B0B0-B0B0軸式重載高速轉向架群動力車的動力學性能預測

尹智慧，王家鑫，王淇，周強，胡晨

B0B0-B0B0軸式重載高速轉向架群動力車的動力學性能預測

尹智慧1，王家鑫1，王淇1，周強*,2，胡晨2

（1.中車唐山機車車輛有限公司，河北 唐山 063000；2.西南交通大學 牽引動力國家重點實驗室，四川 成都 610031）

介紹了一種重載高速轉向架群動力車的主要結構特點，基于動力車的主要技術參數，通過SIMPACK建立了動力車的多體動力學計算模型，對空車（AW0）和滿載（AW3）兩種工況下的整車動力學性能進行了計算分析，主要包括車輛的穩定性、平穩性和曲線通過安全性，并按照鐵道車輛相關評定標準對其總體性能作出了評價。研究表明：B0B0-B0B0軸式重載高速轉向架群動力車具有優良的直線動力學性能和曲線通過性能，能夠實現在既有客運線路上的高速運行。

B0B0-B0B0軸式；轉向架群；動力車；動力學性能

提升重載機車貨運能力的主要方式有兩種：增大軸重和增加軸數。但隨著軸重的增大，車輛輪軌間相互作用力會顯著增強，對線路的破壞作用加劇。單節八軸機車在控制軸重的基礎上，通過增加軸數的方式提升了車輛運輸大型重型物資的能力，具有牽引功率大、粘著重量大、輪軌作用力小、曲線通過性能好、輪軌磨耗小等優點，是一種更具優勢的方案。八軸機車在國內還沒有應用例子，主要車型和應用都在國外。早在20世紀60、70年代，美國GM公司、GE公司和機車公司、法國Alstom公司和前蘇聯設計生產了多種八軸內燃機車和電力機車用于牽引重載貨物列車和高速客運列車。國內僅有中車資陽機車有限公司2010年為烏茲別克斯坦設計生產了兩臺用于礦山的八軸內燃機車。

目前國內外單節八軸機車的運營速度普遍較低，還沒有將B0B0-B0B0軸式的轉向架群結構用于重載高速動車組的前例。針對單節八軸機車橫向穩定性較差的問題，中車唐山機車車輛有限公司開發出了每輛車采用多臺轉向架組合承載車體的轉向架群方案，實現重載轉向架群動力車能夠在現有線路條件上的高速運行。動車組動力車采用B0B0-B0B0軸式，最高運行速度為250 km/h，最高試驗速度為275 km/h。

1 B0B0-B0B0軸式轉向架群結構

轉向架是決定動力車性能的關鍵部件之一，它的結構形式和各種參數將直接決定動力車運行的安全性、穩定性和舒適性。轉向架直接承受車體傳來的各種動、靜載荷以及輪軌間產生的各種力，并傳遞牽引力和制動力。因此，轉向架應具有足夠的安全可靠性及運動穩定性，同時還應具有優良的運行平穩性和較小的輪軌動作用力，并盡量滿足標準化、簡統化的要求。

動車組動力車設置兩組重載高速轉向架群，每組重載高速轉向架群包含兩個B0轉向架、一個過渡構架和一套中央牽引裝置。動力車增加了過渡構架結構，需要增設三系懸掛裝置：車體通過三系橡膠堆坐落在過渡構架上，同時還設置了搖頭止擋和抗蛇行減振器。過渡構架坐落在兩個B0轉向架的四個空氣彈簧上，與轉向架間設置橫向減振器、橫向止擋、抗側滾扭桿和抗蛇行減振器。B0轉向架與車體之間設置中央牽引裝置來傳遞縱向牽引力和制動力，中央牽引裝置與過渡構架之間設置橫向止擋和橫向減振器。具體結構主要如下。

（1）過渡構架結構由兩個箱型側梁和箱型橫梁組成，與車體之間設置有橡膠堆、搖頭止擋和抗蛇行減振器；與一級轉向架間設置橫向減振器、橫向止擋、抗側滾扭桿和抗蛇行減振器；與中央牽引裝置間設置橫向止擋和橫向減振器等。過渡構架將兩個一級轉向架連接在一起，只傳遞車體垂向和橫向作用力，不傳遞縱向牽引力和制動力。

