曲天威， 羅世輝， 馬衛(wèi)華

(1. 西南交通大學 牽引動力國家重點實驗室, 四川 成都 610031;2. 中車大連機車車輛有限公司, 遼寧 大連 116022)

2014年底我國第一條30 t軸重重載鐵路(瓦日鐵路，即原晉中南通道)建成通車，與之相適應的30 t軸重重載運輸技術體系基本形成[1]，該體系中的牽引機車軸重在27～33 t范圍，均為電力牽引，若重載鐵路電網因戰(zhàn)爭、極端自然災害等不可控因素無法提供外部能源，則將對運輸產生嚴重影響，因此開展30+3t軸重(通過配重實現30 t軸重和33 t軸重間的轉換，以下簡稱“33 t軸重”)內燃機車技術方案研究及相應的動力學分析，對完善我國30 t軸重重載技術體系和內燃機車型譜具有重要意義。

我國30 t軸重電力機車HXD1F和HXD2F單節(jié)車均為Bo-Bo軸式，內燃機車因柴油機、主發(fā)電機、燃油箱等的集中質量大，單節(jié)車均為Co-Co軸式[2]。Co轉向架軸距大，曲線黏降現象對機車牽引性能發(fā)揮影響顯著，采用徑向轉向架是機車實現高黏著利用的重要措施且取得了極大成功[3]，國內外對其機理的研究較多[4-6]，我國在少量直流機車上也有應用[7-8]。

交流傳動技術使機車功率顯著提升，黏著成為機車充分發(fā)揮牽引能力的重要因素。國內外試驗和理論研究[9-12]均表明，黏著達到飽和后黏著力總體隨蠕滑率進一步增大呈下降趨勢，且機車運行速度越高這一趨勢越明顯。過去的機車動力學研究和機車黏著研究都很少關注同一輪對左右側車輪的黏著系數差異，也缺乏對曲線黏著的定量分析，本文基于提出的33 t軸重內燃機車方案，建立了發(fā)揮牽引力狀態(tài)下的機車動力學模型并對此開展研究。

1 33 t軸重內燃機車總體技術方案

中車大連公司25 t軸重大功率交流傳動內燃機車技術平臺，是以HXN3型干線重載內燃機車研發(fā)為基礎而搭建的，該型機車額定功率4 400 kW，最大起動牽引力620 kN，恒功率速度范圍23～120 km/h，滿足干線牽引5 000～6 000 t的要求[13]。

本文基于該技術平臺，借鑒平臺典型車型HXN3、HXN3B的特點，吸收國外大軸重內燃機車成功經驗[3]，確定33 t軸重內燃機車的初步方案。

1.1 機車總體布局與主要技術參數

33 t軸重重載內燃機車動力系統(tǒng)與HXN3相同，均采用電子噴射裝置的16V265H型柴油機,高可靠性的架控交流傳動系統(tǒng),微機網絡控制系統(tǒng),高集成化的主輔發(fā)電機,以及計算機控制的空氣制動系統(tǒng)等。車體采用獨立的彈性隔振司機室、內走廊、整體承載、燃油箱與底架一體化的結構方式。

軸重增加部分主要由3部分組成，分別是轉向架結構增強需要的質量,車體結構增強需要的質量,以及車體配重。車體配重用于實現機車30 t軸重與33 t軸重之間的轉換。機車總體布局見圖1，主要技術參數見表1。

新方案與HXN3機車除了軸重不同，還有以下不同之處：①牽引、制動特性的恒功率速度點更低；②轉向架質量和懸掛參數不同，且為實現高黏著利用，提出了三軸傳統(tǒng)轉向架和三軸徑向轉向架2種方案進行比較；③關鍵承載部件強度設計要求不同。

圖1 機車總體布局方案

表1 33 t軸重內燃機車主要技術參數

1.2 機車牽引與制動特性

相比25 t軸重機車，33 t軸重機車的黏著質量增大了32%，機車的起動牽引力和持續(xù)牽引力相應增加，在電機特性不變前提下，為匹配起動牽引力增大需降低恒功率速度點。據此構筑8檔位牽引特性曲線(見圖2)及制動特性曲線(見圖3)，機車持續(xù)制輪周牽引功率和電制動功率為3 700 kW。

