碩士畢業(yè)答辯

1帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架方案可行性研究指導(dǎo)教師：--答辯人：YY2課題背景

京滬、武廣等高速鐵路客運(yùn)專線大量建成通車高速客專加入既有路網(wǎng)是大勢所趨高速鐵路并網(wǎng)后的長大跨線運(yùn)輸市場對牽引機(jī)車需求大現(xiàn)有機(jī)車、動車對于長大跨線運(yùn)輸而言存在諸多不足帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架可行性研究第1頁3課題意義為我國長大跨線運(yùn)輸機(jī)車車輛選型提供參考為我國長大跨線牽引機(jī)車轉(zhuǎn)向架提供解決方案在國內(nèi)率先開展關(guān)于獨(dú)立制動軸驅(qū)動裝置的研究帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架可行性研究第2頁4論文研究目標(biāo)論證并提出長達(dá)跨線運(yùn)輸機(jī)車車輛需滿足的技術(shù)要求結(jié)合所提要求尋找最佳機(jī)車轉(zhuǎn)向架解決方案對轉(zhuǎn)向架方案牽引、制動性能計算驗(yàn)證其可行性對所提方案中關(guān)鍵部分——獨(dú)立制動軸驅(qū)動系統(tǒng)進(jìn)行詳細(xì)設(shè)計計算及性能驗(yàn)證帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架可行性研究第3頁5·論文結(jié)構(gòu)帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架可行性研究第4頁

第一章緒論

第二章轉(zhuǎn)向架總體結(jié)構(gòu)方案

第三章轉(zhuǎn)向架牽引能力計算分析

第四章驅(qū)動系統(tǒng)齒輪參數(shù)分析第五章驅(qū)動系統(tǒng)傳動軸和軸承的計算分析第六章驅(qū)動系統(tǒng)獨(dú)立制動軸聯(lián)軸器第七章驅(qū)動系統(tǒng)獨(dú)立制動軸連接參數(shù)優(yōu)化帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架可行性研究機(jī)車車輛選型提出解決方案方案可行性驗(yàn)證獨(dú)立制動軸系統(tǒng)詳細(xì)設(shè)計6·論文各章節(jié)陳述帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架可行性研究第5頁第三章轉(zhuǎn)向架牽引能力計算分析第七章驅(qū)動系統(tǒng)獨(dú)立制動軸連接參數(shù)優(yōu)化

第二章轉(zhuǎn)向架總體結(jié)構(gòu)方案

第四章驅(qū)動系統(tǒng)齒輪參數(shù)分析第五章驅(qū)動系統(tǒng)傳動軸和軸承的計算分析第六章驅(qū)動系統(tǒng)獨(dú)立制動軸聯(lián)軸器

第一章緒論結(jié)論與展望7運(yùn)用要求帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架可行性研究技術(shù)性能要求經(jīng)濟(jì)性能要求高速客運(yùn)專線技術(shù)要求垂向動力學(xué)性能要求軸重：小于17t速度：大于200km/h簧下質(zhì)量盡可能小機(jī)車牽引模式動力分散動車組牽引模式動力集中動車組牽引模式第6頁·第一章緒論8

長大跨線運(yùn)輸機(jī)車車輛需滿足的技術(shù)要求總結(jié)如下：帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架可行性研究1、軸重17t以下并且盡可能低的一系簧下質(zhì)量。

