魏 靜，羅 赟，王坤全

（1 西南交通大學(xué) 牽引動(dòng)力國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，四川成都610031；2 南車資陽機(jī)車有限公司 技術(shù)中心，四川資陽641301）

采用傳統(tǒng)轉(zhuǎn)向架與徑向轉(zhuǎn)向架的HXD1C型電力機(jī)車動(dòng)力學(xué)性能比較

魏 靜1，羅 赟1，王坤全2

（1 西南交通大學(xué) 牽引動(dòng)力國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，四川成都610031；2 南車資陽機(jī)車有限公司 技術(shù)中心，四川資陽641301）

為了改善我國重載牽引電力機(jī)車的輪緣磨耗現(xiàn)象，本文采用多剛體動(dòng)力學(xué)軟件SIMPACK分別建立了采用徑向轉(zhuǎn)向架和傳統(tǒng)轉(zhuǎn)向架的C0—C0軸式HXD1C型電力機(jī)車動(dòng)力學(xué)模型，通過比較兩者的非線性穩(wěn)定性、直線運(yùn)行性能和曲線通過性能，結(jié)果說明采用徑向轉(zhuǎn)向架的HXD1C型電力機(jī)車可以滿足120 km/h速度的運(yùn)用要求；直線運(yùn)行性能優(yōu)良；除了通過曲線時(shí)車體橫向和垂向加速度外，曲線通過性能優(yōu)于原車；降低輪緣磨耗顯著，在100 km/h以下減磨效果明顯，各計(jì)算工況下輪緣磨耗降低60%以上，車輪磨耗功降低47%以上。

HXD1C型電力機(jī)車；徑向轉(zhuǎn)向架；動(dòng)力學(xué)

目前貨運(yùn)電力機(jī)車正朝著重載大功率方向發(fā)展，其中C0—C0六軸大功率貨運(yùn)電力機(jī)車又是重點(diǎn)發(fā)展的車型。HXD1C型電力機(jī)車是南車株洲電力機(jī)車有限公司在引進(jìn)德國西門子技術(shù)的基礎(chǔ)上進(jìn)行消化、吸收再創(chuàng)新，研發(fā)的新一代交流傳動(dòng)重載貨運(yùn)電力機(jī)車。南車資陽機(jī)車有限公司也按照設(shè)計(jì)圖紙參加批量生產(chǎn)HXD1C型電力機(jī)車。

HXD1C型機(jī)車轉(zhuǎn)向架采用了成熟而先進(jìn)的技術(shù)，如輪盤制動(dòng)、帶陶瓷絕緣滾動(dòng)抱軸承傳動(dòng)、二系高撓鋼彈簧、單軸箱拉桿輪對(duì)定位、整體免維護(hù)軸箱軸承、中間低位雙節(jié)斜拉桿推挽式牽引裝置等，具有功率大、恒功率速度范圍寬、黏著性能好、功率因數(shù)高、能耗低等特點(diǎn)［1-2］。然而其在運(yùn)用過程中，也反映出了曲線路段輪緣磨耗較為嚴(yán)重的問題。針對(duì)這一問題，南車資陽機(jī)車有限公司參考引進(jìn)的美國GM EMD公司HTCR型徑向轉(zhuǎn)向架技術(shù)［3-4］對(duì)該型機(jī)車換裝徑向轉(zhuǎn)向架展開研究。要求在不改變軸距、牽引和制動(dòng)方式，以及轉(zhuǎn)向架與車體接口的基礎(chǔ)上，實(shí)現(xiàn)現(xiàn)有HXD1C機(jī)車轉(zhuǎn)向架（以下稱傳統(tǒng)轉(zhuǎn)向架）徑向功能，其徑向轉(zhuǎn)向架與傳統(tǒng)轉(zhuǎn)向架的主要區(qū)別在于（1）增加一套徑向機(jī)構(gòu)［5］和一系縱向減振器，因此對(duì)構(gòu)架結(jié)構(gòu)改動(dòng)，以適應(yīng)設(shè)置徑向機(jī)構(gòu)安裝座、一系縱向減振器安裝座等要求；（2）增大軸箱拉桿縱向剛度，降低一系彈簧縱橫向剛度；（3）調(diào)整牽引桿吊桿，以適應(yīng)構(gòu)架結(jié)構(gòu)的改變。

