重載機車徑向機構結構參數分析＊

畢 鑫，馬衛華，羅世輝

（西南交通大學 牽引動力國家重點實驗室，四川成都610031）

重載機車大都采用大軸重、長軸距的3軸轉向架結構。而貨運線路上存在大量小半徑曲線，機車通過曲線時引起嚴重的輪軌磨耗和噪聲，影響重載運輸的快速發展［1-2］。為改善大軸距機車的曲線通過性能，國內外科研人員進行了廣泛的研究，主要從線路和機車兩方面出發。我國幅員遼闊，既有線路長，不可能僅依靠大范圍的改建或新修線路來改善輪軌磨耗。因此，最理想的途徑是設計適應我國線路狀況的機車，其中采用徑向轉向架是一種比較可行的方案。徑向轉向架具有減小機車曲線通過時的輪軌沖角、降低機車曲線通過導向力、實現無輪緣貼靠通過曲線和改善機車曲線黏著降低等諸多優點［3-4］。

機車徑向轉向架主要分迫導向式和自導向式兩種［5-6］，其中自導向式運用最多。自導向徑向轉向架雖有多種具體形式，但所有的徑向機構主要有兩種形式，一種是通過徑向機構，使輪對的橫移和搖頭運動相互耦合，相互影響，如瑞士460機車、Re4／4BT和SZU徑向轉向架，這里稱耦合式轉向架；另一種是輪對相對構架的橫移和搖頭運動相互獨立，互不影響，如美國GM公司的HTCR徑向轉向架和我國設計的DF8B機車徑向轉向架，這里稱獨立式轉向架。關于獨立式轉向架的研究已開展較多［7-8］，但是關于耦合式轉向架的研究鮮有介紹。因此，本文以某獨立式徑向轉向架為基礎，如圖1（a）所示，通過改變導向橫梁l的長度，實現輪對橫移和搖頭運動的耦合，如圖1（b）所示。采用多體動力學仿真的方法研究耦合式徑向轉向架結構參數、離心力對耦合式徑向轉向架動力學性能的影響規律。

圖1 徑向機構簡圖

1 徑向轉向架

1.1 徑向轉向架結構特點

機車轉向架需要傳遞牽引力或制動力，因此，與車輛徑向轉向架相比，機車徑向轉向架的特點是其徑向機構要與轉向架構架相連，實現輪對導向功能與牽引力或制動力傳遞功能分離。輪對之間通過徑向機構實現輪對反相搖頭耦合，在提高轉向架穩定性的同時，可以改善機車的小半徑曲線通過能力［4］。對于圖1（a）所示獨立式徑向轉向架，輪對相對構架的橫移和搖頭是相互獨立的。這種結構的優點就是便于輪對各向定位剛度參數的選擇。而對于圖1（b）所示耦合式徑向轉向架，徑向機構組成四邊形機構，輪對的橫移和搖頭運動相互耦合，其中徑向機構前后端的橫梁長度l1和l2可以不同。當機車通過曲線時，轉向架構架在離心力的作用下向曲線外側移動。在徑向機構幾何約束下，構架就會促進輪對向曲線徑向方向移動，減小輪對沖角。機車通過曲線時，轉向架的狀態如圖2所示。

圖2 轉向架曲線通過狀態

1.2 獨立式徑向轉向架曲線通過特點

徑向轉向架相對于傳統轉向架，可以明顯減小導向輪對的沖角，實現中等半徑曲線無輪緣貼靠鋼軌通過曲線。動力學仿真計算和試驗研究［9-10］均發現，徑向轉向架通過曲線時，在同一轉向架內，導向輪對的沖角仍然要大于其他輪對沖角。圖3是裝有圖1（a）所示獨立式徑向轉向架的某機車通過300m半徑曲線時，前轉向架各輪對沖角的時程曲線。從圖中可以看出，輪對1（導向輪對）的沖角遠大于其他兩輪對。為了進一步改善導向輪對的沖角，下面主要分析耦合式徑向轉向架的運動特點。

圖3 輪對沖角

1.3 導向機構力分析

軸箱拉桿傾斜布置受力圖如圖4所示。假定轉向架構架處于線路對中位置，從機構學角度可以看出，輪對的橫移和搖頭運動相互耦合。當輪對在力矩M作用下相對構架發生ψ角的搖頭運動時，軸箱拉桿發生Δθ的偏轉。由于θ角很小，軸箱拉桿A點的各向位移近似滿足如下關系式。

A點各向位移：

作用在軸箱拉桿上的力矩Mt：

作用在輪對上的力F滿足如下關系式：

輪對的搖頭角ψ：

把式（1）、（2）、（4）和（5）代入式（3），根據輪對之間彎曲剛度Kb的定義可得：

式中F為作用于軸箱拉桿的切向力；r為軸箱拉桿的長度；Cx、Cy分別為軸箱處一系的縱向和橫向定位剛度；θ為軸箱拉桿與構架縱向方向的夾角；b為一系定位橫向跨距之半。

可見軸箱拉桿采用傾斜布置以后，輪對搖頭運動與橫移運動相互耦合，對于兩運動相互獨立的情況，輪對的搖頭定位剛度略有增加。

圖4 徑向機構分析

2 動力學模型的建立

采用SIMPACK動力學仿真軟件建立某機車的整車模型，如圖5所示。其中徑向轉向架模型通過改變橫梁長度實現獨立式和耦合式兩種形式。整車動力學模型由1個車體、2個轉向架、6個牽引電機、6條輪對和2套徑向機構，共33個剛體，108個自由度。