2、最高設(shè)計速度275km/h，安全運(yùn)營速度250km/h。

3、采用動力集中的動車組牽引模式。

第7頁·第一章緒論9國內(nèi)高速車輛帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架可行性研究現(xiàn)有CRH系列動力分散動車組新型高速大功率交流機(jī)車國產(chǎn)交流傳動動車組不滿足要求3不滿足要求1不滿足要求1由此可見國內(nèi)尚無滿足要求機(jī)車車輛第8頁·第一章緒論10國外動車組技術(shù)帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架可行性研究日本新干線技術(shù)德國ICE技術(shù)擺式列車技術(shù)不滿足要求3基本滿足要求，但跟我國技術(shù)傳統(tǒng)不同不滿足要求1、3法國TGV技術(shù)不滿足要求1第9頁·第一章緒論國外技術(shù)同樣不能完全適用于我國長達(dá)跨線運(yùn)輸11帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架可行性研究綜合考慮完全引進(jìn)外國技術(shù)需要大量費(fèi)用，而技術(shù)消化吸收費(fèi)時費(fèi)力，并且跟我國現(xiàn)有主要技術(shù)沒有延續(xù)性我國機(jī)車轉(zhuǎn)向架普遍采用輪對空心軸電機(jī)架懸驅(qū)動裝置，而自主開發(fā)研制的輪對空心軸式電機(jī)架懸雙級六連桿驅(qū)動技術(shù)，發(fā)揮了無可替代的作用，積累了豐富的檢修維護(hù)經(jīng)驗(yàn)在輪對空心軸技術(shù)基礎(chǔ)上結(jié)合國外最新技術(shù)，設(shè)計符合運(yùn)用要求且具有我國特色的高速動力車轉(zhuǎn)向架第10頁開發(fā)思路·第一章緒論12·論文各章節(jié)陳述帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架可行性研究第11頁第三章轉(zhuǎn)向架牽引能力計算分析第七章驅(qū)動系統(tǒng)獨(dú)立制動軸連接參數(shù)優(yōu)化

第一章緒論第二章轉(zhuǎn)向架總體結(jié)構(gòu)方案

第四章驅(qū)動系統(tǒng)齒輪參數(shù)分析第五章驅(qū)動系統(tǒng)傳動軸和軸承的計算分析

第六章驅(qū)動系統(tǒng)獨(dú)立制動軸聯(lián)軸器結(jié)論與展望13㈠軸式的確定帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架可行性研究我國機(jī)車軸重：21t左右同樣采用連桿空心軸技術(shù)的德國ICE軸重19.5t在ICE技術(shù)上完全自主研發(fā)的“中華之星”的軸重也為19.5t而此處設(shè)計動力車所需功率比以上機(jī)車車輛都大，軸功率大于1600kw，電氣設(shè)備重量相應(yīng)增加。綜上：確定轉(zhuǎn)向架軸式為A-1-A第12頁·第二章轉(zhuǎn)向架總體結(jié)構(gòu)方案傳統(tǒng)機(jī)車軸式B0-B0,C0-C0無法實(shí)現(xiàn)17t軸重。14㈡A-1-A軸式實(shí)現(xiàn)17t軸重可行性驗(yàn)證帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架可行性研究方法：（1）轉(zhuǎn)向架質(zhì)量：質(zhì)量分配表綜上：軸式A-1-A轉(zhuǎn)向架可實(shí)現(xiàn)軸重17t質(zhì)量參數(shù)：轉(zhuǎn)向架總質(zhì)量：22514kg

一系簧下質(zhì)量：2083（驅(qū)動）/2353（中間）kg

整車二系簧上質(zhì)量：50t

（奧地利B0-B0軸式Rh1116型機(jī)車

，軸功率：1600kW）

距17t軸重余量：17*6-50-22.514*2=6.972t第13頁·第二章轉(zhuǎn)向架總體結(jié)構(gòu)方案（2）二系簧上質(zhì)量：同功率容量機(jī)車二系簧上質(zhì)量15㈢驅(qū)動系統(tǒng)的確定帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架可行性研究延續(xù)發(fā)展我國連桿空心軸技術(shù)傳統(tǒng)結(jié)合空心軸最新技術(shù)——第二代輪對空心軸技術(shù)有良好的技術(shù)經(jīng)濟(jì)性能確定驅(qū)動系統(tǒng)基本原則：第14頁·第二章轉(zhuǎn)向架總體結(jié)構(gòu)方案結(jié)構(gòu)優(yōu)勢：最小一系簧下質(zhì)量高效制動，性能穩(wěn)定方便檢修維護(hù)可采用小輪徑車輪16（四）輪徑的確定帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架可行性研究（五）其余結(jié)構(gòu)參考課題組為大連廠設(shè)計200km/h機(jī)車轉(zhuǎn)向架方案第15頁實(shí)現(xiàn)進(jìn)一步降低簧下質(zhì)量滿足限界要求經(jīng)優(yōu)化計算，1050mm不符下部限界，1150mm滿足國外已有1150mm輪徑機(jī)車運(yùn)用（奧地利Rh1116型機(jī)車

