160 km/h低地板動車組鉸接轉(zhuǎn)向架研制

陸海英 薛文根 李 穩(wěn) 舒 友

(中車長春軌道客車股份有限公司國家軌道客車工程研究中心， 130062， 長春∥第一作者， 正高級工程師)

中車長春軌道客車股份有限公司于2015年1月至2017年6月，首次研制了成功出口馬來西亞的速度160 km/h的低地板鉸接動車組。整列動車組由4個車體、5臺轉(zhuǎn)向架組成,其中包括2臺CW8100型端部動力轉(zhuǎn)向架、2臺CW8000D型中間鉸接動力轉(zhuǎn)向架和1臺CW8000T型中間鉸接非動力轉(zhuǎn)向架。3種類型轉(zhuǎn)向架的總體結(jié)構(gòu)如圖1所示。動車組轉(zhuǎn)向架配置及軸端設(shè)備安裝如圖2所示。轉(zhuǎn)向架的設(shè)計、計算及試驗驗證執(zhí)行文獻[1-6]的相關(guān)要求。除計算分析及驗證外，轉(zhuǎn)向架構(gòu)架、車輪、車軸等主要承載零部件均完成了臺架靜強度和疲勞強度試驗驗證。整列動車組交付后，在吉隆坡國際機場線進行了最高運行速度為179.6 km/h的動力學(xué)試驗。線路實測結(jié)果表明，整列動車組的穩(wěn)定性、安全性及舒適度等動力學(xué)指標(biāo)均符合文獻[1-2]的相關(guān)要求。自2018年3月正式投入載客運營以來，單列動車組的累計安全運營里程已超過100萬km。

a) CW8100型端部動力轉(zhuǎn)向架

圖2 動車組轉(zhuǎn)向架配置及軸端設(shè)備安裝Fig.2 EMU bogie configuration and installation of axle end equipment

1 低地板動車組鉸接轉(zhuǎn)向架結(jié)構(gòu)設(shè)計

轉(zhuǎn)向架采用模塊化設(shè)計，全列動車組具有相同功能的轉(zhuǎn)向架完全可以互換。端部轉(zhuǎn)向架和鉸接轉(zhuǎn)向架具有相同的主體結(jié)構(gòu)和設(shè)計理念。所有轉(zhuǎn)向架具有完全相同的車輪、軸箱組成、一系懸掛裝置、驅(qū)動裝置和基礎(chǔ)制動裝置。端部動力轉(zhuǎn)向架和鉸接動力轉(zhuǎn)向架具有完全相同輪對裝置；鉸接動力轉(zhuǎn)向架和鉸接非動力轉(zhuǎn)向架具有完全相同的構(gòu)架裝置和二系懸掛裝置。轉(zhuǎn)向架結(jié)構(gòu)的主要技術(shù)參數(shù)如表1所示。

表1 轉(zhuǎn)向架主要技術(shù)參數(shù) Tab.1 Main technical parameters of bogie

1.1 轉(zhuǎn)向架構(gòu)架裝置

端部動力轉(zhuǎn)向架與中間鉸接動力轉(zhuǎn)向架構(gòu)架除軸距不同引起的差異外，基本采用相同的設(shè)計結(jié)構(gòu)，均為單主橫梁形式H型焊接構(gòu)架，如圖3所示。轉(zhuǎn)向架構(gòu)架主結(jié)構(gòu)由2根側(cè)梁和1根橫梁組成，二者上、下蓋板之間的焊縫均設(shè)計為可采用超聲波探傷的對接焊縫。轉(zhuǎn)向架構(gòu)架全部由鋼板和鍛件組焊而成，整個構(gòu)架設(shè)計中不采用鑄件。構(gòu)架焊接完工后不進行熱處理。為便于模塊化生產(chǎn)制造，構(gòu)架橫梁在與側(cè)梁組焊之前需完成整體機械加工。

圖3 鉸接轉(zhuǎn)向架構(gòu)架裝置Fig.3 Articulated bogie frame device

轉(zhuǎn)向架構(gòu)架所用的鋼板材料規(guī)格均為S335J2W+N。該材料具有優(yōu)良的耐大氣腐蝕特性。牽引拉桿座、轉(zhuǎn)臂定位座和電機吊座的局部結(jié)構(gòu)，以及制動吊座等關(guān)鍵受力支座采用鍛件加工，材料為S355J2+N。