HXD1C型電力機(jī)車與之前的電力機(jī)車相比，換裝徑向轉(zhuǎn)向架有其固有難度。首先，HXD1C型轉(zhuǎn)向架采用中間低位雙節(jié)斜拉桿推挽式牽引裝置，為避免導(dǎo)向機(jī)構(gòu)與構(gòu)架上的牽引桿支座干涉，需要采用新的設(shè)計(jì)將導(dǎo)向耦合斜拉桿布置在電機(jī)上方［5］，充分利用構(gòu)架上部和車體底架下部空間。此外，HXD1C型電力機(jī)車轉(zhuǎn)向架的單元制動(dòng)器也需要能適應(yīng)輪對(duì)徑向偏轉(zhuǎn)時(shí)的輪盤制動(dòng)。

另一方面，自導(dǎo)向徑向轉(zhuǎn)向架要求較小的彎曲剛度以適應(yīng)輪對(duì)徑向偏轉(zhuǎn)；足夠的剪切剛度和牽引剛度滿足橫向穩(wěn)定性以及傳遞牽引力的需要［6］。因此彎曲剛度、剪切剛度和牽引剛度合適與否對(duì)機(jī)車能否取得成功具有重大的影響。以SS3B型電力機(jī)車轉(zhuǎn)向架為例，由于它的一系懸掛剛度較軟，二系懸掛剛度較硬；而且改裝徑向轉(zhuǎn)向架時(shí)雙拉桿軸箱定位方式換為單拉桿定位（可以進(jìn)一步降低輪對(duì)的偏轉(zhuǎn)剛度），比較容易實(shí)現(xiàn)徑向轉(zhuǎn)向架剛度的要求。與此相反，HXD1C型電力機(jī)車轉(zhuǎn)向架的一系懸掛硬，二系懸掛軟；采用單拉桿軸箱定位方式。在結(jié)構(gòu)空間內(nèi)，難以達(dá)到較小的輪對(duì)偏轉(zhuǎn)剛度。所以將徑向轉(zhuǎn)向架技術(shù)推廣運(yùn)用到HXD1C型電力機(jī)車上是否有意義，徑向機(jī)構(gòu)能否在一系彈簧縱橫向剛度較大的情況下達(dá)到有價(jià)值的輪緣減磨效果，是本文需要論證的。

1 計(jì)算模型

HXD1C型傳統(tǒng)轉(zhuǎn)向架機(jī)車由車體、2個(gè)構(gòu)架、6個(gè)牽引電動(dòng)機(jī)和6個(gè)輪對(duì)組成。車體和構(gòu)架間由二系懸掛裝置連接，二系懸掛裝置由高圓彈簧（每側(cè)3組）、2個(gè)斜對(duì)稱布置于構(gòu)架端部的橫向減振器、2個(gè)垂向減振器構(gòu)成。構(gòu)架和輪對(duì)之間由一系懸掛裝置連接，一系懸掛裝置由一系彈簧、軸箱拉桿和垂向減振器（端軸）組成。牽引電動(dòng)機(jī)與輪對(duì)采用圓錐滾子軸承連接，同時(shí)通過一根吊桿懸掛在構(gòu)架上。圖1是HXD1C型傳統(tǒng)轉(zhuǎn)向架機(jī)車采用SIMPACK軟件建立的物理模型。