）·第二章轉(zhuǎn)向架總體結(jié)構(gòu)方案17（六）轉(zhuǎn)向架總體布置方案圖帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架可行性研究第16頁·第二章轉(zhuǎn)向架總體結(jié)構(gòu)方案18·論文各章節(jié)陳述帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架可行性研究第17頁第三章轉(zhuǎn)向架牽引能力計算分析第七章驅(qū)動系統(tǒng)獨(dú)立制動軸連接參數(shù)優(yōu)化

第一章緒論第二章轉(zhuǎn)向架總體結(jié)構(gòu)方案

第四章驅(qū)動系統(tǒng)齒輪參數(shù)分析第五章驅(qū)動系統(tǒng)傳動軸和軸承的計算分析第六章驅(qū)動系統(tǒng)獨(dú)立制動軸聯(lián)軸器結(jié)論與展望19（一）牽引性能帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架可行性研究最佳編組模式：M-14T-M第18頁按阻力值處于中間值的TGV阻力公式計算·第三章轉(zhuǎn)向架牽引能力計算分析速度/（km/h）200250275剩余加速度/（m/s2）0.050.050.02牽引質(zhì)量812t（14輛客車）所需功率/kW100921279911885牽引質(zhì)量870t（15輛客車）所需功率/kW106681353012563電機(jī)功率1632kW按M-T-M編組形式，雙節(jié)機(jī)車總功率12795kW20（二）加速時間、加速距離帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架可行性研究第19頁按最佳編組M-14T-M計算·第三章轉(zhuǎn)向架牽引能力計算分析最終速度100km/h150km/h200km/h250km/h加速時間(s)89.034141.9873220.9577372.9725加速距離(m)1291.3343142.2597030.31716676.02按阻力值處于中間值的TGV阻力公式計算21（三）坡道啟動能力帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架可行性研究第20頁按12‰，20‰兩種坡道計算·第三章轉(zhuǎn)向架牽引能力計算分析牽引力按總牽引力的75%計算速度均衡速度10km/h60km/h（km/h）12‰坡道剩余加速度(牽規(guī))/(m/s2)0.14890.108317612‰坡道剩余加速度(TGV-A)/(m/s2)0.15480.1152192.512‰坡道剩余加速度(ICE)/(m/s2)0.15060.1131193.520‰坡道剩余加速度(牽規(guī))/(m/s2)0.07480.034213120‰坡道剩余加速度(TGV-A)/(m/s2)0.08070.041214120‰坡道剩余加速度(ICE)/(m/s2)0.07660.039114122·論文各章節(jié)陳述帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架可行性研究第21頁第三章轉(zhuǎn)向架牽引能力計算分析第七章驅(qū)動系統(tǒng)獨(dú)立制動軸連接參數(shù)優(yōu)化

第一章緒論第二章轉(zhuǎn)向架總體結(jié)構(gòu)方案

第四章驅(qū)動系統(tǒng)齒輪參數(shù)分析第五章驅(qū)動系統(tǒng)傳動軸和軸承的計算分析第六章驅(qū)動系統(tǒng)獨(dú)立制動軸聯(lián)軸器結(jié)論與展望23（一）獨(dú)立制動軸驅(qū)動系統(tǒng)布置方案圖帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架可行性研究第22頁·第四章驅(qū)動系統(tǒng)齒輪參數(shù)分析24（二）制動齒輪傳動比帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架可行性研究第23頁采用優(yōu)化計算的方法以制動盤摩擦半徑，制動齒輪傳動比，制動缸所需最大壓力作為設(shè)計變量以制動盤轉(zhuǎn)動慣量，制動齒輪傳動比，動力輪對制動力與中間輪對制動力差值，上述三者均方根值最小作為目標(biāo)函數(shù)

