輪對間隙對可變軌距機車動力學性能的影響研究

陳吉永，徐彬倢，馬呈祥，徐艷暉，劉志強

（1 中車大同電力機車有限公司，山西大同 037038；2 西南交通大學 牽引動力國家重點實驗室，成都 610031）

我國和世界各國之間的物資交換運輸日益增多，與絲綢之路經濟帶區域內國家的貿易運輸方式主要依托于第二亞歐大陸橋的鐵路運輸，而第二亞歐大陸橋和計劃建立的第三亞歐大陸橋存在各種軌距，與我國標準軌距1 435 mm 存在差異。采用變軌距轉向架技術對解決軌距差異的優勢巨大，不僅可以大大降低運營成本，也可提高運輸效率，研究變軌距轉向架技術具有重大意義［1-2］。但目前而言，中國變軌距轉向架技術還處于起步階段，早期主要由黃運華等人［3-5］提出了2 套基于獨立旋轉車輪的客車變軌距轉向架設計方案，并指出獨立旋轉車輪的變軌距轉向架的曲線通過能力差等缺點，可以采用大等效錐度踏面、降低輪軌間的摩擦系數和兩輪間加裝彈性耦合機構或者迫導向機構等措施解決此類問題；劉寅華［6］設計了一種基于傳統輪對的貨車變軌距轉向架和一套與之匹配的地面變軌裝置。李芾等［7］總結了國外變軌距轉向架的設計思路、結構組成和輪軸鎖緊機構工作原理等內容。

2016 年，國家科技部立項對速度400 km/h 跨國聯運高速列車進行研發，該列車于2020 年下線，其中1 435/1 520 mm 高速動車組轉向架試驗的最高速度達到600 km/h［8-10］。同時25 t 軸重1 435/1 520 mm 變軌距貨車轉向架的成功研制也為變軌距列車的開行做好了重要的技術儲備［11］，并于2021 年開展機車領域可變軌距轉向架技術的研究。可變軌距機車具有軸重大、轉向架結構緊湊、可供實現變軌距機構設計的空間緊張的特點，這是設計可變軌距轉向架的一大難點，同時要規避既有可變軌距技術的專利保護壁壘，使得設計難度進一步加大。

文中針對中車大同公司25 t 軸重1 435/1 520 mm可變軌距機車及轉向架，應用SIMPACK 仿真軟件建立具有可變軌距結構特征的模型并仿真對比分析，研究輪對間隙對機車動力學性能的影響。

1 可變內側距轉向架的結構特征

機車通過地面變軌裝置時，可變內側距轉向架運行到卸載區域后，軸箱開始承載，輪對開始卸載，輪對完全卸載時其內部結構自動實現車輪與車軸橫向位置解鎖，繼續運行到變軌區域時，依靠地面變軌裝置導向軌夾持車輪橫移實現輪對內側距變化；軌距變化結束進入加載區域時，輪對開始承載，輪對完全承載后其內部結構能自動鎖定內側距，保證機車運行時輪對內側距的穩定。

區別于傳統輪對結構，車輪與車軸之間由過盈配合調整為間隙配合，同時設置能夠鎖定輪對內側距的結構之間也存在小間隙。這里將可變內側距輪對的車輪與車軸之間存在周向間隙和軸向間隙統稱“輪對間隙”。周向間隙指鎖定輪對內側距后車輪相對車軸仍因輪軸為間隙配合，傳遞扭矩結構間存在一定的回轉間隙；軸向間隙指鎖定輪對內側距后鎖緊部位之間存在軸向間隙，即車輪與軸箱組件、軸箱組件與車軸間存在軸向間隙，如圖1 所示。

圖1 周向間隙和軸向間隙示意圖

傳統動力學模型中因為車輪與車軸為過盈配合，所以左右輪與車軸用一個剛體建模。為分析可變內側距輪對間隙對機車動力學的影響，建立考慮周向間隙和軸向間隙的變內側距輪對模型，每個輪對模型由2 個獨立車輪和1 個車軸共3 個剛體組成，每車輪相對車軸考慮橫向和回轉2 個自由度，軸箱組件單獨建立剛體模型，輪對間隙按止擋模式采用分段式線性彈簧—阻尼力元［12］，如圖2 所示，模型參數設置見表1。其中無間隙模型代表：左右車輪與車軸用一個剛體建模，車輪與車軸間無間隙的模型；初始值模型代表：模型中建立了輪對間隙，各間隙值為全新機車時的輪對間隙值；磨耗極限值模型代表：模型中建立了輪對間隙，機車運用一段時間后，輪對間隙達到最大限度值，該值為全新機車輪對間隙值的3 倍。

