鄧小星， 陳國勝， 沈龍江

(1 中車株洲電力機車有限公司， 湖南株洲 412001；2 大功率交流傳動電力機車系統(tǒng)集成國家重點實驗室， 湖南株洲 412001)

當前，國內采用B0轉向架的160～200 km/h快速客運電力機車遇到的主要動力學問題之一是機車在直線和大曲線上以120 km/h以上速度運行時偶爾出現(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。值得注意的一點是，這種晃車同樣發(fā)生在不平順較好的線路上，當機車未晃車時其橫向平穩(wěn)性指標一般低于2.5，而晃車時機車橫向平穩(wěn)性指標往往高于3.10。因此，可以推斷造成機車橫向平穩(wěn)性指標急劇變大的原因并非線路不平順而懷疑是由機車本身蛇行收斂慢導致的小幅蛇行運動引起，如圖1。以某四軸式電力機車動力學模型為對象，計算機車在純蛇行激勵和蛇行激勵疊加隨機方向不平順激勵下的橫向振動響應，研究小幅蛇行對機車橫向平穩(wěn)性的影響規(guī)律。

圖1 機車蛇行收斂緩慢時輪對橫移

1 分析模型

某四軸式電力機車軸式為B0-B0，轉向架結構見圖2。一系采用鋼彈簧承載和軸箱轉臂定位，二系采用高圓彈簧(每轉向架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，驅動裝置采用彈性架懸懸掛，驅動裝置電機側通過懸掛座懸掛在構架橫梁上，另一側通過兩根長擺桿吊掛在構架端梁上，在驅動裝置和構件設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-轉臂關節(jié)；6-一系彈簧組；7-橫向減振器；8-驅動止擋；9-耦合減振器；10-電機擺桿；11-電機懸掛座；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 轉向架結構

機車及線路的主要動力學分析參數(shù)見表1。

2 計算方案

機車動力學性能分析在時域中進行，計算行車速度200 km/h。主要研究機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，還計算了機車在蛇行激勵疊加隨機方向不平順激勵下的橫向平穩(wěn)性。具體計算工況如下：

表1 機車的主要動力學計算參數(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 計算結果及分析

3.1 蛇行頻率與機車橫向振動響應

工況1至工況5的輪對蛇行位移見圖3，構架、車體司機室橫向位移見圖4、圖5。從結果看，構架橫向位移幅值和頻率與輪對基本一致，車體司機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、構架、車體司機室橫向振動加速度見圖6～圖9，車體司機室橫向平穩(wěn)性指標見圖10。從結果看，輪對和構架的橫向振動加速度隨著輪對蛇行頻率的增加急劇增大，車體司機室的橫向振動加速度和橫向平穩(wěn)性指標隨著輪對蛇行頻率的增加先增大后減小，機車在輪對蛇行頻率2 Hz時車體司機室橫向振動加速度和橫向平穩(wěn)性指標最大。經(jīng)模態(tài)分析文中機車的車體滾擺頻率為1.93 Hz，車體司機室加速度隨激振頻率先增后減并在2 Hz達到峰值符合隔振機理。

圖3 機車輪對蛇行位移

圖4 構架橫向位移

圖5 車體司機室橫向位移

圖6 輪對橫向振動加速度

圖7 構架橫向振動加速度

圖8 車體司機室橫向振動加速度

圖9 輪對、構架和司機室橫向振動加速度

圖10 車體司機室橫向平穩(wěn)性指標

3.2 蛇行激勵疊加線路隨機激勵時的機車運行橫向平穩(wěn)性

工況1至工況11的車體司機室橫向振動加速度最大值見圖11。從結果看，蛇行激勵疊加隨機激勵后司機室橫向振動加速度均顯著大于純蛇行激勵的工況；司機室橫向振動加速度隨蛇行激勵頻率增大總體先增后降，在3 Hz時加速度最大。

工況1至工況11的車體司機室橫向平穩(wěn)性指標見圖12。從結果看，疊加隨機激勵后司機室橫向平穩(wěn)性指標均大于純蛇行激勵的工況，但在2～3 Hz蛇行激勵時差別很小，這說明2～3 Hz蛇行激勵對橫向平穩(wěn)性指標影響占比很大。而隨機激勵疊加1 Hz以下蛇行激勵時的橫向平穩(wěn)性指標與純隨機激勵時相當，即文中機車1 Hz以下蛇行激勵對橫向平穩(wěn)性指標影響較小。

圖11 車體司機室橫向振動加速度

圖12 車體司機室橫向平穩(wěn)性指標

4 結 論

利用多體動力學軟件建立了某四軸式機車動力學模型，計算了機車在不同頻率輪對蛇行激勵下的橫向位移和加速度響應，計算和比較了機車在純蛇行激勵和蛇行激勵疊加隨機方向不平順的機車橫向平穩(wěn)性。通過計算分析得出如下結論：

(1)純蛇行激勵時，構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，構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)輪對和構架的橫向振動加速度隨著輪對蛇行頻率的增加急劇增大，車體橫向振動加速度和橫向平穩(wěn)性指標隨著輪對蛇行頻率的增加先增后減，文中機車在輪對蛇行頻率2 Hz時車體司機室橫向振動加速度和橫向平穩(wěn)性指標最大。

(3)蛇行激勵疊加隨機激勵時司機室橫向平穩(wěn)性指標均大于純蛇行激勵的工況，但機車在2～3 Hz蛇行激勵時這種差別很小，這說明在2～3 Hz蛇行激勵對橫向平穩(wěn)性指標影響占比很大，而1 Hz以下蛇行激勵對橫向平穩(wěn)性指標影響很小。

(4)機車踏面外形優(yōu)化和懸掛系統(tǒng)匹配時應盡量錯開機車常用速度范圍內轉向架蛇行頻率和車體的滾擺頻率，實現(xiàn)充分隔振從而減小轉向架蛇行對橫向平穩(wěn)性的不利影響。