·第四章驅(qū)動系統(tǒng)齒輪參數(shù)分析以單一機(jī)車緊急制動計算25（二）制動齒輪傳動比帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架可行性研究優(yōu)化結(jié)果：動力輪對制動盤摩擦半徑：0.1950

（m）制動齒輪傳動比：86/31=2.7742

制動缸所需最大壓力：450000（pa）制動減速度：0.9770

（m/s2）制動距離：2641.8（m）≤2700（m）最大瞬時制動功率：315280

（w）動力車總制動力：99649（N）制動軸制動力：18160（N）≤40977.8(N)（最小粘著）中間軸制動力：11181(N)≤40977.8(N)（最小粘著）

第24頁·第四章驅(qū)動系統(tǒng)齒輪參數(shù)分析26（三）制動盤強(qiáng)度檢驗(yàn)帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架可行性研究第25頁最大熱應(yīng)力311MPa，同樣低于制動盤屈服極限840MPa

·第四章驅(qū)動系統(tǒng)齒輪參數(shù)分析最高溫度620k（347℃），低于制動盤材料的耐溫極限630℃27·論文各章節(jié)陳述帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架可行性研究第26頁第三章轉(zhuǎn)向架牽引能力計算分析第七章驅(qū)動系統(tǒng)獨(dú)立制動軸連接參數(shù)優(yōu)化

第一章緒論第二章轉(zhuǎn)向架總體結(jié)構(gòu)方案

第四章驅(qū)動系統(tǒng)齒輪參數(shù)分析第五章驅(qū)動系統(tǒng)傳動軸和軸承的計算分析第六章驅(qū)動系統(tǒng)獨(dú)立制動軸聯(lián)軸器結(jié)論與展望28（一）各軸危險截面直徑最小值帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架可行性研究第27頁驅(qū)動空心軸：d≥113.17制動齒輪軸d≥70.608獨(dú)立制動軸d≥74.8377·第五章驅(qū)動系統(tǒng)傳動軸和軸承的計算分析主動小齒輪軸：d≥108.14（二）獨(dú)立制動軸彎曲剛度撓度:0.24501×10-3m聯(lián)軸器端偏轉(zhuǎn)角:1.9591×10-4rad

軸承端偏轉(zhuǎn)角:5.5316×10-4rad

29（三）軸承選用及壽命帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架可行性研究第28頁·第五章驅(qū)動系統(tǒng)傳動軸和軸承的計算分析位置類型基本額定壽命/(h）軸承1QJ28302軸承2NU--軸承3NU115700軸承4NJ129990軸承5NU--軸承6NJ74324軸承7NU--軸承8調(diào)心球41245鐵路車輛齒輪箱應(yīng)用場合下球軸承的推薦額定壽命為14000到46000小時（h）30·論文各章節(jié)陳述帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架可行性研究第29頁第三章轉(zhuǎn)向架牽引能力計算分析第七章驅(qū)動系統(tǒng)獨(dú)立制動軸連接參數(shù)優(yōu)化

第一章緒論第二章轉(zhuǎn)向架總體結(jié)構(gòu)方案

第四章驅(qū)動系統(tǒng)齒輪參數(shù)分析第五章驅(qū)動系統(tǒng)傳動軸和軸承的計算分析第六章驅(qū)動系統(tǒng)獨(dú)立制動軸聯(lián)軸器結(jié)論與展望31（一）獨(dú)立制動軸連接方案帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架可行性研究第30頁非輸出端（A端）采用調(diào)心球軸承支撐在托架上·第六章驅(qū)動系統(tǒng)獨(dú)立制動軸聯(lián)軸器輸出端采用橡膠球關(guān)節(jié)六連桿聯(lián)軸器支撐獨(dú)立制動軸支撐方案圖32（二）六連桿機(jī)構(gòu)徑向剛度帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架可行性研究第31頁采用matlab數(shù)值計算·第六章驅(qū)動系統(tǒng)獨(dú)立制動軸聯(lián)軸器通過徑向剛度公式推導(dǎo)β0102030405060K73.47573.47873.48673.49673.50773.51573.51770809010011012073.51573.50773.49673.48673.47873.475βK（單位：KN/mm）33（三）六連桿機(jī)構(gòu)徑向剛度動態(tài)特性帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架可行性研究第32頁兩個相互垂直方向的徑向剛度間的周期波動關(guān)系存在30°的相位差

