都在9 0 k m h 以下。 机车全部采用轴支承式牵引电动机传动装置。并曾先后用过片簧式和圆簧式以 及近年来广泛采用的橡皮弹性元件的弹性从动齿轮。五十年代中期，日本国铁 开始研究架支承式传动装置。1 9 5 7 年制造出了第一台装有o d 2 型架支承式牵引 电动机和空心轴传动装置的e d 7 0 型电力机车。此后，在五年多的时间内共造 了1 2 3 台装有这种传动装置的七种型号的机车。这些机车在实际运行中出现了 极为严重的缺点：由于齿轮箱同大气连通，砂尘侵入，混入润滑油中使齿轮轮 齿磨耗异常，轴系产生激振，引起各部尤其是牵引电动机频繁发生故障。更主 要的是这种结构的传动装置，其固振频率同机车常用速度( 4 0 5 5 k m h ) 下的 迫振频率极为接近，引起共振。这是无法补救的致命弱点。因此，自1 9 6 2 年起 停止应用这种q d 2 型传动装置，仍采用轴支承式牵引电动机传动装置。与此同 时，转向研究和试制数种形式的传动装置，如e d 7 1 4 5 型机车、e f 6 6 型机车装 有弹性轴支承式传动装置、原来装q d 2 型传动装置的e d 7 1 机车之一改装q d l l 型传动装置( 同a l s t h o m 传动装置相似) 、e f 8 0 型机车装了q d 9 型传动装置( 同 j a c q u e m i n 传动装置相似) 、还有两种型式的单电机转向架机车( e f 3 0 和e f 8 0 ) 等，欲对这些传动装置作长期实际运用考验后择优选用。据近年来试用结果， 有采用弹性轴支承式传动装置的趋向。七十年代初，东海道新干线的电动车组 采用了平行力灿少y 式传动装置，试运速度达2 8 6 k m h ，为动车的传动装置提供 了样机。 瑞典：目前，各国采用的电机空心轴传动装置中以瑞典的a s e a 传动装置为 典型。他们始终在这种传动装置上研究试验和改进，因此有较高的水平。1 9 5 5 年生产第一台r 型电力机车以来，这种传动装置所传递的轴功率已由6 6 2 k w 提 高到超过1 0 0 0 k w ，机车的结构速度提高为1 6 0 k m h 。近年来，采用这种形式传 动装置的国家日益增多。 捷克斯洛伐克：捷克斯洛伐克唯一生产机车的专业工厂为k o d a 工厂，在其 早期制造的客运机车上主要采用s $ c h e r o n 传动装置。随着客运量的增加、列车 西南交通大学硕士研究生学位论文第5 页 重量的增大和技术运行速度的提高，要求设计制造大功率高速电力机车。在 s 6 c h e r o n 传动装置的制造和运用经验基础上该厂设计研制了s k d 电机空心轴万 向节传动装置。迄今为止约有1 0 0 0 0 台这种结构的牵引电动机在运用。运用情 况表明，s i ( d 传动装置具有相当高的可靠性。 随着大功率交流传动技术的快速发展，现代电力机车的牵引电机，向着高 转速、大扭矩、大功率的方向发展。紧凑的大功率异步交流电机，可使机车牵 引电机的比功率( 单位质量的功率) 较直流电机提高3 倍左右，从而实现机车 大功率牵引。牵引电机的高转速、大功率、大转矩致使电机驱动端的轴承和齿 轮承受较大的载荷。电机主动齿轮悬臂布置的传统结构( 简称悬臂结构) 方式， 由于杠杆比放大作用，使其驱动端轴承和齿轮的工作状况更加恶劣。为改善其 受力状况，先进的大功率交流驱动系统采取两种改进结构，一种将电机驱动端 轴承移到主动齿轮的外端( 简称外端结构) ，另一种是在主动齿轮两端对称布置 轴承，并采用弹性联轴器传递扭矩( 简称两端结构) 。德国西门子的1 0 1 6 、1 1 1 6 机车驱动系统采用了外端结构、而1 8 9 型机车则采用了两端结构。两种改进结 构均获得良好的效果。 