圖1 HXD1C型傳統(tǒng)轉(zhuǎn)向架機(jī)車物理模型

模型的自由度及廣義坐標(biāo)見表1，用上角標(biāo)*表示不獨(dú)立的自由度，用上角標(biāo)1表示相對(duì)輪對(duì)的自由度，用上角標(biāo)2表示相對(duì)構(gòu)架的自由度，用上角標(biāo)3表示相對(duì)平牽引桿的自由度，i＝1～2，j＝1～6，共33個(gè)剛體，總計(jì)99個(gè)自由度。

電機(jī)裝配與吊桿懸掛點(diǎn)用三向平動(dòng)和轉(zhuǎn)動(dòng)剛度與阻尼連接。動(dòng)力學(xué)計(jì)算中考慮了輪對(duì)自由橫動(dòng)量和軸箱橫向止擋的非線性、二系橫向彈性和剛性止擋的非線性以及各減振器的非線性特性，還考慮了采用JM3磨耗型踏面與60 kg/m鋼軌匹配的輪軌接觸幾何關(guān)系，以及蠕滑力的非線性。

軌道不平順采用按美國較差、AAR5級(jí)功率譜轉(zhuǎn)換的時(shí)域隨機(jī)不平順線路。

表1 HXD1C型傳統(tǒng)轉(zhuǎn)向架機(jī)車模型的自由度及廣義坐標(biāo)

HXD1C型徑向轉(zhuǎn)向架機(jī)車模型（圖2）是在傳統(tǒng)轉(zhuǎn)向架機(jī)車模型基礎(chǔ)上，增加了徑向機(jī)構(gòu)（圖3）。徑向機(jī)構(gòu)由2根導(dǎo)向梁和1根耦合連桿組成，導(dǎo)向梁包括樞軸、導(dǎo)向梁和轉(zhuǎn)臂3部件，通過樞軸固定在構(gòu)架上，只能相對(duì)構(gòu)架繞Z軸轉(zhuǎn)動(dòng)。耦合連桿通過轉(zhuǎn)臂將同一構(gòu)架上的前后導(dǎo)向梁連接起來。每根導(dǎo)向梁與構(gòu)架之間安裝兩個(gè)縱向減振器，每根導(dǎo)向梁通過剛度很大的軸箱拉桿與相應(yīng)的端軸輪對(duì)連接。

圖2 HXD1C型徑向轉(zhuǎn)向架機(jī)車物理模型

圖3 徑向機(jī)構(gòu)物理模型

模型的自由度及廣義坐標(biāo)見表2，上角標(biāo)*、上角標(biāo)1、上角標(biāo)2和上角標(biāo)3的表示意義同傳統(tǒng)轉(zhuǎn)向架機(jī)車模型，上角標(biāo)4表示相對(duì)導(dǎo)向梁的自由度，i＝1～2，j＝1～6，k＝1～4，共39個(gè)剛體，總計(jì)106個(gè)自由度。

表2 HXD1C型徑向轉(zhuǎn)向架機(jī)車模型的自由度及廣義坐標(biāo)

2 非線性穩(wěn)定性比較

非線性穩(wěn)定性計(jì)算時(shí)，截取一段長(zhǎng)度為50 m的AAR4級(jí)不平順時(shí)域譜作為激擾，機(jī)車以一定速度通過不平順后，在無不平順直道上繼續(xù)運(yùn)行到300 m時(shí)，考察各剛體位移的收斂和發(fā)散情況來判斷其穩(wěn)定性。

圖4是原車與徑向轉(zhuǎn)向架機(jī)車在不同速度下各輪對(duì)中振動(dòng)最激烈的第一輪對(duì)橫向位移極限環(huán)振幅曲線。圖中表明惰行工況徑向轉(zhuǎn)向架機(jī)車非線性臨界速度為180 km/h，原車非線性臨界速度大于200 km/h。雖然采用徑向轉(zhuǎn)向架后，機(jī)車的臨界速度降低，但是穩(wěn)定性仍然滿足120 km/h運(yùn)用要求。