（2）B0轉向架為動力轉向架，主要由構架、輪對軸箱、一系懸掛裝置、中央懸掛裝置、驅動裝置和制動裝置構成。構架為鋼板焊接的箱體結構，由兩根橫梁和兩根側梁構成。構架側梁中部呈下凹型，為安裝二系空氣彈簧提供了適當的位置，并降低了整車高度。一系懸掛裝置包括軸箱彈簧、一系垂向減振器等，同時提供減振和軸箱定位功能；中央懸掛裝置采用空氣彈簧，并安裝了橫向減振器、抗側滾扭桿、抗蛇行減振器等，中央懸掛裝置還設有由間隙和橡膠塊提供的非線性橫向止擋；基礎制動采用全輪盤制動。

（3）輪對的一系懸掛采用轉臂式軸箱定位，包含大小兩個螺旋鋼圓簧、一個橡膠關節和一個垂向液壓減振器。螺旋鋼彈簧分布在車軸中心兩側，垂向液壓減振器安裝在大鋼簧一側。同時大小鋼圓簧的兩端還設置了橡膠襯墊。

（4）齒輪箱一端為滾動抱軸結構，另一端通過上下兩個橡膠堆連接在構架橫梁的C型支架上。牽引電機則是用螺栓剛性固定在構架橫梁的一側。動力車的牽引裝置為推挽式牽引桿，采用低位拉桿斜牽引方式，一端通過關節軸承連接在B0轉向架的構架上，另一端通過橡膠關節與固定在車體上的牽引底座相連，傾斜角度與水平方向夾角為6°，名義牽引點據軌面高度為347 mm。

2 重載高速轉向架群動力車的物理模型

重載高速轉向架群動車組動力車為B0B0- B0B0軸式，電機懸掛方式為剛性架懸，一系軸箱為轉臂結構，分別通過橡膠關節、大鋼彈簧、小鋼彈簧和一系垂向減振器與構架連接，二系懸掛采用空氣彈簧與過渡構架連接，三系通過橡膠堆和車體連接。二系配有橫向減振器、抗蛇行減振器和抗側滾扭桿，設置有橫向止擋。三系配有橫向減振器、抗蛇行減振器，設置有橫向止擋和搖頭止擋。

動力車由車體、過渡構架、構架、輪對、一系懸掛裝置、二系懸掛裝置、牽引電動機、傳動齒輪箱、傳動齒輪箱吊掛裝置、轉臂軸箱、抗側滾扭桿和牽引機構組成。每構架的二系懸掛裝置由兩個空氣彈簧、兩個橫向減振器、一個抗側滾扭桿和兩個抗蛇行減振器組成。一系懸掛裝置由軸箱彈簧、一系垂向減振器和軸箱定位裝置組成。牽引電機剛性固定在構架上，傳動齒輪箱一端通過橡膠堆與構架的C型支架連接，另一端通過軸承抱在車軸上。牽引機構采用推挽式牽引桿。物理模型如圖1所示。

1.車體 2.三系橡膠堆 3.二系橫向止擋 4.抗側滾扭桿 5.搖頭止擋 6.三系橫向止擋 7.過渡構架 8.構架 9.輪對 10.一系垂向減振器 11.二系抗蛇行減振器 12.三系抗蛇行減振器 13.二系空氣彈簧 14.齒輪箱 15.軸箱 16.牽引電機

3 重載高速轉向架群動力車的動力學性能

計算車輛的動力學性能需要設置一定的邊界條件，采用LMB10踏面與CH60N鋼軌匹配的輪軌接觸關系來模擬動力車輪軌的運行工況，并考慮蠕滑力的非線性特性。考慮到車輛慣性對計算結果的影響，計算B0B0-B0B0軸式轉向架群動力車的動力學性能分為空車（AW0）和滿載（AW3）兩種工況，對應的軸重分別為9.2 t和16.35 t。根據動力車的結構參數，通過SIMPACK建立動力學模型，并按GB/T 5599－1985《鐵道車輛動力學性能評定和試驗鑒定規范》和EN 14363標準對計算結果進行評定。

3.1 動力車的線性臨界速度

采用根軌跡法來確定動力車系統的線性臨界速度。根軌跡曲線揭示了車輛系統雅克比矩陣的特征根隨著車速的變化關系，曲線中與動力車運行速度無關的振動模態一般為系統中剛體的振動模態，隨運行速度變化明顯的振動模態決定車輛系統是否穩定。這些模態通常對應構架和輪對的一次蛇行和二次蛇行，當蛇行運動模態的自然阻尼大于零時，系統不穩定。

