机车蛇行状态横向平稳性仿真研究

邓小星， 陈国胜， 沈龙江

(1 中车株洲电力机车有限公司， 湖南株洲 412001；2 大功率交流传动电力机车系统集成国家重点实验室， 湖南株洲 412001)

当前，国内采用B0转向架的160～200 km/h快速客运电力机车遇到的主要动力学问题之一是机车在直线和大曲线上以120 km/h以上速度运行时偶尔出现横向平稳性偏大，即表现为间断性晃车。这种晃车恶化了司乘人员的工作环境，对安全行车带来不利影响。值得注意的一点是，这种晃车同样发生在不平顺较好的线路上，当机车未晃车时其横向平稳性指标一般低于2.5，而晃车时机车横向平稳性指标往往高于3.10。因此，可以推断造成机车横向平稳性指标急剧变大的原因并非线路不平顺而怀疑是由机车本身蛇行收敛慢导致的小幅蛇行运动引起，如图1。以某四轴式电力机车动力学模型为对象，计算机车在纯蛇行激励和蛇行激励叠加随机方向不平顺激励下的横向振动响应，研究小幅蛇行对机车横向平稳性的影响规律。

图1 机车蛇行收敛缓慢时轮对横移

1 分析模型

某四轴式电力机车轴式为B0-B0，转向架结构见图2。一系采用钢弹簧承载和轴箱转臂定位，二系采用高圆弹簧(每转向架4组)承载并匹配二系横向、垂向和抗蛇行减振器，牵引装置采用中央低位单牵引杆，驱动装置采用弹性架悬悬挂，驱动装置电机侧通过悬挂座悬挂在构架横梁上，另一侧通过两根长摆杆吊挂在构架端梁上，在驱动装置和构件设有横向耦合减振器和限位止挡。

1-一系垂向减振器；2-二系弹簧；3-垂向减振器；4-抗蛇行减振器；5-转臂关节；6-一系弹簧组；7-横向减振器；8-驱动止挡；9-耦合减振器；10-电机摆杆；11-电机悬挂座；12-垂向减振器；13-抗蛇行减振器；14-横向减振器；15-牵引杆。图2 转向架结构

机车及线路的主要动力学分析参数见表1。

2 计算方案

机车动力学性能分析在时域中进行，计算行车速度200 km/h。主要研究机车在不同轮对蛇行频率下的横向平稳性，轮对蛇行通过在线路上施加周期性方向不平顺激发；此外，还计算了机车在蛇行激励叠加随机方向不平顺激励下的横向平稳性。具体计算工况如下：

表1 机车的主要动力学计算参数

(1)工况1:轮对蛇行幅值±3 mm，轮对蛇行频率0.5 Hz；

(2)工况2:轮对蛇行幅值±3 mm，轮对蛇行频率1.0 Hz；

(3)工况3:轮对蛇行幅值±3 mm，轮对蛇行频率2.0 Hz；

(4)工况4:轮对蛇行幅值±3 mm，轮对蛇行频率3.0 Hz；

(5)工况5:轮对蛇行幅值±3 mm，轮对蛇行频率4.0 Hz；

(6)工况6:线路施加德国低干扰不平顺；

(7)工况6:线路叠加德国低干扰不平顺和0.5 Hz周期性不平顺；

(8)工况7:线路叠加德国低干扰不平顺和1.0 Hz周期性不平顺；

(9)工况8:线路叠加德国低干扰不平顺和2.0 Hz周期性不平顺；

(10)工况9:线路叠加德国低干扰不平顺和3.0 Hz周期性不平顺；

(11)工况10:线路叠加德国低干扰不平顺和4.0 Hz 周期性不平顺。

3 计算结果及分析

3.1 蛇行频率与机车横向振动响应

工况1至工况5的轮对蛇行位移见图3，构架、车体司机室横向位移见图4、图5。从结果看，构架横向位移幅值和频率与轮对基本一致，车体司机室横向位移幅值随着轮对蛇行频率的升高大体呈减小趋势，而频率与轮对蛇行一致。

轮对、构架、车体司机室横向振动加速度见图6～图9，车体司机室横向平稳性指标见图10。从结果看，轮对和构架的横向振动加速度随着轮对蛇行频率的增加急剧增大，车体司机室的横向振动加速度和横向平稳性指标随着轮对蛇行频率的增加先增大后减小，机车在轮对蛇行频率2 Hz时车体司机室横向振动加速度和横向平稳性指标最大。经模态分析文中机车的车体滚摆频率为1.93 Hz，车体司机室加速度随激振频率先增后减并在2 Hz达到峰值符合隔振机理。

图3 机车轮对蛇行位移

图4 构架横向位移

图5 车体司机室横向位移

图6 轮对横向振动加速度

图7 构架横向振动加速度

图8 车体司机室横向振动加速度

图9 轮对、构架和司机室横向振动加速度

图10 车体司机室横向平稳性指标

3.2 蛇行激励叠加线路随机激励时的机车运行横向平稳性

工况1至工况11的车体司机室横向振动加速度最大值见图11。从结果看，蛇行激励叠加随机激励后司机室横向振动加速度均显著大于纯蛇行激励的工况；司机室横向振动加速度随蛇行激励频率增大总体先增后降，在3 Hz时加速度最大。

工况1至工况11的车体司机室横向平稳性指标见图12。从结果看，叠加随机激励后司机室横向平稳性指标均大于纯蛇行激励的工况，但在2～3 Hz蛇行激励时差别很小，这说明2～3 Hz蛇行激励对横向平稳性指标影响占比很大。而随机激励叠加1 Hz以下蛇行激励时的横向平稳性指标与纯随机激励时相当，即文中机车1 Hz以下蛇行激励对横向平稳性指标影响较小。

图11 车体司机室横向振动加速度

图12 车体司机室横向平稳性指标

4 结 论

利用多体动力学软件建立了某四轴式机车动力学模型，计算了机车在不同频率轮对蛇行激励下的横向位移和加速度响应，计算和比较了机车在纯蛇行激励和蛇行激励叠加随机方向不平顺的机车横向平稳性。通过计算分析得出如下结论：

(1)纯蛇行激励时，构架和车体的位移和加速度频率与蛇行频率一致。在蛇行频率4 Hz范围内，构架横向位移幅值与轮对基本一致，车体横向位移幅值随着轮对蛇行频率的升高大体呈减小趋势。

(2)轮对和构架的横向振动加速度随着轮对蛇行频率的增加急剧增大，车体横向振动加速度和横向平稳性指标随着轮对蛇行频率的增加先增后减，文中机车在轮对蛇行频率2 Hz时车体司机室横向振动加速度和横向平稳性指标最大。

(3)蛇行激励叠加随机激励时司机室横向平稳性指标均大于纯蛇行激励的工况，但机车在2～3 Hz蛇行激励时这种差别很小，这说明在2～3 Hz蛇行激励对横向平稳性指标影响占比很大，而1 Hz以下蛇行激励对横向平稳性指标影响很小。

(4)机车踏面外形优化和悬挂系统匹配时应尽量错开机车常用速度范围内转向架蛇行频率和车体的滚摆频率，实现充分隔振从而减小转向架蛇行对横向平稳性的不利影响。