表1 間隙參數設置

圖2 分段式線性力元示意圖

可變軌距機車設計軸重為25 t，設計速度120 km/h，分別建立1 435、1 520 mm 軌距的機車模型，除輪對部分外，轉向架及整車建模與既有傳統機車建模方法相同。可變軌距機車建模過程中考慮了1 個車體、2 個構架、4 個輪對（每個輪對有2 個車輪和1 個車軸）、8 個軸箱體、4 個牽引電機，每個轉向架均安裝了4 個一系垂向減振器、2 個二系垂向減振器、1 個二系橫向減振器，車體、構架和車軸 考慮6 個自由度，車輪考慮2 個自由度，軸箱體考慮2 個自由度，驅動裝置只考慮1 個自由度，共計78 個自由度。其中，轉向架模型和整車模型如圖3所示。

圖3 機車系統動力學模型

2 動力學性能對比

基于以往動力學計算經驗基礎，優先選取更熟悉的模型和典型計算工況探究輪對間隙對機車動力學性能的影響，因此文中采用標準軌距模型，軌距為1 435 mm，采用JM3 車輪踏面與CN60 鋼軌匹配，軌底坡為1∶40，軌道不平順均為美國5級譜。

2.1 輪對間隙對機車性能影響

考慮輪對間隙對機車輪對受力及加速度的影響，選取典型極限計算工況：速度140 km/h 通過直線、速度70 km/h 通過R300 m 曲線、速度45 km/h通過12 號道岔，分析初始輪對間隙對機車動力學性能如輪軌垂向力、輪軸橫向力、輪對橫向加速度和輪對垂向加速度的影響情況，其計算最大值統計結果見表2，計算時域結果如圖4~圖6 所示。由計算結果可知：輪對間隙會在一定程度上增大輪對的受力和加速度極值，但增大幅度有限，不會影響機車正常運行。

表2 輪對有間隙和無間隙的計算結果

圖4 速度140 km/h 通過直線工況計算結果

圖5 速度70 km/h 通過R300 m 曲線計算結果

圖6 速度45 km/h 通過12 號道岔計算結果

2.2 不同輪對間隙影響分析

主要分析初始輪對間隙和磨耗極限間隙（3 倍初始間隙）對變軌距機車行車平穩性和穩定性的影響，按GB/T 5599—2019 標準［13］規定的數據處理方法和機車動力學指標（見表3）要求分別評價機車平穩性和穩定性變化情況。其中機車采用速度60~140 km/h（每10 km/h 為一個等級）通過直線的行車平穩性和穩定性結果如圖7 所示。從圖中可知，當輪對間隙達到磨耗極限后會導致變軌距機車動力學指標呈增大趨勢，并且隨著機車運行速度的增大各項指標也在快速增大。同步計算了機車通過曲線和道岔的工況，計算結果趨勢與通過直線的相同，總體而言，輪軸磨耗極限間隙（3 倍初始間隙）時的各項動力學指標均滿足GB/T 5599—2019 標準規定的限值要求，但會導致機車動力學性能變差。輪軸初始間隙和磨耗極限間隙的變軌距機車在不同線路條件下的動力學性能見表4，從表中可知，磨耗到限時將會降低機車性能，但機車性能仍能滿足標準規范要求，若條件允許情況下可嚴格控制變軌距機車輪對間隙，保障機車動力學性能。

表3 GB/T 5599—2019 規定的機車動力學指標

表4 計算結果

圖7 直線工況計算結果

3 結 論

（1）建立了考慮輪對間隙的25 t 軸重轉向架及機車動力學模型，分析輪對間隙對機車輪對動態的影響，并開展不同輪對間隙大小對機車動力學性能影響的研究。

（2）輪對有間隙與無間隙相比，輪對間隙會在一定程度上增大輪對的受力和加速度極值，但增大幅度有限。

（3）輪對間隙增大將會降低機車動力學性能，輪對間隙達到磨耗限值（3 倍初始值）時，各項動力學指標均略有變差，但機車動力學性能仍能滿足標準的限值要求。

建議具有可變軌距功能的機車車輛應考慮按實際結構特點建立有間隙模型，評估間隙對機車車輛動力學性能的影響，并合理規定輪對間隙的運用限度，以更好地滿足機車車輛動力學性能要求。