圖4 機(jī)車非線性臨界速度比較

3 直線運(yùn)行性能比較

考慮到長(zhǎng)區(qū)間運(yùn)行的線路條件可能相差很大，這里采用了具有美國AAR5和AAR6不平順的兩種直線軌道，并讓機(jī)車以40～140 km/h的速度運(yùn)行。

3.1 橫向平穩(wěn)性

徑向轉(zhuǎn)向架機(jī)車和原車司機(jī)室車體最大橫向平穩(wěn)性指標(biāo)（即均值加3σ值）如圖5。兩種線路條件下徑向轉(zhuǎn)向架機(jī)車司機(jī)室橫向平穩(wěn)性指標(biāo)都比原車略增大，增大幅度小于4%，仍屬于優(yōu)良。最大橫向加速度的變化趨勢(shì)與最大橫向平穩(wěn)性指標(biāo)類似，也比原車增大，增大幅度小于8%，屬優(yōu)級(jí)。

圖5 機(jī)車直線運(yùn)行最大橫向平穩(wěn)性指標(biāo)比較

按標(biāo)準(zhǔn)（2 m平滑）處理后的最大輪軸橫向力（即均值加3σ值）如圖6所示。在計(jì)算范圍內(nèi)，徑向轉(zhuǎn)向架輪軸橫向力都小于UIC 518規(guī)定的線路輪軸橫向力極限值91.75 k N。在100 km/h速度以下，徑向轉(zhuǎn)向架機(jī)車直線運(yùn)行最大輪軸橫向力比原車減?。坏请S著速度提高，在AAR5線路上，速度110 km/h以上，以及在AAR6線路上，速度100 km/h以上，最大輪軸橫向力比原車逐漸增加。

圖6 機(jī)車直線運(yùn)行最大輪軸橫向力比較

3.2 垂向平穩(wěn)性

徑向轉(zhuǎn)向架機(jī)車和原車司機(jī)室車體最大垂向平穩(wěn)性指標(biāo)見圖7。圖中徑向轉(zhuǎn)向架機(jī)車比原車司機(jī)室垂向平穩(wěn)性指標(biāo)降低。最大垂向加速度的變化趨勢(shì)與最大橫向平穩(wěn)性指標(biāo)類似，也比原車降低。由于沒有實(shí)測(cè)的線路不平順，因此這里計(jì)算的結(jié)果不能作為評(píng)定指標(biāo)，但可以用來比較研究在相同線路條件下機(jī)車的性能變化。

圖7 機(jī)車直線運(yùn)行最大垂向平穩(wěn)性指標(biāo)比較

圖8是按標(biāo)準(zhǔn)（2 m平滑）處理后的最大左輪垂向力（即均值＋3σ值）。在計(jì)算范圍內(nèi)，垂向力都小于UIC 518規(guī)定的垂向力極限值200 k N。在100 km/h速度以下，徑向轉(zhuǎn)向架機(jī)車最大左輪垂向力比原車減??；但在AAR6線路上，速度110 km/h以上，垂向力比原車逐漸增加。兩者的脫軌系數(shù)和輪重減載率最大值也都遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于規(guī)定的極限值，這里不再給出具體數(shù)值。

4 曲線通過性能

4.1 光滑軌道曲線通過磨耗比較

機(jī)車以60～120 km/h的速度通過緩和曲線長(zhǎng)120m、超高120 mm，半徑300～800 m的曲線，線路無軌距加寬，不考慮線路不平順，其磨耗可采用車輪磨耗功（＝車輪橫向力×輪對(duì)橫向速度）或輪緣磨耗因子（＝導(dǎo)向力×沖角）來衡量，圖9是機(jī)車磨耗功隨著速度和曲線半徑的變化及變化百分比，圖10是機(jī)車輪緣磨耗因子隨著速度和曲線半徑的變化及變化百分比，圖中曲線上的數(shù)值代表曲線半徑的百位數(shù)。