1 3 论文的主要研究内容 本文将着重研究解决以下问题： 1 ) 驱动系统的总体设计 2 ) 传动齿轮的结构及性能分析 3 ) 传动轴和轴承分析 4 ) 六连杆空心轴的结构及性能分析 5 ) 端齿盘的结构及性能分析 西南交通大学硕士研究生学位论文第6 页 第2 章驱动系统的总体设计 2 1 驱动系统方案选择 2 1 1 驱动装置的设计原则 驱动装置既要确保牵引电动机的输出功率可靠地传递给轮对，同时又要隔 离轮轨冲击对电动机的影响。作为转向架的重要部件，驱动装置决定着转向架 的运行性能和牵引性能。对一台理想驱动装置的要求有以下几个方面c 2 , 3 ，： 1 ) 驱动装置应具有旋转弹性。 机车起动时，特别是重载启动时，牵引电动机受有相当大的启动电流，牵 引电动机所发挥的旋转力矩存在着较强烈的脉冲，这会引起整个系统发生振动。 在采用刚性轴支承式传动装置的机车上，它们直接传至轮对。轮对出现滑动现 象，影响粘着利用，机车牵引力不能得到充分发挥。架承式驱动装置常采用具 有一定弹性的联轴器，将电机和轮对连接起来。具有旋转弹性的驱动装置，由 于弹性元件吸收振动而使粘着利用获得改善，机车牵引力也将有所提高。 2 ) 不约束轮对的垂向运动，即对一系弹簧垂向弹性的影响应尽量小。 轮对通过一系弹簧悬挂装置和轴箱定位活节连接装置同转向架构架呈弹性 连接。作用在轮对上的各种力都经过这些装置直接传递给转向架构架。假如驱 动装置对轴箱弹簧有垂向内阻力存在，那么，作用在轮对上的各种力，有一部 分将按驱动装置和一系弹簧悬挂装置两者弹性常数的比例关系由驱动装置传 递。换句话说，就是驱动装置参与了一系弹簧悬挂装置的作用。而后者不再以 原设计参数工作。因此，驱动装置与转向架构架的垂向弹性连接刚度应足够的 小，以不影响一系悬挂装置的垂向工作状态为原则。若是驱动装置对垂向弹性 有较大影响时，则必须减小一系弹簧悬挂装置弹簧的弹性常数，以保证总的弹 性常数。 3 ) 不约束轮对的横向运动，即对轮对的横向弹性不发生影响或影响尽量地 ，j 、。 机车动车在线路上运行时，轮对上作用有横向力和横向冲击。为了缓和和 减小这冲击和作用力，轮对和构架之间的连接装置应具有一定的横向弹性。假 如驱动装置对轮对的横向运动有内阻力存在，那么，作用在轮对上的各横向力， 有一部分将按它们之间弹性常数的比例关系由驱动装置传递。而后者本身也承 受这些附加的横向力。所以，在设计驱动装置时，应当考虑到轮对的定位、导 西南交通大学硕士研究生学位论文第7 页 向和弹性都仅只由轴箱弹簧装置和轴箱定位活节连接装置来保证。而驱动装置 尽量不影响或者尽可能小地影响轮对的横向运动。 4 ) 不约束轮对的角位移，即对轮对相对构架的侧滚和摇头运动不发生影响 或影响尽量地小。 轴支承式牵引驱动装置的电机常利用滚动或滑动轴承，两点支撑在车轴上， 一点悬挂在构架上。当轮对相对构架产生角位移运动时，电机悬挂装置仅应平 衡驱动力矩，而不应约束轮对的角位移运动。 架承式牵引驱动装置的电机常三点刚性或弹性安装在构架上，电机与轮对 问通过联轴器连接，传递驱动力矩。由于联轴器的万向作用，可将电机的驱动 力矩有效地传递给轮对，而不对轮对产生角位移约束。 驱动装置中，影响轮对的角位移的元件是电机悬挂装置或联轴器，因此， 其结构和弹性参数设计，需考虑有效地驱动轮对，而尽量小地影响轮对相对构 架的角位移。若设计不当，将会使轮对的跳动激扰直接传递给构架，影响转向 架的性能。 5 ) 除轮对外，其他零部件应尽可能都是簧承质量。 机车的非簧承质量越大，机车通过钢轨接头和道岔时所引起的垂直加速度 和垂直冲击就越大。这种冲击力随机车运行速度的提高而急剧增大。高速机车 特别希望非簧承质量尽可能地小，以减小轮对的动力作用及其所引起的轴重变 化和改善牵引力的传递。 6 ) 传动元件在发生持续或断续轴位移时不引起外部惯性力，即不发生不平 衡的作用力。 机车的轴重，是在机车组装和调试完毕后逐个称出的，并经调整轴箱弹簧 达到基本均衡。