1.2 懸掛裝置

二系懸掛裝置為空氣彈簧直接支撐車體的無搖枕結(jié)構(gòu)。與端部轉(zhuǎn)向架采用2個空氣彈簧不同，鉸接轉(zhuǎn)向架采用“四空簧式”結(jié)構(gòu)，由4個空氣彈簧分別支撐兩相鄰車體的端部四角，如圖4所示。3種類型的轉(zhuǎn)向架均采用雙抗側(cè)滾扭桿結(jié)構(gòu)和Z字型雙拉桿牽引裝置。鉸接轉(zhuǎn)向架設(shè)有4個抗蛇行減振器，一端與構(gòu)架側(cè)梁中部減振器安裝座相連，另一端分別與相鄰2個車體的4個減振器安裝座連接。

圖4 鉸接轉(zhuǎn)向架懸掛裝置Fig.4 Articulated bogie suspension device

3種類型的轉(zhuǎn)向架采用參數(shù)完全相同的一系懸掛裝置和轉(zhuǎn)臂式輪對定位裝置。一系懸掛裝置為雙圈螺旋鋼彈簧，彈簧下部設(shè)有適當(dāng)厚度的橡膠墊，內(nèi)部設(shè)有垂向止擋。

相鄰車體之間采用球形橡膠關(guān)節(jié)式鉸接裝置，鉸接裝置通過螺栓與鉸接轉(zhuǎn)向架中心銷連接。此外，在所有鉸接轉(zhuǎn)向架上方，相鄰車體的頂部設(shè)有車間橫向減振器，如圖5所示。

圖5 車間懸掛裝置Fig.5 Suspension device between car bodies

1.3 輪對、軸箱及軸承

全列車所有轉(zhuǎn)向架采用完全相同的車輪、動力車軸、三體式轉(zhuǎn)臂軸箱及軸承。非動力車軸僅在軸身中部與動力車軸有區(qū)別。動力車軸軸身直徑為188 mm，非動力車軸軸身直徑為180 mm。車輪材料為ER8，車軸材料為EA4T。為便于定期探傷檢查，車軸設(shè)計為空心車軸，內(nèi)孔直徑為65 mm。三體式轉(zhuǎn)臂軸箱由軸箱體、轉(zhuǎn)臂和轉(zhuǎn)臂箍組成，材料為球墨鑄EN-GJS-400-18-LT。

軸箱軸承為準(zhǔn)自密封雙列圓柱滾子軸承，其基本尺寸為：內(nèi)徑130 mm,外徑240 mm,寬度160 mm。軸箱軸承的設(shè)計使用壽命里程為200萬km，且其理論計算壽命不小于使用壽命的1.25倍，免維護周期為100萬km或6年。

1.4 驅(qū)動裝置

如圖6所示，牽引電機通過4個具有適當(dāng)三向剛度的橡膠節(jié)點吊掛在轉(zhuǎn)向架構(gòu)架橫梁上。通過電機彈性吊掛隔離高頻振動改善了電機的工作條件，電機吊掛的安全可靠性得以提升；同時，改善了轉(zhuǎn)向架構(gòu)架的受力狀態(tài)，提高了構(gòu)架本身的疲勞可靠性。

為盡可能降低車體地板高度，采用具有較小高度的緊湊型兩級傳動齒輪箱。其中，齒輪箱減速比為4.919，通過鼓形齒聯(lián)軸器傳遞扭矩。

圖6 驅(qū)動裝置Fig.6 Motor drive device

1.5 基礎(chǔ)制動裝置

為獲得相鄰車體之間低地板通道的最佳寬度，采用在構(gòu)架端部吊掛的緊湊型單元式輪盤制動。每個制動單元通過4個M20的高強度螺栓吊掛在構(gòu)架端部的制動吊座上 。每臺轉(zhuǎn)向架均有1套具有停放制動功能的輪盤制動單元。

2 低地板動車組鉸接轉(zhuǎn)向架承載部件的強度計算及臺架試驗

轉(zhuǎn)向架關(guān)鍵承載零部件主要包括構(gòu)架、車輪、車軸等，所有承載零部件的靜強度和疲勞強度均按照文獻[3-6]中的相關(guān)要求進行設(shè)計、計算及試驗。

2.1 構(gòu)架

根據(jù)文獻[3] ，采用有限元方法進行構(gòu)架靜強度和疲勞強度分析。以鉸接動力轉(zhuǎn)向架構(gòu)架為例，本研究完成了53種超常載荷工況組合的靜強度計算，以及71種運營載荷工況組合的疲勞強度計算。

經(jīng)計算分析，構(gòu)架最大von-Mises應(yīng)力(296.262 MPa)出現(xiàn)在電機振動與沖擊工況下構(gòu)架側(cè)梁上蓋板空氣彈簧座附近的母材折彎處(見圖7),且該應(yīng)力值小于該處母材的許用應(yīng)力355 MPa，材料利用率為0.834 5。由此可見，構(gòu)架靜強度滿足標(biāo)準(zhǔn)要求。