圖2給出了動力車運行速度在80～560 km/h范圍內的根軌跡曲線。計算中速度增量為20 km/h，故圖中每一條根軌跡曲線都是由25個“+”號組成，且隨著速度的增加，“+”號的形狀也變大。圖中每一條根軌跡都是動力車一個振動模態隨速度變化的軌跡，其中動力車有多個模態的阻尼隨速度的提高反而減小，影響動力車線性臨界速度模態的自然阻尼已經大于零，以自然阻尼不大于零作為判斷條件，動力車空車工況線性臨界速度為380 km/h，滿載工況線性臨界速度為400 km/h。

3.2 動力車的非線性臨界速度

動力車非線性臨界速度的計算采用初始激勵法。選取一段具有美國AAR4級不平順時域譜的線路作為初始激擾，包括左、右軌的橫向不平順和垂向不平順。讓動力車以一定速度通過該段不平順后，在無激擾的軌道上繼續運行一段時間，通過各剛體橫向位移的收斂和發散情況來判斷動力車是否失穩，開始發生失穩的速度即對應動力車的非線性臨界速度。動力車以運行速度80～480 km/h通過不平順后，各剛體橫向振動位移的極限環幅值變化如圖3、圖4所示。從計算結果得出，動力車空車工況和滿載工況的非線性臨界速度均為360 km/h，滿足最高運行速度250 km/h的設計要求。

圖2 動力車的根軌跡曲線

圖3 空車工況下剛體橫向振動位移的極限環幅值變化

3.3 動力車的運行平穩性

動力車運行平穩性的計算是在時域中進行的，采用美國AAR6級線路的不平順時域譜，包括左、右軌的橫向不平順和垂向不平順。運行平穩性的計算結果主要有動力車前、后端的振動加速度、平穩性指標、各輪對的垂向輪軌力和輪軌橫向力。

依據GB 5599－1985，平穩性指標小于2.5時，動力車的運行平穩性評定等級達到優良；EN 14363標準5.3.2款中也對動力車運行過程中振動加速度和輪軌力的極限值作出了規定：車體的橫向和垂向振動加速度最大值應當不超過2.5 m/s2；輪軌垂向力評定值按式（1）計算，輪對橫向力采用2 m滑動平均處理，評定值按式（2）計算：

lim＝90＋0（1）

式中：0為靜軸重，kN；為與車輛類型有關系數，機車、客車、軌道車取1。

經計算得出，動力車空車工況下輪軌垂向力的極限值為180.25 kN，輪對橫向力的極限值為40.08 kN；滿載工況下輪軌垂向力的極限為250.39 kN，輪對橫向力的極限值為63.46 kN。EN14363標準中對輪軌垂向力的公式計算極限值還有其它規定，當機車運行速度在250～300 km/h時，垂向輪軌力的計算評定值不得超過170 kN。綜上，動力車各工況下的垂向輪軌力不得超過170 kN。

動力車在美國AAR6級線路上，運行速度為60～300 km/h時，車體前、后端的垂向和橫向平穩性指標如圖5所示，前、后端的垂向和橫向振動加速度如圖6所示，各輪對的垂向輪軌力和輪對橫向力如圖7所示。

圖4 滿載工況下剛體橫向振動位移的極限環幅值變化

圖5 動力車的運行平穩性指標

動力車在美國AAR6級線路上具有優良的運行平穩性，動力車空車和滿載工況下，當運行速度為60～300 km/h時，車體前、后端的垂向和橫向平穩性指標為優；車體前、后端的垂向和橫向振動加速度最大值均小于其極限值2.5 m/s2；車輪垂向力的統計最大值均小于其極限值170 kN；空車工況的輪對橫向力均小于其極限值40.08 kN；滿載工況的輪對橫向力均小于其極限值63.46 kN。