由于转向架构架、车轴活节式连接装置和电机机座等制造误差、 轴箱弹簧调整的误差及其位置变化等原因，在机车运行过程中轴位移实际上是 连续发生的。 在关节驱动装置中，由于车轴位移而造成的均衡元件偏心( 该元件回转速 度变化的频率为动轴转数的两倍) ，会产生不平衡力。不平衡力的大小与关节驱 动装置的结构有关。关节驱动装置双边布置时，两边都有相应的轴位移，彼此 总是保持持续平衡。关节驱动装置布置在两边并靠近车轮时，还存在着动态不 平衡( 其值与关节驱动装置间的距离有关) 。这种不平衡无法平衡。 7 ) 传动元件在发生持续或断续轴位移时，不引起内部惯性力。 轮对每转一圈都会引起连杆和平衡元件发生运动而产生附加的内部惯性 西南交通大学硕士研究生学位论文第8 页 力。若轮对短时加速度达2 0 9 左右，则短时轴位移所产生的不平衡力和内部惯 性力将达到极高的瞬时值。因为不平衡力和内部惯性力同机车运行速度的平方 成正比地增长，所以很快就会达到临界状态。采用具有不平衡力和惯性力的传 动装置不仅在振动和运行技术方面，而且在应力和结构方面都将造成很大的困 难。不平衡力和内部惯性力的关系对各种连杆传动装置是不同的，只能作一个 总的评论：一般在轴位移相同时，不平衡力较小者，其内部惯性力就较大。 8 ) 驱动装置应当不易磨损及无须维护。 9 ) 驱动装置应允许轮对有足够的横动量。 为使机车动车，特别是三轴转向架的机车通过曲线时不致产生过大的导向 力和构架力。中间轮对有一定的横向移动一横动量，使其能在此范围内自由摆 动。因此，要求驱动装置对此横向位移不产生内阻力，或者尽量减小其影响。 2 1 2 驱动系统的方案确定 交流传动技术是当今世界铁路牵引动力的发展方向，因为它有着许多显著 的优越性，现代2 0 0 k m h 速度的机车已普遍采用交流传动技术。交流电动机由 于没有了换向器和碳刷装置的转速限制，可能使交流电机具有较高的转速，现 在国外的机车交流电动机转速都在4 0 0 0 r r a i n 以上。由于转速的提高，电机重量 可降低，体积可减小。转向架上交流电动机的应用，给转向架的设计采用先进 技术和新结构提供难得的机遇和可能。以期充分发挥出交流电动机具有的大功 率、高转速、低重量、小体积的特点。 机车采用异步交流电机之后，牵引电机的质量、体积和工作条件都有所改 善。因此，2 0 0 k m h 等级机车转向架采用结构简单，成本较低的电机架悬方式 较为适宜。目前国内外典型的架悬式转向架驱动系统有以下几种h l ： 幻具有车轮盘形制动结构的原轮对空心轴式架悬六连杆驱动装置，其示意 图如图2 _ 1 所示。这种驱动装置的变速齿轮箱的输出大齿轮通过弹性六连杆联 轴节与空心轴相联，空心轴的另一端又通过另一组弹性六连杆联轴节驱动轮对 的一侧车轮，驱动力矩通过车轴传给另一侧车轮。该机构同时采用双侧轮盘制 动，即在车轮辐板的内外两侧上安装制动盘。采用这种驱动装置的有：株洲电 力机车有限公司研制的k t _ a a 型机车；1 9 9 9 年中国南车集团株洲电力机车厂研 制的d j 型2 0 0 k m h 交流传动电力机车的转向架；中国北车集团大同电力机车有 限责任公司试制的2 0 0 k m h 交流传动“天梭”号电力机车转向架。 该驱动装置的优点是结构简单，装配容易；其缺点是：没有充分利用交 流电机可实现高转速的特性，降低电机单位功率的重量、提高电机单位体积的 西南交通大学硕士研究生学位论文第9 页 功率。交流电机输出端轴承仍设置在电机上，小齿轮仍呈悬臂结构，不利于 电机轴承和牵引齿轮的运用。传动齿轮箱仍为齿轮罩结构。制动盘属簧下 重量。轮对横动对闸片间隙有一定影响。对于小轮径的内燃机车，制动盘 宽度太窄，散热会有问题。主动车轮的辐板要传递牵引扭矩和制动扭矩，辐 板受力工况恶劣。 图2 - 1 车轮盘形制动结构的原轮对空心轴 式架悬六连杆驱动装置的示意图 图2 2 车轮盘形制动结构的轮对空心轴 式架悬四连杆驱动装置的示意图 b 1 具有车轮盘形制动结构的轮对空心轴式架悬四连杆驱动装置，其示意图 如图2 2 所示。