圖7 構(gòu)架最大應(yīng)力時的材料利用率分布云圖Fig.7 Material utilization rate distribution at the maximum stress of bogie frame

根據(jù)文獻[4] ，通過材料利用率對構(gòu)架進行疲勞強度評估。構(gòu)架材料利用率分布見圖8。由圖8可見，材料利用率最大位置在構(gòu)架側(cè)梁上蓋板空氣彈簧座附近的母材折彎處，最大材料利用率為0.999 8，故考慮此處為壓應(yīng)力區(qū)。由此可見，構(gòu)架具有足夠的疲勞強度。

圖8 構(gòu)架材料利用率分布云圖Fig.8 Material utilization rate distribution of bogie frame

構(gòu)架靜強度和疲勞強度試驗如圖9所示。靜強度試驗結(jié)果表明，無論是在超常載荷工況還是在正常載荷工況下，構(gòu)架最大應(yīng)力均小于允許值。對構(gòu)架主結(jié)構(gòu)、電機吊座、制動吊座及牽引拉桿座等關(guān)鍵受力支座進行了1 000萬次加載疲勞試驗，并分階段對構(gòu)架進行磁粉探傷，均未發(fā)現(xiàn)裂紋。臺架試驗表明，構(gòu)架靜強度和疲勞強度均滿足標(biāo)準(zhǔn)要求。

圖9 構(gòu)架強度試驗Fig.9 Frame strength bench test

2.2 車軸

根據(jù)文獻[5]對車軸靜強度和疲勞強度進行計算和試驗。以鉸接動力轉(zhuǎn)向架車軸為例，考慮最大彎矩截面、小尺寸截面、應(yīng)力集中區(qū)及安裝配合面等因素，將車軸分為29個危險截面。計算結(jié)果表明，車軸最小安全系數(shù)為2.4，說明其靜強度滿足標(biāo)準(zhǔn)要求；車軸最小安全系數(shù)為1.22(新軸)和1.09(等級修車軸)， 說明其疲勞強度滿足標(biāo)準(zhǔn)要求。

對車軸進行了1 000萬次臺架疲勞試驗，如圖10所示。試驗后對車軸進行磁粉探傷，顯示無缺陷，表明車軸強度滿足標(biāo)準(zhǔn)要求。

圖10 車軸強度試驗Fig.10 Axle strength bench test

2.3 車輪

根據(jù)文獻[6] ，采用有限元方法對車輪進行強度計算。考慮具體車輪結(jié)構(gòu)選取4個截面，按照7種工況對車輪靜強度進行計算，計算結(jié)果如表2所示。由表2可知，車輪的安全系數(shù)均大于1，即車輪靜強度滿足標(biāo)準(zhǔn)要求。

表2 車輪最大von-Mises應(yīng)力及安全系數(shù)Tab.2 Maximum wheel von-Mises stress and safety factors

計算車輪不同節(jié)點的最大應(yīng)力、最小應(yīng)力、平均應(yīng)力及應(yīng)力幅，并根據(jù)ER8車輪的Haigh疲勞曲線及材料利用率對車輪內(nèi)外面疲勞強度進行評估。通過計算可知，即使在機械載荷和熱載荷共同作用下，車輪外側(cè)所有節(jié)點的平均應(yīng)力及應(yīng)力幅均在Haigh曲線內(nèi)，如圖11所示。如圖12所示，車輪材料的最大利用率為0.96，小于1.00。由此可知，車輪疲勞強度滿足要求。

注：σm為平均應(yīng)力；σa為應(yīng)力幅值。圖11 車輪外側(cè)所有節(jié)點的Haigh疲勞曲線Fig.11 Haigh fatigue curve of all nodes outside the wheel

圖12 車輪外側(cè)所有節(jié)點的材料利用率曲線Fig.12 Material utilization curve of all nodes outside the wheel

對車輪進行強度試驗，如圖13所示。施加幅值為±240 MPa的應(yīng)力并進行 1 000萬次疲勞試驗。試驗后對被試車輪進行磁粉探傷，未發(fā)現(xiàn)初始裂紋，表明車輪強度滿足要求。

圖13 車輪強度試驗Fig.13 Wheel strength bench test

3 低地板動車組動力學(xué)性能計算及試驗驗證

3.1 低地板動車組的動力學(xué)性能計算

為分析驗證出口馬來西亞的速度為160 km/h的低地板鉸接動車組的動力學(xué)性能，建立了4車體、5轉(zhuǎn)向架動力學(xué)模型，并對整列列車進行了多工況條件下的動力學(xué)仿真分析，如圖14所示。由圖14可見：

