鄧小星， 陳國勝， 沈龍江

(1 中車株洲電力機(jī)車有限公司， 湖南株洲 412001；2 大功率交流傳動(dòng)電力機(jī)車系統(tǒng)集成國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室， 湖南株洲 412001)

當(dāng)前，國內(nèi)采用B0轉(zhuǎn)向架的160～200 km/h快速客運(yùn)電力機(jī)車遇到的主要?jiǎng)恿W(xué)問題之一是機(jī)車在直線和大曲線上以120 km/h以上速度運(yùn)行時(shí)偶爾出現(xiàn)橫向平穩(wěn)性偏大，即表現(xiàn)為間斷性晃車。這種晃車惡化了司乘人員的工作環(huán)境，對安全行車帶來不利影響。值得注意的一點(diǎn)是，這種晃車同樣發(fā)生在不平順較好的線路上，當(dāng)機(jī)車未晃車時(shí)其橫向平穩(wěn)性指標(biāo)一般低于2.5，而晃車時(shí)機(jī)車橫向平穩(wěn)性指標(biāo)往往高于3.10。因此，可以推斷造成機(jī)車橫向平穩(wěn)性指標(biāo)急劇變大的原因并非線路不平順而懷疑是由機(jī)車本身蛇行收斂慢導(dǎo)致的小幅蛇行運(yùn)動(dòng)引起，如圖1。以某四軸式電力機(jī)車動(dòng)力學(xué)模型為對象，計(jì)算機(jī)車在純蛇行激勵(lì)和蛇行激勵(lì)疊加隨機(jī)方向不平順激勵(lì)下的橫向振動(dòng)響應(yīng)，研究小幅蛇行對機(jī)車橫向平穩(wěn)性的影響規(guī)律。

圖1 機(jī)車蛇行收斂緩慢時(shí)輪對橫移

1 分析模型

某四軸式電力機(jī)車軸式為B0-B0，轉(zhuǎn)向架結(jié)構(gòu)見圖2。一系采用鋼彈簧承載和軸箱轉(zhuǎn)臂定位，二系采用高圓彈簧(每轉(zhuǎn)向架4組)承載并匹配二系橫向、垂向和抗蛇行減振器，牽引裝置采用中央低位單牽引桿，驅(qū)動(dòng)裝置采用彈性架懸懸掛，驅(qū)動(dòng)裝置電機(jī)側(cè)通過懸掛座懸掛在構(gòu)架橫梁上，另一側(cè)通過兩根長擺桿吊掛在構(gòu)架端梁上，在驅(qū)動(dòng)裝置和構(gòu)件設(shè)有橫向耦合減振器和限位止擋。

1-一系垂向減振器；2-二系彈簧；3-垂向減振器；4-抗蛇行減振器；5-轉(zhuǎn)臂關(guān)節(jié)；6-一系彈簧組；7-橫向減振器；8-驅(qū)動(dòng)止擋；9-耦合減振器；10-電機(jī)擺桿；11-電機(jī)懸掛座；12-垂向減振器；13-抗蛇行減振器；14-橫向減振器；15-牽引桿。圖2 轉(zhuǎn)向架結(jié)構(gòu)

機(jī)車及線路的主要?jiǎng)恿W(xué)分析參數(shù)見表1。

2 計(jì)算方案

機(jī)車動(dòng)力學(xué)性能分析在時(shí)域中進(jìn)行，計(jì)算行車速度200 km/h。主要研究機(jī)車在不同輪對蛇行頻率下的橫向平穩(wěn)性，輪對蛇行通過在線路上施加周期性方向不平順激發(fā)；此外，還計(jì)算了機(jī)車在蛇行激勵(lì)疊加隨機(jī)方向不平順激勵(lì)下的橫向平穩(wěn)性。具體計(jì)算工況如下：

表1 機(jī)車的主要?jiǎng)恿W(xué)計(jì)算參數(shù)

(1)工況1:輪對蛇行幅值±3 mm，輪對蛇行頻率0.5 Hz；

(2)工況2:輪對蛇行幅值±3 mm，輪對蛇行頻率1.0 Hz；

(3)工況3:輪對蛇行幅值±3 mm，輪對蛇行頻率2.0 Hz；

(4)工況4:輪對蛇行幅值±3 mm，輪對蛇行頻率3.0 Hz；

(5)工況5:輪對蛇行幅值±3 mm，輪對蛇行頻率4.0 Hz；

(6)工況6:線路施加德國低干擾不平順；

(7)工況6:線路疊加德國低干擾不平順和0.5 Hz周期性不平順；

(8)工況7:線路疊加德國低干擾不平順和1.0 Hz周期性不平順；

(9)工況8:線路疊加德國低干擾不平順和2.0 Hz周期性不平順；

(10)工況9:線路疊加德國低干擾不平順和3.0 Hz周期性不平順；

(11)工況10:線路疊加德國低干擾不平順和4.0 Hz 周期性不平順。

3 計(jì)算結(jié)果及分析

3.1 蛇行頻率與機(jī)車橫向振動(dòng)響應(yīng)

工況1至工況5的輪對蛇行位移見圖3，構(gòu)架、車體司機(jī)室橫向位移見圖4、圖5。從結(jié)果看，構(gòu)架橫向位移幅值和頻率與輪對基本一致，車體司機(jī)室橫向位移幅值隨著輪對蛇行頻率的升高大體呈減小趨勢，而頻率與輪對蛇行一致。