圖8 機(jī)車直線運(yùn)行最大左輪垂向力比較

圖9 光滑曲線軌道磨耗功比較

可得出以下結(jié)論：（1）除了R300曲線通過速度大于90 km/h外，在計(jì)算范圍內(nèi)，徑向轉(zhuǎn)向架機(jī)車磨耗功和輪緣磨耗因子改善百分比都大于60%。（2）隨著曲線半徑的增大，磨耗改善的百分比增加，不過大半徑原車磨耗的基數(shù)比較小。（3）輪緣磨耗因子比磨耗功改善得更多，曲線半徑大于600 m后，輪緣磨耗改善95%以上，說明徑向轉(zhuǎn)向架主要是降低輪緣磨耗。（4）相同半徑上，隨著曲線通過速度的提高，磨耗降低百分比減小，尤其在速度大于100 km/h后，說明徑向轉(zhuǎn)向架在100 km/h以下減磨效果顯著。

由于光滑軌道機(jī)車動(dòng)力學(xué)指標(biāo)都是優(yōu)良，安全指標(biāo)遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于極限值，這里不給出具體數(shù)值。

圖10 光滑曲線軌道輪緣磨耗因子比較

4.2 動(dòng)態(tài)曲線通過性能

按照GB 50090－99《鐵路線路設(shè)計(jì)規(guī)范》選取R300、R600和R800半徑曲線困難條件為計(jì)算工況。機(jī)車動(dòng)態(tài)曲線通過計(jì)算工況見表5，各工況動(dòng)態(tài)曲線通過計(jì)算結(jié)果見表6（表6～表8中R600工況的上標(biāo)表示軌道不平順級(jí)別）。計(jì)算結(jié)果說明：在R300曲線上，徑向轉(zhuǎn)向架機(jī)車搖頭角均值比原車顯著減小，其他各動(dòng)力學(xué)指標(biāo)的均值都比原車有不同程度降低；所有指標(biāo)的最大值略降低。在R600曲線上，徑向轉(zhuǎn)向架機(jī)車各動(dòng)力學(xué)指標(biāo)的均值和統(tǒng)計(jì)最大值都比原車有不同程度降低。在R800曲線上，徑向轉(zhuǎn)向架機(jī)車各動(dòng)力學(xué)指標(biāo)的均值和統(tǒng)計(jì)最大值都比原車有不同程度降低。

由于通常采用平均磨耗來衡量磨耗，所以表7僅列出了第一輪對(duì)外輪磨耗功和輪緣磨耗因子的均值。各工況下，徑向轉(zhuǎn)向架機(jī)車輪緣磨耗都降低60%以上，車輪磨耗功降低47%以上。結(jié)果顯示磨耗降低程度與線路不平順有關(guān)，與曲線半徑、通過速度等因素有關(guān)。

表8是曲線通過時(shí)的橫向、垂向平穩(wěn)性指標(biāo)和加速度及變化百分比?？梢?，由于車體減重、一系懸掛參數(shù)改變和采用徑向機(jī)構(gòu)，徑向轉(zhuǎn)向架各方案車體橫向和垂向加速度都增大；而橫向和垂向平穩(wěn)性指標(biāo)都比原車略改善，尤其是橫向平穩(wěn)性指標(biāo)在R300，垂向平穩(wěn)性指標(biāo)在R800時(shí)。徑向轉(zhuǎn)向架機(jī)車各工況橫向平穩(wěn)性指標(biāo)、橫向加速度和垂向加速度都在優(yōu)良范圍。

表5 動(dòng)態(tài)曲線通過計(jì)算工況

表6 動(dòng)態(tài)曲線通過性能比較

表7 曲線通過性能磨耗計(jì)算結(jié)果及變化百分比

5 結(jié) 論

通過對(duì)C0－C0軸式HXD1C型徑向轉(zhuǎn)向架機(jī)車與傳統(tǒng)轉(zhuǎn)向架機(jī)車的整車動(dòng)力學(xué)比較分析，得出以下結(jié)論：