1) 在空車狀態(tài)下，列車臨界運行速度達到289 km/h。

2) 列車運行速度在200 km/h范圍內(nèi)時，其舒適度滿足文獻[2]的“良好”乘坐品質(zhì)要求。

3) 無論列車處于直線還是曲線，所計算速度范圍內(nèi)的輪軸橫向力、脫軌系數(shù)、傾覆系數(shù)和輪軌垂向力等指標(biāo)均滿足文獻[1]的規(guī)定。

圖14 低地板鉸接動車組列車動力學(xué)仿真模型Fig.14 Train dynamics model of low-floor articulated EMU

典型直線、曲線及最小半徑曲線工況下列車的安全性評估結(jié)果見表3～5(表中各項指標(biāo)數(shù)據(jù)取自Mc1車外端)。

表3 直線工況下列車的安全性指標(biāo)Tab.3 Safety indicators under straight-line condition

表4 曲線工況下列車的安全性指標(biāo) Tab.4 Safety indicators under radius curve condition

表5 最小半徑曲線工況下列車的安全性指標(biāo)Tab.5 Safety indicators under minimum radius curve condition

出口馬來西亞的低地板鉸接動車組在各工況下，柔度系數(shù)均小于0.25。動力學(xué)仿真分析結(jié)果表明,該低地板鉸接動車組的安全性、平穩(wěn)性及舒適度均滿足列車以160 km/h持續(xù)運營的要求。

3.2 低地板動車組動力學(xué)試驗

為確定出口馬來西亞的速度160 km/h的低地板鉸接動車組的運行安全性、平穩(wěn)性和乘坐舒適度是否能夠滿足合同規(guī)定，在馬來西亞吉隆坡國際機場線上對該動車組進行了動力學(xué)性能驗證專項試驗。試驗中，選取Mc2車和Tc車作為被試車輛，在其上布置測點進行測試。本動車組為4車體、5轉(zhuǎn)向架鉸接動車組。為減少測力輪對的制作數(shù)量，動力學(xué)試驗分2個階段進行。圖15 是測力輪對在2個試驗階段的布置方式。

注：●為測力輪對;Tcp為帶受電弓的拖車。圖15 測力輪對布置Fig.15 Layout of force measurement wheelsets

合同規(guī)定，該動車組在動力學(xué)性能驗證專項試驗中的最高運行速度為176 km/h(列車最高運營速度提高10%)。試驗結(jié)果如下：

1) 依據(jù)文獻[1]規(guī)定的統(tǒng)計分析方法和評定方法，動車組的脫軌系數(shù)和最大輪軸橫向力等運行安全性指標(biāo)，以及構(gòu)架橫向加速度和輪軸橫向力均方根等運行穩(wěn)定性指標(biāo)均低于各自對應(yīng)的限值。由此表明，動車組的運行安全性和穩(wěn)定性均滿足標(biāo)準(zhǔn)要求。

2) 動車組在160 km/h及以下速度級運行時的橫向平穩(wěn)性指標(biāo)最大平均值為1.97，垂向平穩(wěn)性指標(biāo)最大平均值為1.85，均小于2.50。依據(jù)評級，動車組的橫向平穩(wěn)性和垂向平穩(wěn)性均為“優(yōu)級”。

3) 在160 km/h速度條件下通過實測得到動車組橫向連續(xù)舒適度指標(biāo)的加速度最大值為0.27 m/s2，垂向連續(xù)舒適度指標(biāo)的加速度最大值為0.28 m/s2，均小于限值0.30 m/s2；動車組平均舒適度指標(biāo)NMV的最大值為2.36，小于限值 2.5。依據(jù)文獻[2]評定，動車組的連續(xù)舒適度和平均舒適度均達到“舒適”的級別[7]。

4 結(jié)語

1) 由于低地板鉸接動車組車下空間較小，故不論是轉(zhuǎn)向架總體布局設(shè)計，還是關(guān)鍵承載零部件結(jié)構(gòu)設(shè)計均有特定難度，特別是中間鉸接動力轉(zhuǎn)向架的設(shè)計。因此，應(yīng)盡可能加大低地板通道寬度。

2) 本次用于出口項目的速度160 km/h的低地板鉸接動車組為國內(nèi)首次全新自主研發(fā)，通過精心設(shè)計、仿真分析、臺架試驗及線路試驗，轉(zhuǎn)向架構(gòu)架、輪軸等關(guān)鍵承載零部件的強度和動力學(xué)性能指標(biāo)均滿足合同規(guī)定的指標(biāo)要求，首次實現(xiàn)了我國速度為160 km/h的低地板鉸接動車組的出口。

3) 目前，新一代低地板鉸接動車組在歐洲各國的短途運輸中廣泛采用，主要供應(yīng)商有阿爾斯通、龐巴迪等企業(yè)。該項目的成功研制及運用填補了我國此類動力分散型低地板鉸接動車組轉(zhuǎn)向架技術(shù)的空白。