这种驱动装置是将原来与车轮辐板联结的连杆机构改变成与轴 身相联结。为此，空心轴就相应要缩短一些；为了不使中心距过大，还缩小了 连杆机构的圆周直径，并将六连杆机构改成了加强型的四连杆机构。这样就使 原主动车轮辐板与从动车轮一样没有任何驱动联结件，能很自由地在车轮辐板 两侧设置制动盘，比较好地实现了车轮盘形制动。法国a l s t h o m 公司为法国 铁路( s r c f ) 生产的b b 3 6 0 0 0 型电力机车的动力转向架即采用的这种类型的驱动 制动装置。 该驱动装置的特点是：交流电动机输出端轴承设置在传动齿轮箱内。 采用承载式传动齿轮箱，同时还可替代原空心轴套，能减轻转向架上可观的簧 间重量。空心轴的驱动轴承外圈固定在传动齿轮箱上，内圈旋转。轮对横 动对闸片间隙有一定影响。制动盘属簧下重量，与轴身相联的连杆机构也是 属簧下重量，故这套装置簧下重量增加较多。要将六连杆机构变形设计成加 强型的四连杆机构，连杆机构设计改动较大。 c ) 具有制动轴盘形制动结构的轮对空心轴式架悬六连杆驱动装置，其示意 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 0 页 图如图2 - 3 所示。这种驱动装置是在原六连杆机构不作大改动的情况下，通过 在电动机轴中心线对称的另一侧设置一根平行于轮对轴中心线并装有制动盘的 制动轴来实现盘形制动。制动轴通过齿轮与驱动齿轮啮合，制动力直接作用在 驱动齿轮上，再经过空心轴传至车轮。这是德国s i e m e n s 公司为1 0 1 6 型电力机 车设计二轴转向架所采用的机构。 图2 3 制动轴盘形制动结构的轮对空心轴 式架悬六连杆驱动装置示意图 图2 - 4 空心轴盘形制动结构的轮对空心 轴式架悬六连杆驱动装置示意图 该驱动装置的特点是：交流电机输出端轴承设置在传动齿轮箱内。采 用承载式传动齿轮箱，同时还替代原空心轴套，能减轻转向架上可观的簧间重 量。传动齿轮箱在小齿轮与大齿轮啮合处的垂直面通过垂直安装法兰面( 垂直 向分箱面) 联结构成完整的传动齿轮箱。大齿轮的驱动轴承也是外圈固定安装 在传动齿轮箱上，内圈旋转。六连杆机构可在原来基础上不作大的设计改变。 制动轴及其上面的制动盘，制动横梁上的制动缸、夹钳、闸片等都属簧上重 量，机车簧下重量并没有增加。轮对横动对闸片间隙没有影响，闸片与制动 盘的几何位置恒定不变，不会造成闸片与制动盘的不均匀磨损。制动轴两端 均设有联轴节，更换有制动盘的制动轴非常方便，可在地沟中进行，不必拆卸 传动装置和轮对，这是这套驱动装置最突出的优越性。交流电机承载式传 动齿轮箱一六连杆空心轴传动一制动轴一制动梁及其支架构成封闭的电机驱动 制动单元，它分别用三点自由地吊挂在转向架的横梁和端梁上，形成弹性架悬 ( 即横向呈弹性联系) 结构。电机驱动制动单元上设置了横向减振器，以衰减单元 的横向振动。该制动机构的制动力矩通过制动轴齿轮作用于驱动齿轮，无疑 会增加齿轮的负荷。另外一套较庞大的制动机构也会增加转向架的质量。 西南交通大学硕士研究生学位论文第”页 这种结构型式的驱动装置是西门子等公司联合开发，经实际运用考验已代 替踏面和轮盘制动的一种成熟的新型结构。已在1 0 1 6 1 1 1 6 等系列机车上得到广 泛应用。它比较适用于我国速度2 0 0 k m h 电力机车的二轴转向架。 m 具有空心轴盘形制动结构的轮对空心轴式架悬六连杆驱动装置，其示意 图如图2 - 4 所示。这种驱动装置简单来说就是将电机与轮对的中心距拉开一点， 以便在空心轴上能设置制动盘，而六连杆传动机构基本上不作大的设计改变。 采用这种机构的有原a d t r a n z 公司为意大利国家铁路公司设计制造的e 4 6 4 型电 力机车转向架。