圖2 牽引特性曲線

圖3 制動特性曲線

2 重載轉向架方案

大功率重載內燃機車均采用三軸轉向架，三軸轉向架又可分為傳統(tǒng)轉向架和徑向轉向架2種。其中徑向轉向架在美國EMD公司大軸重內燃機車上應用非常成功，對改善機車曲線通過性能、減小輪緣磨耗和減小曲線黏降效果顯著。33 t軸重內燃機車總體方案中，這2種轉向架方案均可作為選擇。

2.1 三軸傳統(tǒng)轉向架方案

借鑒25 t軸重大功率內燃機車三軸傳統(tǒng)轉向架技術平臺，可確定33 t軸重機車三軸轉向架基本方案，見圖4。

圖4 三軸傳統(tǒng)轉向架基本方案

33 t軸重內燃機車采用的轉向架總質量設為31.5 t，與25 t軸重HXN3型、HXN3B型內燃機車轉向架總質量22.9、25 t相比分別提高了37.6%和26%，質量增加部分用于全面加強轉向架的各承載結構。

在懸掛設計方面，依據120 km/h速度級貨運機車特點，一、二系總靜撓度約為125 mm，HXN3、HXN3B機車二系橡膠旁承靜撓度超過15 mm，在運用中橫向復位力較弱，此處取10 mm作為二系靜撓度，取115 mm作為一系靜撓度，總靜撓度125 mm，再依據機車質量分配可確定轉向架一、二系懸掛的垂向剛度，并通過單機惰行下的動力學參數優(yōu)化，得到機車的最優(yōu)動力學參數。

2.2 三軸徑向轉向架方案

徑向轉向架的原理是兩端輪對能夠產生一定的相互回轉，使得各輪對都盡可能地靠近曲線半徑方向。在圖4傳統(tǒng)轉向架中增加圖5所示徑向調整機構，并進行適應性改動，可得到徑向轉向架方案，其動力學參數除端軸一系懸掛參數外，均保持不變。端輪對與導向機構(可相對構架繞鉛垂軸轉動的)導向梁通過軸箱拉桿相連，端輪對左右軸箱相對構架具有縱向運動自由度，因此端輪對軸箱的一系懸掛設計是徑向轉向架的關鍵，具體方案見圖6。圖中附加橡膠疊層彈簧在輪對相對構架發(fā)生橫向和搖頭運動時將發(fā)揮作用，提供足夠的橫向剛度和適當的搖頭剛度，但不影響其徑向調整，也是徑向轉向架端軸一系懸掛設計的關鍵。

圖5 三軸徑向轉向架的徑向調整機構

圖6 徑向轉向架端輪對一系懸掛方案

2.3 33 t軸重機車的輪軌廓形

我國30 t軸重重載技術體系中鋼軌采用75 N廓形[14]，機車車輪采用JM3廓形，采用諧波法計算輪軌匹配等效錐度結果見圖7，在7 mm以內橫移振幅范圍的接觸等效錐度約為0.094。

圖7 JM3/75N輪軌匹配等效錐度

3 牽引狀態(tài)下的機車動力學建模

機車車輛是典型的多體系統(tǒng)，Kortüm[15]對車輛多體系統(tǒng)采用牛頓-歐拉法建立動力學普遍方程的過程進行了詳細介紹。在多體動力學中采用通路矩陣或關聯矩陣來表達系統(tǒng)的運動、力元等的拓撲構型，采用體矢量描述剛體上的質心,鉸和力元連接點等特征點的位置、速度和加速度[16]?，F今成熟的多體系統(tǒng)程序為機車車輛動力學分析提供了高效手段，本文采用Simpack程序進行建模和仿真。