3.4 動力車的動態曲線通過性能

動態曲線通過是考察動力車在動態通過曲線的過程中，輪軌導向力、輪對橫向力、輪重減載率、脫軌系數等各項動力學指標的統計最大值。該過程的動力學指標一般認為由兩部分組成，一部分取決于線路本身的結構參數變化，代表動力車的準靜態曲線通過性能；另一部分由線路不平順帶來的激擾引起。對這一過程的動力學指標值進行統計分析，取各項指標的均值來描述曲率半徑、外軌超高等線路本身因素引起的動力學指標的大小；取動力車在圓曲線上各項指標的三倍標準偏差來描述由線路不平順激擾引起的動力學指標變化范圍的大小。

500 m半徑的曲線通過計算是在由30 m直線、120 m緩和曲線、200 m圓曲線、120m緩和曲線和30m直線組成的一段完整的曲線上進行的，線路無軌距加寬。曲線上具有美國AAR6級線路不平順。動力車通過速度為60 km/h、70 km/h、80 km/h、90 km/h、100 km/h，外軌超高為120 mm。這時，各通過速度下的過超高（負值）或者欠超高（正值）分別為-35 mm、-4 mm、31 mm、71 mm、116 mm。

圖6 動力車前后端的振動加速度

圖7 動力車的輪軌作用力

如表1所示，動力車在美國AAR6級線路上能夠以100 km/h的速度安全通過具有120 mm外軌超高的500 m半徑曲線，第一輪對的橫向力、車輪垂向力的統計最大值遠低于其極限值，輪重減載率小于0.6，脫軌系數小于0.8，滿足相關標準要求。

表1 動力車在兩種工況下通過500 m圓曲線時第一輪對的動力學指標統計最大值

4 結論

B0B0軸式轉向架應用在重載高速動車組上的研究在國內還是首次，該多臺轉向架組合承載車體的轉向架群方案能夠有效控制動力車的軸重，實現重載高速轉向架群動車組在現有客運線路上的高速運行。通過動力學分析可得出：

（1）動力車空車工況的線性臨界速度為380 km/h，滿載工況線性臨界速度為400 km/h；

（2）動力車空車和滿載工況的非線性臨界速度都能達到360 km/h，滿足設計要求；

（3）動力車空車和滿載工況在美國AAR6級線路上，以60～300 km/h的速度運行時，具有優良的運行平穩性。車體前后端的垂向和橫向平穩性指標都達到了優，車體前后端垂向和橫向振動加速度的統計最大值、車輪垂向力的統計最大值、輪對橫向力的統計最大值均小于其極限值，滿足相關設計標準要求；

（4）動力車空車和滿載工況具有良好的曲線通過性能，能夠以100 km/h的速度安全通過美國AAR6級線路的500 m半徑圓曲線，車輪導向力和輪對橫向力的統計最大值遠小于其極限值，輪重減載率小于0.6，脫軌系數小于0.8，輪緣磨耗因子較小，滿足相關設計標準的要求。

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Dynamic Performance Prediction of B0B0-B0B0Wheelset Arrangement Heavy-Load and High-Speed Bogie-Group Power Car

YIN Zhihui1，WANG Jiaxin1，WANG Qi1，ZHOU Qiang2，HU Chen2

(1.CRRC Tangshan Co., Ltd, Tangshan 063000, China; 2.State Key Laboratory of Traction Power, Southwest Jiaotong University, Chengdu 610031, China )

The main structural characteristics of a heavy-load and high-speed bogie-group power car are introduced. Based on the main technical parameters of the power car, the multi-body dynamic calculation model of the power car is established through SIMPACK. The dynamic performance including the stability, riding quality and curving performance of the whole vehicle under two working conditions of empty vehicle (AW0) and full load (AW3) is calculated and analyzed, and the overall performance of the vehicle is evaluated according to the relevant evaluation standards of railway vehicles. The results show that the B0B0-B0B0wheelset arrangement heavy-load and high-speed bogie-group power car has excellent linear dynamic performance and curving performance, and can realize high-speed transportation on existing passenger lines.

B0B0-B0B0wheelset arrangement；bogie-group；power car；dynamic performance

U266.2

A

10.3969/j.issn.1006-0316.2021.03.007

1006－0316 (2021) 03－0039－07

2020－06－05

尹智慧（1987－），男，河北唐山人，碩士研究生，工程師，主要研究方向為車輛系統動力學、車輛系統動力學仿真及線路測試。*通信作者：周強（1991－），男，湖北襄陽人，碩士研究生，主要研究方向為車輛系統動力學，E-mail：869252217@qq.com。