这种结构型式的驱动装置自1 9 9 4 年以来至少已有1 2 0 0 多套在 国外各型机车上得到应用。该驱动装置的特点是： 1 ) 齿轮传动为两级降速，可实现大传动比。在同样的牵引力和速度条件下， 可充分利用交流电机高转速，小体积的特点。 2 ) 可实现模块化设计。可以通过改变中间齿轮轴的位置及其轴上齿轮的参 数来实现变传动比传动。 3 ) 电机输出端轴承设置在传动齿轮箱内，改善了电机输出端轴承的受力， 提高了轴承寿命。消除了它对交流电机设计的制约。 4 ) 由于交流电机输出端轴承外移到传动齿轮箱内，使得传统结构中不承受 支反力的齿轮罩成为承载的传动齿轮箱。它用螺栓与电机联结成一体，将齿轮 箱上的支反力通过联结螺栓、电机机座传递到悬挂点上。由于传动齿轮箱现在 是一个承载部件，在传统结构中与电机联结成一体的空心轴套上的大齿轮和驱 动轴承也设置到齿轮箱内去。承载式传动齿轮箱在支承电机转轴和小齿轮的同 时，还用来支承大齿轮和驱动轴承。采用承载式传动齿轮箱后，能省去传统结 构中的空心轴套，使轮对空心轴式电机架悬驱动装置结构更简单合理，同时， 还能大大减轻转向架上的簧间重量。与此同时，还将驱动轴承外圈设计成固定 在传动齿轮箱上，使轴承内圈与大齿轮配合旋转。又由于取消了空心轴套，由 大齿轮到六连杆机构的传递由传统结构中的在齿轮罩外侧改成设置在齿轮箱内 侧，传递扭矩的空心轴不用穿过齿轮箱，空心轴就比传统结构中的要短，空心 轴两端的六连杆机构接近性比传统结构中更好了，橡胶球关节的检查更换也更 方便了。 5 ) 采用轴盘制动，其优越性体现在：制动盘属簧上重量，制动横梁上的 制动缸、夹钳、闸片等都属簧上重量，机车簧下重量并没有增加。制动盘闸 片与制动盘是平面接触( 传统的踏面制动中，闸瓦与踏面不是平面接触) 。闸 片与制动盘接触面状态稳定，摩擦系数变化小。闸片和制动盘的材料主要从 西南交通大学硕士研究生学位论文第12 页 提高制动性能来研究确定，并可实现良好的匹配。制动盘的散热条件和环境 大大优于踏面制动。轴盘制动的制动盘安装在传递转矩的空心轴轴身，因此制 动盘直径受限，从而使制动力矩受到一定限制。轮对横动对闸片间隙的影响比 轮盘制动的要小的多。 6 ) 交流电机一承载式传动齿轮箱一六连杆空心轴传动一制动横梁构成电机 驱动制动单元。它用三点自由地吊挂在转向架的横梁和端梁上，形成弹性架悬 ( 即横向呈弹性联系) 结构。电机驱动制动单元上还设置了横向减振器，以衰减单 元的横向振动1 3 1 。 通过国内外应用成熟的转向架驱动装置分析比较，结合我国的工业基础， 选用e 4 6 4 型电力机车驱动装置作为参考来设计我国2 0 0 k m h 机车驱动系统。驱 动装置结构方案见附图。 2 2 机车所需功率的分析 由于我国人口众多，地域广阔，为满足日益增长的旅客运输的需要，维持 现有1 8 2 0 辆客车编组是合理的，这样可以充分利用现有站台的长度，达到大 运量的目的。因此，后面的计算是按1 8 2 0 辆客车编组进行的。 2 2 1 机车功率确定的原则嘲 客运机车的功率可按列车平直道上以最大速度运行时所需的功率来确定， 机车功率由下式计算： ：一f v 3 6 ( 2 1 ) 式中：肌一机车功率( k w ) ； ，一机车牵引力( k n ) ； v 一机车( 或列车) 最大速度( a n i h ) 。 2 2 2 列车剩余加速度的选择和后备功率的确定嘲 机车在牵引列车时，机车的牵引力除克服列车的阻力外，还必须有一定的 加速力，即剩余加速度。列车剩余加速度的选择，受到最高运行速度、牵引功 率和牵引质量的制约。当牵引质量和最高运行速度定时，主要受牵引功率的 制约。我国9 8 年颁布的列车牵引计算规程规定速度1 6 0 k m h 等级旅客列车 的列车剩余加速度为0 0 2 m l s 2 。经我国旅客列车的多年运营经验来看，该值偏 小，不能满足我国2 0 0 k m h 的提速要求。