3.1 牽引力的建模

根據第2節(jié)中的機車結構特點、動力學參數和輪軌廓形，可建立常規(guī)的單機動力學模型，見圖8。其中電機及齒輪箱視為一個剛體，僅具有相對車軸的轉動自由度，該剛體非車軸端通過吊桿懸吊于構架，模擬機車的軸懸式驅動裝置。

圖8 機車動力學模型(后轉向架視圖)

在此基礎上，對每個輪對建立力元(Simpack中93號力元)，由驅動裝置向輪對施加扭矩。為避免瞬時沖擊過大，扭矩值在一定時長內由零線性增至最大值并保持，最大值為牽引特性曲線(圖2)中對應速度的牽引力和車輪半徑的乘積，取正值。

3.2 牽引力的平衡

由于對每個輪對均施加有驅動扭矩，若不加以平衡，則機車將處于加速過程。為計算某速度下的曲線黏著系數，必須在加有牽引扭矩的模型中再增加車鉤阻力，且車鉤阻力始終與牽引力平衡。通過將具有長度的車鉤一端與機車鉸接，另一端與一個剛體(虛擬列車)鉸接，且該剛體即虛擬列車的運動關系定義為沿軌道恒速前進(Simpack中9號鉸，并取零自由度)，實現任意線路上的牽引力平衡。

3.3 模型檢驗——軸重轉移計算

機車采用傳統(tǒng)轉向架或徑向轉向架動力學模型的區(qū)別僅在于轉向架端軸的水平定位不同，垂向特性一致，軸重轉移計算可不做區(qū)別，但徑向轉向架可顯著減小曲線通過時的沖角，因此曲線黏降與傳統(tǒng)轉向架存在顯著差別。可以通過機車起動時的軸重轉移計算檢驗模型的準確性。

軸重轉移與牽引黏著系數有關，黏著系數越大軸重轉移越大。取輪軌黏著系數為0.41[17]，33 t軸重機車的單軸牽引力為133 kN，每個輪對的驅動扭矩約69 kN·m，起動計算速度取1 km/h，可得到各輪對軸重變化，其中機車前轉向架一位輪對減載量最大，以此作為機車軸重轉移衡量指標，見圖9。結果顯示對應0.41黏著系數的軸重轉移為11.3%。

圖9 最大起動牽引力下的軸重轉移

美國GM公司徑向轉向架內燃機車通過試驗得到0.35黏著系數時軸重轉移約為10%，0.25黏著系數時軸重轉移僅為7%[3]，由圖9可查出對應這2個黏著系數的軸重轉移分別為9.7%和6.7%。差異的形成與牽引點高度、車鉤高度、一系和二系懸掛剛度、軸距等諸多因素有關，但這兩種同軸重等級的交流傳動重載貨運內燃機車的軸重轉移指標具有可比性，可間接驗證所建模型的合理性和準確性。建議應用本方法時，黏著系數取值大于實際允許值(如取0.45)，以避免黏著不夠引起的輪對空轉。

4 曲線黏降現象及曲線黏著定性分析

4.1 導向輪對兩側車輪的橫向蠕滑率

以曲線外軌側(以下稱為左側)為例，輪軌接觸斑的空間幾何關系見圖10。曲線上左右車輪的前進速度vl,r=v(1±b0/R)，其中下標l, r表示左右側輪，v為名義前進速度，b0為左右輪滾動圓間距之半，R為曲線半徑，r為車輪滾動圓半徑，ω為輪對轉速，輪對連體坐標與參考坐標的名義幾何夾角為β=l0/R，l0為端軸距之半，輪軌接觸的相關角度見圖10(a)。

圖10 左側車輪接觸斑空間位置與速度

根據圖10(b)的幾何關系及縱向蠕滑率γ1和橫向蠕滑率γ2定義，可得到導向輪對左右側車輪橫向蠕滑率(相對接觸斑車輪坐標系)

( 1 )

( 2 )