為直觀比較兩種徑向轉向架曲線通過性能，軌道上沒有施加軌道不平順激擾。車輪踏面采用JM3磨耗型踏面，軌道為R60軌。模型中考慮了輪軌接觸幾何和蠕滑力、二系橫向止擋剛度以及各減振器阻尼等的非線性特性。

圖5 動力學模型

3 動力學仿真分析

3.1 徑向機構結構參數的影響

機車通過曲線時，輪軌磨耗較直線嚴重，尤其是小半徑曲線。因此，這里以曲線半徑300m為例，研究徑向機構參數（導向橫梁長度）對各動力學指標的影響。曲線設置為：50m直線—120m緩和曲線—200m圓曲線—120m緩和曲線—500m直線。圓曲線超高為120 mm。這里計算了未平衡加速度為0和0.5兩種工況，對應運行速度分別為55.2km／h和70.7km／h。從計算結果看，在兩種運行速度下，導向橫梁變化對各動力學指標的影響規律相同，這里僅給出以平衡速度通過300m半徑曲線的計算結果，如圖6所示。

耦合輪對橫移和搖頭運動的主要目的就是驗證能否在機車通過曲線時利用構架和輪對橫向相對運動，通過導向機構實現減小導向輪對沖角的功能。這里沖角為負值，代表正沖角。從圖6（a）可以看出，導向橫梁1長度增加和導向橫梁2長度減小對前轉向架導向輪對沖角有利。當導向橫梁1增加0.3m，橫梁2保持原長時，導向輪對的沖角從2.42mrad減小為2.17mrad，減小10.3%。如果橫梁2同時也減小0.3m，則沖角能減小15.7%。

導向橫梁長度變化對導向輪對（機車前進方向第1輪對）導向力的影響，計算結果如圖6（b）所示。這里導向力為負值，代表車輪作用于軌道的橫向力指向曲線外側。各導向梁長度變化對導向輪對導向力的影響規律與沖角的變化規律相似。導向橫梁1增長和橫梁2縮短均可減小輪對導向力。當導向橫梁1增長0.3m，橫梁2保持原長時，導向輪對的導向力由29.32kN減小為27.88kN，減小4.9%。如果導向橫梁2也同時減小0.3m，則輪對導向力能減小6.7%。

圖6 導向橫梁變化與各動力學指標的關系

圖6（c）為導向橫梁長度變化導向輪對外側車輪磨耗功的影響。導向橫梁對磨耗功的影響規律與對導向力的影響規律一致。導向橫梁1增長和橫梁2縮短均可減小輪對磨耗功。當導向橫梁1增長0.3m，橫梁2保持原長時，導向輪對外側車輪磨耗功由2 275.85N·m／s減小到2 116.04N·m／s，減小7%。如果導向橫梁2也同時縮短0.3m，則車輪磨耗功能減小10.7%。

各導向橫梁長度變化對導向輪對脫軌系數的影響規律如圖6（d）所示。這里脫軌系數為負值，表示車輪作用于軌道的橫向力指向曲線外側。導向橫梁1長度增長和導向橫梁2長度縮短均可以減小導向輪對的脫軌系數。當導向橫梁1增長0.3m，橫梁2保持原長時，導向輪對外側車輪脫軌系數由0.22減小為0.21，減小4.5%。如果導向橫梁2也同時減小0.3m，則車輪脫軌系數能減小6.9%。

3.2 離心力對導向機構的影響

從上面的計算結果可以看出，改變導向橫梁2的長度相對于導向橫梁1來說，對各動力學指標的影響較小。因此，這里計算僅增長導向橫梁1長度0.3m，而導向橫向梁2保持原長的情況。

為了解離心力對導向機構的影響，計算了機車以不同未平衡離心加速度通過300m半徑曲線的工況，計算結果如圖7所示。圖中同時給出了輪對搖頭和橫移運動相互獨立的徑向機構的計算結果。

離心力對導向輪對沖角的影響如圖7（a）所示。從圖中可以看出，對應各離心加速度，改進后的機構均可明顯減小導向輪對沖角。當未平衡離心加速度在0到0.2m／s2范圍時，隨著未平衡離心加速度的增加，導向輪對沖角逐漸減小。當未離心加速度超過0.2m／s2以后，隨著未平衡離心加速度的增加，輪對沖角有增大的趨勢。當未平衡離心加速度為0.2m／s2時，導向輪對沖角改善最大。相對于原機構，沖角由2.35mrad減小為2.06mrad，減小12.4%。

離心力對導向力、磨耗功和脫軌系數的影響規律如圖7（b）～圖7（d）所示。離心力對各動力學指標的影響規律幾乎一致。隨著未平衡離心加速度的增加，各指標均有增大的趨勢。改進以后的徑向機構在各未平衡加速度下對上述指標均略有改善。

4 結論

通過對導向機構的結構分析和動力學仿真，可以得出以下幾點結論：

圖7 離心力對徑向機構的影響

（1）增長導向橫梁1的長度和縮短導向橫梁2的長度均可減小導向輪對的沖角，但改變導向橫梁1的效果更為顯著。當加長導向橫梁1 0.3m，保持橫梁2為原長，以未平衡離心加速度為0.2m／s2通過300m半徑曲線時，輪對沖角減小12.4%。

（2）在各離心力作用下，相對于原徑向機構，改進的徑向結構能夠減小曲線通過時的動力學指標，尤其是輪對的沖角。但是離心力增加較大會惡化各動力學指標。

（3）本文中的機車以未平衡離心加速度在0.5m／s2以內時通過曲線，可以降低導向輪對沖角。

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