欧洲铁路2 0 0 1 0 n h 等级以上快速列车 的剩余加速度为0 0 5 0 1 m s 2 。按我国客运牵引1 8 2 0 节客车的要求，其剩 余加速度上限将使机车的制造陷入困境。文献1 6 l 对我国铁路运输状况分析研 西南交通大学硕士研究生学位论文第13 页 究后，推荐我国1 2 0 2 0 0 k m h 列车的剩余加速度为：0 0 3 0 0 5 m s 2 。除上 述因素外，还应考虑列车运行速度为1 1 v 一时，仍须具有一定的剩余加速度， 以保证列车具有足够的牵引能力，也为列车验收试验提供必要的功率储备。 用于剩余加速度的后备功率为： a n k a x ( p + g ) x ( 1 + r ) x v 一3 6 ( 2 2 ) 式中：蚍一后备功率( k w ) ； 口一剩余加速度( m s 2 ) ； p 一机车质量( t ) ； g 一客车质量( t ) ； y 一回转质量系数； 机车( 或列车) 的最高速度( k m h ) 。 2 2 3 列车运行阻力和所需功率 列车运行阻力主要由机车、客车车辆的基本阻力和附加阻力( 坡道、曲线 和隧道) 构成。功率分析中，假定列车在平直线高速运行，不考虑附加阻力的 影响。机车借用d j 型电力机车运行阻力公式，客车借用2 5 k 型单层客车运行 阻力公式并将速度延伸至2 0 0 o n h 。 机车运行单位基本阻力t 7 3 ： - 2 0 8 + 0 0 0 7 3 v + 0 0 0 0 1 9 5 v 2 ( s d r ) ( 2 - - 3 ) 客车运行单位基本阻力m ： w 0 1 6 1 + 0 0 0 4 v + 0 0 0 0 1 8 7 v 2 ( g n ) ( 2 4 ) 列车运行单位基本阻力： w 0 - 茅( ( 2 - 5 ) 式中：以一机车运行单位基本阻力( n k 3 t ) ； 以一客车运行单位基本阻力( n k n ) ： 一列车运行单位基本阻力( n k n ) ； 西南交通大学硕士研究生学位论文第14 页 克服阻力所需功率： n - ( p + g ) x w ox g v 。x 1 0 4 ( k w ) ( 2 - - 6 ) 式中：一克服阻力所需功率( k w ) ： 量一重力加速度( m s 2 ) 。 2 2 4 列车牵引功率 目前2 0 0 k i n h 等级的机车有：单节2 c o 机车( 简称6 轴机车) 和两节2 1 3 0 机车重联( 简称8 轴机车) 。故列车牵引计算的基本条件选为：6 轴机车质量1 2 6 t ； 8 轴机车质量1 6 8 t ：1 8 节客车质量9 9 0 t ；2 0 节客车质量1 1 0 0 t ；车轮轮径( 半 磨耗) 1 2 1 m ；列车回转系数y o 0 6 。 列车运行所需功率： 。_ 垡2 塑竖基蛆坠塑二皇型似w ) ( 2 7 ) “ 3 6 牵引功率计算结果见表2 1 。 表2 1 牵引9 9 0 吨1 1 0 0 吨列车所需的机车功率 速度2 0 0 k m h 所需的机车功率( k w ) 速度 2 2 0 k m h 所需的 机车功率( k w ) 剩余加0 0 3 ( m l s 2 ) 0 0 4 ( m s 2 ) 0 0 5 ( m s 2 )o 0 2 ( m s 2 ) 速度 6 轴机车8 0 8 6 6 4 8 8 7 3 6 9 8 7 4 3 8 6 9 5 9 5 6 79 4 0 0 8 6 1 0 3 1 7 6 5 9 3 2 0 8 ，1 0 1 9 0 6 8 轴机车8 4 2 0 0 1 9 2 0 7 4 79 1 0 1 9 4 9 9 5 4 1 89 7 8 3 8 8 1 0 7 0 0 8 99 6 7 1 6 1 0 5 7 5 2 注：表中斜杠上为牵引9 9 0 吨列车，斜杠下为牵引1 1 0 0