式中：Ω=v/R為輪對連體坐標系在投影面的旋轉角速度，矢量方向沿Z″正方向；δxl,r為左右輪接觸斑相對輪對中心的縱向偏離量，矢量方向分別沿X″正、負方向，偏離量由超前(落后)角確定

δxl,r=rl,rsinζl,r

( 3 )

將式( 3 )代入式( 2 )，得到

( 4 )

( 5 )

進一步考慮到在曲線上轉向架后端輪對近似占據徑向位置，轉向架搖頭角約為-β，對前輪對而言ψ≈-β，因此曲線上前輪對的沖角約為α≈-2β。有

( 6 )

式(6)表明到達曲線穩(wěn)態(tài)位置時，輪對兩側車輪的橫向蠕滑率由兩部分組成：一部分與軸距和名義曲率成正比；另一部分與滾動圓半徑、鋼軌曲率、接觸斑超前(落后)角和車輪接觸角有關。式( 6 )證明曲線通過時內側輪沖角αr始終超過外側輪沖角αl，兩者之差為

( 7 )

式( 6 )中車輪滾動圓半徑顯著小于端軸距，且超前(落后)角是一個較小量，說明曲線通過時由幾何沖角引起的導向輪對左右輪的橫向蠕滑率占主導，但兩者因接觸斑位置不同有較小差異。

4.2 曲線黏降

機車可用牽引黏著與縱向蠕滑率有關，但縱向和橫向蠕滑率之間又相互影響。Frederich[18]忽略自旋蠕滑給出了下列擬合公式描述了縱、橫向蠕滑系數fx、fy與縱、橫向蠕滑率的關系

( 8 )

依據式( 8 )可得到圖11，直觀地體現橫向、縱向蠕滑率對縱向、橫向蠕滑系數的影響。

圖11 蠕滑系數與蠕滑率的關系[18]

圖11顯示橫向蠕滑率越大則縱向蠕滑特性曲線越低，意味著同樣縱向蠕滑率下對應可得到的縱向牽引力越小，由于曲線上始終存在沖角引起的橫向蠕滑率，因此曲線上的牽引黏著降低，這一現象稱為曲線黏降。

4.3 曲線黏著定性分析

原理上摩擦發(fā)生在一個方向，只有一個總的蠕滑特性曲線，蠕滑力在橫向、縱向的分量只是其坐標決定的。設總蠕滑率為ξ，總的摩擦力T=f(ξ)由蠕滑特性確定并與總蠕滑率ξ方向相反，其沿輪軌接觸斑車輪坐標的分量為Tx、Ty，即縱、橫向黏著力。總蠕滑率為縱、橫向蠕滑率的合成

( 9 )

合成黏著力的2個分量滿足

(10)

根據黏著系數的定義，由式( 9 )、式(10)并考慮式( 6 )，且僅考慮幾何沖角效應，可得到適用于所有半徑曲線的黏著公式

(11)

式中：μx,R為曲線可用黏著；μ為摩擦系數(即平直道純縱向蠕滑下的可用黏著)。

以本文機車通過R300曲線為例，2l0=3 680 mm，得到μx,R=79%μ(取ξ=2%)、87%μ(取ξ=2.5%)或91%μ(取ξ=3%)。不同的總蠕滑率得到的結果不同?？側浠实暮侠砣≈蹬c實際的運行速度和輪軌蠕滑特性有關。

針對交直傳動內燃機車，中國鐵道科學研究院在0～30 km/h速度范圍，試驗得到了機車小半徑曲線上的黏著系數與直線黏著系數的關系[19]

μx,R=μ·(0.805+0.000 355R)

(12)

依據式(12)得到R300曲線上μx,R=91%μ，與式(11)總蠕滑率取ξ=3%的結果相同。交直傳動內燃機車的起動黏著系數僅取0.32，遠低于高黏著機車0.41的黏著系數，不宜將式(12)用于高黏著機車。大量試驗顯示，在考慮另一方向蠕滑率時，縱、橫向蠕滑率在達到1.5%～2%時均已越過特性曲線的零斜率點[20]，兩者同時達到1.5%～2%時的總蠕滑率為2.1%～2.8%，因此利用式(11)進行曲線黏著計算時，偏于保守，建議總蠕滑率ξ取2%～2.5%。