（1）采用徑向轉(zhuǎn)向架后，機(jī)車的臨界速度降低，但機(jī)車?yán)碚撋系姆蔷€性臨界速度180 km/h，滿足穩(wěn)定性要求。

（2）機(jī)車的平穩(wěn)性要視實(shí)際線路的情況而定。徑向轉(zhuǎn)向架機(jī)車橫向平穩(wěn)性指標(biāo)和加速度都比原車略增大，但都達(dá)到優(yōu)良級(jí)別。垂向平穩(wěn)性指標(biāo)和加速度比原車都降低。在100 km/h速度以下時(shí)，直線運(yùn)行最大輪軸橫向力和最大垂向力比原車減小。

（3）徑向轉(zhuǎn)向架機(jī)車可以安全地通過大、中、小半徑困難條件的曲線，除了通過曲線時(shí)車體橫向和垂向加速度外，曲線通過性能優(yōu)于原車。

（4）雖然機(jī)車一系懸掛較硬，采用徑向轉(zhuǎn)向架仍然能顯著地降低輪緣磨耗，在100 km/h以下減磨效果明顯。各計(jì)算工況下，徑向轉(zhuǎn)向架機(jī)車輪緣磨耗都降低60%以上，車輪磨耗功降低47%以上。值得一提的是與SS3B型電力機(jī)車徑向轉(zhuǎn)向架完全避免輪緣磨耗不同，HXD1C型徑向轉(zhuǎn)向架允許輪緣少量磨耗，使踏面、輪緣均勻磨耗，更有利于車輪旋修。

［1］ 周建斌，陳清明，王平華.HXD1C型大功率交流傳動(dòng)電力機(jī)

車轉(zhuǎn)向架［J］.電力機(jī)車與城軌車輛，2011，34（6）：7-9，14.

［2］ 康明明，樊運(yùn)新.HXD1C型大功率交流傳動(dòng)電力機(jī)車概述［J］.電力機(jī)車與城軌車輛，2011，34（3）：5-8.

［3］ 王坤全.徑向轉(zhuǎn)向架提速貨運(yùn)機(jī)車的動(dòng)力學(xué)性能、牽引性能和曲線通過性能［J］.鐵道機(jī)車車輛，2004，24（增刊）：26-30.

［4］ 謝 青.徑向轉(zhuǎn)向架技術(shù)在電力機(jī)車上的推廣運(yùn)用［J］.機(jī)車電傳動(dòng)，2006，2006（6）：4-7.

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［6］ 西南交通大學(xué)機(jī)車徑向轉(zhuǎn)向架可行性研究課題組.機(jī)車徑向轉(zhuǎn)向架可行性研究論文集［C］.1994.

Dynamic Performances Comparison of Type HXD1C Electric Locomotives with Conventional and Radial Bogies

WEI Jing1，LUO Yun1，WANG Kunquan2
（1 Traction Power State Key Laboratory，Southwest Jiaotong University，Chengdu 610031 Sichuan，China；2 Technology Center，CSR Ziyang Electric Locomotive Co.，Ltd.，Ziyang 641301 Sichuan，China）

Models of type HXD1C electric locomotive of six axles（i.e.2C0）is established by SIMPACK to improve the wheel flange wear for heavy hauling locomotive.Comparisons are made with regard to the stability and running performances on tangent or curved tracks of the locomotive with conventional and radial bogies.It is showed that the locomotive of 2C0 axles with radial bogies can meet the running need at 120 km/h.The riding quality index of it is good.The curving performances are superior to the locomotive with conventional bogies except lateral and vertical accelerations.The wheel flange wear is remarkably reduced，especially under the speed of 100 km/h.The wheel flange wear decreases by above 60%and the wheel wear work decreases by above 47%under every calculated condition.

HXD1C type electric locomotive；radial steering bogie；dynamics

U266.1

A

10.3969/j.issn.1008－7842.2014.04.05

1008－7842（2014）04－0024－05

?）女，碩士生（

2013－12－11）