輪對、構(gòu)架、車體司機(jī)室橫向振動(dòng)加速度見圖6～圖9，車體司機(jī)室橫向平穩(wěn)性指標(biāo)見圖10。從結(jié)果看，輪對和構(gòu)架的橫向振動(dòng)加速度隨著輪對蛇行頻率的增加急劇增大，車體司機(jī)室的橫向振動(dòng)加速度和橫向平穩(wěn)性指標(biāo)隨著輪對蛇行頻率的增加先增大后減小，機(jī)車在輪對蛇行頻率2 Hz時(shí)車體司機(jī)室橫向振動(dòng)加速度和橫向平穩(wěn)性指標(biāo)最大。經(jīng)模態(tài)分析文中機(jī)車的車體滾擺頻率為1.93 Hz，車體司機(jī)室加速度隨激振頻率先增后減并在2 Hz達(dá)到峰值符合隔振機(jī)理。

圖3 機(jī)車輪對蛇行位移

圖4 構(gòu)架橫向位移

圖5 車體司機(jī)室橫向位移

圖6 輪對橫向振動(dòng)加速度

圖7 構(gòu)架橫向振動(dòng)加速度

圖8 車體司機(jī)室橫向振動(dòng)加速度

圖9 輪對、構(gòu)架和司機(jī)室橫向振動(dòng)加速度

圖10 車體司機(jī)室橫向平穩(wěn)性指標(biāo)

3.2 蛇行激勵(lì)疊加線路隨機(jī)激勵(lì)時(shí)的機(jī)車運(yùn)行橫向平穩(wěn)性

工況1至工況11的車體司機(jī)室橫向振動(dòng)加速度最大值見圖11。從結(jié)果看，蛇行激勵(lì)疊加隨機(jī)激勵(lì)后司機(jī)室橫向振動(dòng)加速度均顯著大于純蛇行激勵(lì)的工況；司機(jī)室橫向振動(dòng)加速度隨蛇行激勵(lì)頻率增大總體先增后降，在3 Hz時(shí)加速度最大。

工況1至工況11的車體司機(jī)室橫向平穩(wěn)性指標(biāo)見圖12。從結(jié)果看，疊加隨機(jī)激勵(lì)后司機(jī)室橫向平穩(wěn)性指標(biāo)均大于純蛇行激勵(lì)的工況，但在2～3 Hz蛇行激勵(lì)時(shí)差別很小，這說明2～3 Hz蛇行激勵(lì)對橫向平穩(wěn)性指標(biāo)影響占比很大。而隨機(jī)激勵(lì)疊加1 Hz以下蛇行激勵(lì)時(shí)的橫向平穩(wěn)性指標(biāo)與純隨機(jī)激勵(lì)時(shí)相當(dāng)，即文中機(jī)車1 Hz以下蛇行激勵(lì)對橫向平穩(wěn)性指標(biāo)影響較小。

圖11 車體司機(jī)室橫向振動(dòng)加速度

圖12 車體司機(jī)室橫向平穩(wěn)性指標(biāo)

4 結(jié) 論

利用多體動(dòng)力學(xué)軟件建立了某四軸式機(jī)車動(dòng)力學(xué)模型，計(jì)算了機(jī)車在不同頻率輪對蛇行激勵(lì)下的橫向位移和加速度響應(yīng)，計(jì)算和比較了機(jī)車在純蛇行激勵(lì)和蛇行激勵(lì)疊加隨機(jī)方向不平順的機(jī)車橫向平穩(wěn)性。通過計(jì)算分析得出如下結(jié)論：

(1)純蛇行激勵(lì)時(shí)，構(gòu)架和車體的位移和加速度頻率與蛇行頻率一致。在蛇行頻率4 Hz范圍內(nèi)，構(gòu)架橫向位移幅值與輪對基本一致，車體橫向位移幅值隨著輪對蛇行頻率的升高大體呈減小趨勢。

(2)輪對和構(gòu)架的橫向振動(dòng)加速度隨著輪對蛇行頻率的增加急劇增大，車體橫向振動(dòng)加速度和橫向平穩(wěn)性指標(biāo)隨著輪對蛇行頻率的增加先增后減，文中機(jī)車在輪對蛇行頻率2 Hz時(shí)車體司機(jī)室橫向振動(dòng)加速度和橫向平穩(wěn)性指標(biāo)最大。

(3)蛇行激勵(lì)疊加隨機(jī)激勵(lì)時(shí)司機(jī)室橫向平穩(wěn)性指標(biāo)均大于純蛇行激勵(lì)的工況，但機(jī)車在2～3 Hz蛇行激勵(lì)時(shí)這種差別很小，這說明在2～3 Hz蛇行激勵(lì)對橫向平穩(wěn)性指標(biāo)影響占比很大，而1 Hz以下蛇行激勵(lì)對橫向平穩(wěn)性指標(biāo)影響很小。

(4)機(jī)車踏面外形優(yōu)化和懸掛系統(tǒng)匹配時(shí)應(yīng)盡量錯(cuò)開機(jī)車常用速度范圍內(nèi)轉(zhuǎn)向架蛇行頻率和車體的滾擺頻率，實(shí)現(xiàn)充分隔振從而減小轉(zhuǎn)向架蛇行對橫向平穩(wěn)性的不利影響。