5 33 t軸重內燃機車曲線黏著計算

5.1 計算工況

依據圖7，可將R300曲線視為典型的“小半徑曲線”，其不考慮輪緣效應的純滾線偏離線路中心線已超過輪軌間隙；將R1 000曲線視為典型的“大半徑曲線”，其純滾線偏離線路中心線略超過3 mm的輪軌關系線性化的橫移振幅。在這2種曲線條件下，對機車采用2種不同轉向架方案的曲線黏著進行對比。

大、小半徑曲線均依次由直線段、進緩和曲線段、圓曲線段組成。曲線超高均為120 mm，對應大、小半徑曲線的超高順坡分別為1‰和2‰。

曲線起動計算時，機車速度取1 m/s低速，起動扭矩取最大扭矩(軸重轉移計算中采用的每軸69 kN·m)的90%，扭矩在機車完全進入圓曲線時由零線性增至規(guī)定值。曲線通過計算時，未平衡離心加速度取0.6 m/s2，其對應R300曲線通過速度73 km/h，對應R1 000曲線通過速度134 km/h(該速度超過機車最大運用速度，僅為研究性計算取值)。參考圖2中滿功率手柄位(TE8)，對應這2個速度的牽引力分別為200、100 kN(此值為推算值僅用作理論分析)，對應向車軸施加的扭矩分別為17.5、8.75 kN·m。通過R300曲線的計算時長取30 s，通過R1 000曲線的計算時長取20 s，扭矩在0～5 s內由零線性增至規(guī)定值。根據文獻[17]的牽引黏著系數推薦公式，起動計算時摩擦系數取0.41，曲線通過計算時摩擦系數均取0.31。用FASTSIM得到2種條件下的縱向最大可用黏著特性曲線，見圖12。

圖12 2種條件下的縱向最大可用黏著特性

5.2 曲線起動過程中的曲線黏著

為判定輪軸是否能可靠發(fā)揮牽引力，本文以圖12所示的特定黏著特性為前提，且該特性始終保持不變，以縱向蠕滑率1.25%(絕對值，實際方向與牽引力相反。下文中均指絕對值)作為機車仍能可靠發(fā)揮牽引力的極限值，輪對左右側車輪縱向蠕滑率均超過此值時，即認為輪對失去黏著。該值僅因本文計算需要而設定，不是工程推薦值。

5.2.1 小半徑曲線

在施加扭矩的過程中，同一時刻左側輪縱向蠕滑率大于右側，隨扭矩增大，兩者差異縮小，在小半徑曲線上幾乎在同時刻達到1.25%的縱向蠕滑率，見圖13(a)，在大半徑曲線上左側車輪先于右側車輪達到1.25%，見圖13(b)。只要一側車輪保持黏著，整個輪對就不會失去黏著。

圖13 車輪縱向蠕滑率時間歷程

采用傳統(tǒng)轉向架時，機車最前端一位輪對左右側車輪的縱向黏著系數-蠕滑率的結果見圖14(a)，兩者在同一時刻達到1.25%的縱向蠕滑率限值，扭矩加載過程的左右輪牽引力見圖14(b)，扭矩從第80 s開始由零增長至90%×69 kN·m(消除10%軸重轉移影響)，達到極限時左右車輪的牽引力見圖14(b)中標出的數值。右側輪輸出牽引力顯著超過左側輪，去除軸重轉移因素(0.303黏著系數下對應軸重轉移比0.41黏著下多計入了3%)，曲線可用黏著為直線上的77%(0.303/0.41+3%)，與第4.3節(jié)定性分析中總蠕滑率取ξ=2%所得79%的結果相近，由于式(11)中未計入式( 6 )中等式右邊第2項次要因素的影響，因此得到的結果略大于數值仿真結果。