·第六章驅(qū)動系統(tǒng)獨(dú)立制動軸聯(lián)軸器周期波動性，波動周期角度60度，連桿長度能降低波動單位長連桿徑向剛度兩倍長連桿徑向剛度34·論文各章節(jié)陳述帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架可行性研究第33頁第三章轉(zhuǎn)向架牽引能力計算分析第七章驅(qū)動系統(tǒng)獨(dú)立制動軸連接參數(shù)優(yōu)化

第一章緒論第二章轉(zhuǎn)向架總體結(jié)構(gòu)方案

第四章驅(qū)動系統(tǒng)齒輪參數(shù)分析第五章驅(qū)動系統(tǒng)傳動軸和軸承的計算分析第六章驅(qū)動系統(tǒng)獨(dú)立制動軸聯(lián)軸器結(jié)論與展望35（一）模型及各參數(shù)影響帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架可行性研究第34頁·第七章驅(qū)動系統(tǒng)獨(dú)立制動軸連接參數(shù)優(yōu)化在ADAMS中建模優(yōu)化，模型如圖各參數(shù)影響如下表：位置徑向剛度/(N/mm)徑向阻尼/(N?s/mm)扭轉(zhuǎn)剛度/(N?mm/deg)扭轉(zhuǎn)阻尼/(N?s/deg)制動齒輪軸側(cè)Min1×107Min10選大值選大值獨(dú)立制動軸側(cè)選大值選大值選小值選小值橡膠球Min58600影響很大影響較大Min46000影響最大以獨(dú)立制動軸聯(lián)軸器側(cè)中心點(diǎn)的x向加速度均方根值作為振動程度評判標(biāo)準(zhǔn)36（二）參數(shù)優(yōu)化后結(jié)果帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架可行性研究第35頁·第七章驅(qū)動系統(tǒng)獨(dú)立制動軸連接參數(shù)優(yōu)化位置徑向剛度/(N/mm)徑向阻尼/(N?s/mm)扭轉(zhuǎn)剛度/(N?mm/deg)扭轉(zhuǎn)阻尼/(N?s/deg)制動齒輪軸側(cè)1×107105×10152×105獨(dú)立制動軸側(cè)5×10610005×101110橡膠球585591004600713X向位移X向加速度最大偏心位移為0.009mm，最大振幅為0.002mm，最大振動加速度為0.35g

37·論文各章節(jié)陳述帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架可行性研究第36頁第三章轉(zhuǎn)向架牽引能力計算分析第七章驅(qū)動系統(tǒng)獨(dú)立制動軸連接參數(shù)優(yōu)化

第一章緒論第二章轉(zhuǎn)向架總體結(jié)構(gòu)方案

第四章驅(qū)動系統(tǒng)齒輪參數(shù)分析第五章驅(qū)動系統(tǒng)傳動軸和軸承的計算分析第六章驅(qū)動系統(tǒng)獨(dú)立制動軸聯(lián)軸器結(jié)論與展望381）提出了一種采用A-1-A軸式，應(yīng)用于長大跨線運(yùn)輸、最高速度為250km/h的高速動力車轉(zhuǎn)向架方案；帶獨(dú)立制動軸A-1-A高速轉(zhuǎn)向架可行性研究第37頁本文創(chuàng)新點(diǎn)

3）通過采用A-1-A軸式轉(zhuǎn)向架，驗(yàn)證了動力車軸重降到17t以下的可行性，并在國內(nèi)首次將獨(dú)立制動軸大功率驅(qū)動裝置應(yīng)用到A-1-A軸式轉(zhuǎn)向架的設(shè)計研究中，詳細(xì)計算分析了編組模式，牽引能力，緊急制動能力。體現(xiàn)在本文第3、4章節(jié)。2）論文在國內(nèi)首次對帶獨(dú)立制動軸的大功率轉(zhuǎn)向架驅(qū)動裝置進(jìn)行了設(shè)計研究，包括其結(jié)構(gòu)方案設(shè)計、重