圖14 機車一位輪對牽引力發(fā)揮(傳統(tǒng)轉向架)

保持同等計算條件，得到采用徑向轉向架的類似結果見圖15，導向輪對左右兩側車輪在同一時刻達到1.25%的縱向蠕滑率限值，達到限值時左右車輪的牽引力見圖15(b)中標出的數值。去除軸重轉移因素，曲線可用黏著為直線上的87.1%(0.35/0.41+1.7%)。

圖15 機車一位輪對牽引力發(fā)揮(徑向轉向架)

5.2.2 大半徑曲線

R1 000大半徑曲線上起動計算結果見圖16、圖17，在達到大牽引力時2種轉向架的結果基本相同。左側車輪先于右側車輪達到1.25%，并隨扭矩增大繼續(xù)增大，直至右側車輪的縱向蠕滑率也達到1.25%時為止，此時左側車輪縱向蠕滑率略超1.5%，對應左右車輪的牽引力見圖16(b)和圖17(b)中標出的數值。去除軸重轉移因素，2種轉向架曲線可用黏著為直線上的95.7%(0.39/0.41+0.6%)，按式(11)得到的值為98.3%(取ξ=2%)，略大于數值仿真結果。

圖16 機車一位輪對牽引力發(fā)揮(傳統(tǒng)轉向架)

圖17 機車一位輪對牽引力發(fā)揮(徑向轉向架)

在曲線起動過程中，由于徑向調整機構的作用，2種轉向架一位輪對左右側車輪牽引力的時間歷程表現出很大的差異。徑向轉向架在極低速度下通過曲線時，惰行或小牽引力下即能發(fā)揮有利作用，大牽引力時兩者差別縮小，徑向轉向架對提高小半徑曲線的起動黏著具有顯著優(yōu)勢。

5.3 曲線通過過程的曲線黏著

5.3.1 較大欠超高通過

機車以0.6 m/s2未平衡離心加速度欠超高通過曲線且發(fā)揮相應牽引力時，一位輪對縱向蠕滑率時間歷程見圖18。圖中大小半徑曲線上縱向蠕滑率絕對值遠低于1.25%極限值，機車工作在牽引黏著特性曲線的上升段(見圖12)，可正常發(fā)揮牽引力。圖18還顯示，徑向轉向架相比傳統(tǒng)轉向架在2種曲線上均有優(yōu)勢，體現在同樣牽引能力下車輪的滑動量明顯更小。

圖18 欠超高通過曲線時的縱向蠕滑率

5.3.2 較低速度通過

當機車通過曲線的速度低于上述計算工況時，其輸出牽引力將按恒功率曲線增大。由于摩擦系數在機車起動后隨速度增加初期下降很快，達到0.32后再隨速度降低的程度很緩慢，以0.32為可用黏著，計算機車以30～60 km/h速度通過2種曲線時一位輪對的縱向蠕滑率，結果見圖19。圖19(a)表明傳統(tǒng)轉向架在36 km/h以上的速度通過小半徑曲線時可發(fā)揮100%牽引力，而徑向轉向架的相應速度可低至32 km/h；圖19(b)表明，機車以30 km/h以上速度通過大半徑曲線時，2種轉向架均可發(fā)揮100%牽引力，徑向轉向架的車輪滑動量顯著小于傳統(tǒng)轉向架。

圖19 較低速度通過時的縱向蠕滑率

圖19中還可看到，在35 km/h速度以下，牽引力隨速度呈反比增大很快，且蠕滑率絕對量增長非常快，因此速度越低黏降影響越顯著。

大半徑曲線上轉向架依靠蠕滑導向，左側車輪縱向蠕滑率在牽引基礎上增加導向部分，右側車輪縱向蠕滑率在牽引基礎上減去導向部分，因此左側輪的縱向蠕滑率顯著超過右側車；隨著曲線半徑減小，不僅參與的橫向蠕滑率增大，導向力矩也逐漸減小直至成為導向阻力矩，左右輪縱向蠕滑率差異減小，最終演變成圖18(a)和圖19(a)。

5.3.3 低速度通過

機車保持25 km/h速度通過曲線，通過降低驅動扭矩，觀察機車一位輪對縱向蠕滑率，至少一側輪的絕對值不應超過1.25%，得到對應的曲線黏著。

從圖19可知，在小半徑曲線、大牽引力下左側輪滑動量略小于右側輪，在大半徑曲線、大牽引力下右側輪滑動量小于左側輪。此處計算中，考察滑動量更小的車輪，即小曲線用左側輪，大曲線用右側輪判別，結果見圖20。

圖20 低速通過曲線的蠕滑率與黏著系數

能達到的扭矩比即代表曲線上可用黏著相對于直線黏著的百分比。從圖20(a)得到小曲線上傳統(tǒng)和徑向轉向架能達到的扭矩比分別為71%和81%，實際對應的軸重轉移分別為5.5%和6.3%，比0.32黏著下的8.8%分別多計入了3.3%和2.5%，得到2種轉向架在小曲線上的可用黏著分別為直線上的74.3%和83.5%，徑向轉向架優(yōu)勢顯著，2種轉向架與起動時的曲線黏降相比都更嚴重。

從圖20(b)得到大曲線上傳統(tǒng)和徑向轉向架能達到的扭矩比分別為90%和92%，實際對應的軸重轉移分別為8.3%和8.5%，比0.32黏著下的8.8%分別多計入了0.5%和0.3%，得到2種轉向架在大曲線上的可用黏著分別為直線上的90.5%和92.3%，2種轉向架與起動時的曲線黏降相比都更嚴重。

5.3.4 通過曲線的車輪橫向磨耗

原理上轉向架通過小半徑曲線時依靠車軸橫向力導向，通過大半徑曲線時依靠蠕滑力導向，因此小半徑曲線上外側軌的車輪易發(fā)生輪緣磨耗。

采用不同轉向架的前述機車以欠超高、過超高2種不同速度通過曲線，且發(fā)揮100%相應速度牽引力時的橫向蠕滑率γ2、橫向蠕滑力Ty、磨耗指數(Tyγ2值)，見表2和表3。結果顯示2種轉向架都有如下橫向磨耗特點：①欠超高通過時，外側輪的橫向磨耗比內側輪大得多；②過超高通過時，兩者趨于均勻；③外側車輪磨耗點靠向輪緣，內側車輪磨耗點遠離輪緣，即對于鋼軌而言外側軌在軌距角附近產生磨耗，內側軌在軌頂面產生磨耗；④內側車輪的橫向蠕滑率始終大于外側車輪，驗證了4.1節(jié)中的分析結論。雖然特點相同，但徑向轉向架的磨耗指數顯著小于傳統(tǒng)轉向架，主要與橫向蠕滑率的減小有關。2種轉向架的運用對比表明，前者的輪緣磨耗和踏面磨耗分別僅為后者的16%和62%[7]。

表2 傳統(tǒng)轉向架導向輪對橫向磨耗數據

表3 徑向轉向架導向輪對橫向磨耗數據

6 結論

本文提出了33 t軸重內燃機車的總體初步方案和技術參數選擇依據，構筑了機車牽引特性、制動特性及總體主要技術參數；基于相同轉向架平臺和基本動力學參數，提出了三軸傳統(tǒng)轉向架和三軸徑向轉向架2種方案。針對所提出機車方案，建立了考慮機車牽引力發(fā)揮的多體動力學模型，通過軸重轉移計算對模型進行了驗證，機車在0.41起動黏著系數下機車軸重轉移為11.3%，

從理論上證明了曲線通過時導向輪對內側車輪沖角始終超過外側車輪的特點，基于總蠕滑率的考慮提出了適用于所有曲線的機車曲線黏著公式。動力學計算結果表明，徑向轉向架相比傳統(tǒng)轉向架在提高機車曲線黏著利用、減小車輪滑動量、減輕機車導向車輪磨耗等方面具有顯著優(yōu)勢。