和諧型機(jī)車車輪多邊形激勵下構(gòu)架動態(tài)響應(yīng)分析

張勇，吳興文，羅贇，劉開成

和諧型機(jī)車車輪多邊形激勵下構(gòu)架動態(tài)響應(yīng)分析

張勇，吳興文，羅贇，劉開成

（西南交通大學(xué) 牽引動力國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，四川 成都 610031）

針對某類型電力機(jī)車車輪存在嚴(yán)重的非圓形現(xiàn)象，結(jié)合有限元方法和多體動力學(xué)的思想，建立了機(jī)車剛?cè)狁詈系膭恿W(xué)模型。并分析了在車輪多邊形的軌道激勵下機(jī)車構(gòu)架的動應(yīng)力響應(yīng)以及機(jī)車構(gòu)架疲勞強(qiáng)度的影響。通過建立掃頻模型，確認(rèn)構(gòu)架共振弱區(qū)在0～200 Hz頻率范圍內(nèi)節(jié)點(diǎn)的疲勞強(qiáng)度，發(fā)現(xiàn)考慮構(gòu)架的柔性能很好地反映出構(gòu)架在多邊形激勵下的動態(tài)響應(yīng)，構(gòu)架在18階多邊形激勵下主要體現(xiàn)為70 Hz的主頻振動。進(jìn)一步分析不同車速和波深對構(gòu)架振動的影響，結(jié)果表明構(gòu)架加速度幅值與波深呈線性關(guān)系，與車速不呈線性關(guān)系；通過計算多邊形激勵下剛性構(gòu)架和柔性構(gòu)架隨車速變化的加速度可知，柔性構(gòu)架能很好的反映出車多邊形對系統(tǒng)振動的響應(yīng)，此外，發(fā)現(xiàn)在55 km/h速度下，柔性構(gòu)架加速度幅值存在突變現(xiàn)象，是由于多邊形通過頻率引起的構(gòu)架的垂直彎曲變形。分析計算了車輪多邊形激勵下構(gòu)架動應(yīng)力的響應(yīng)，工況設(shè)置為車速120 km/h，多邊形波深0.2 mm，提取構(gòu)架在該工況下的主應(yīng)力時間歷程，依據(jù)疲勞極限法評估節(jié)點(diǎn)的主應(yīng)力，結(jié)果表明疲勞強(qiáng)度是可靠的。

HXD1型電力機(jī)車；車輪多邊形；主應(yīng)力；疲勞極限

和諧型電力機(jī)車是我國目前的主型電力機(jī)車，在鐵路運(yùn)輸方面起到了不可代替的作用[1]。近年來和諧型機(jī)車在長期服役過程中出現(xiàn)振動過大，導(dǎo)致轉(zhuǎn)向架結(jié)構(gòu)發(fā)生疲勞破壞的問題時有發(fā)生，構(gòu)架用于支撐車體和傳遞各種載荷，隨著車輪多邊形磨耗的出現(xiàn)，構(gòu)架在運(yùn)行過程中的運(yùn)動狀態(tài)變得更加復(fù)雜化，嚴(yán)重會使部件發(fā)生疲勞斷裂，嚴(yán)重影響機(jī)車運(yùn)行安全性能。陶功權(quán)等[2-4]針對某型電力機(jī)車頻繁出現(xiàn)車輪失圓現(xiàn)象，對其進(jìn)行長時間的線路試驗(yàn)，測得大量的多邊形磨耗數(shù)據(jù)，數(shù)據(jù)來源于多個機(jī)務(wù)段的機(jī)車，統(tǒng)計磨耗數(shù)據(jù)總結(jié)歸納了多邊形磨耗規(guī)律，并通過仿真迭代的方法研究多邊形形成機(jī)理，結(jié)果表明：機(jī)車左右輪均出現(xiàn)明顯的高階車輪多邊形現(xiàn)象，主要體現(xiàn)為12～22階；輪對的結(jié)構(gòu)共振時多邊形形成的內(nèi)在因素，可以通過車輪鏇修的方式有效抑制多邊形的發(fā)展和形成。羅仁等[5-6]中建立剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型，分析多邊形激勵產(chǎn)生的高頻沖擊載荷會激發(fā)關(guān)鍵部件的彈性變形。Dietz和Netter[7]建立考慮柔性構(gòu)架的貨運(yùn)機(jī)車動力學(xué)模型，采用時域法和頻域法分析構(gòu)架的疲勞強(qiáng)度，并預(yù)測構(gòu)架的疲勞使用壽命。杜子學(xué)等[8]通過建立某型地鐵轉(zhuǎn)向架的三維模型，利用TBT/T 1335－1996《道車輛強(qiáng)度設(shè)計及試驗(yàn)鑒定規(guī)范》對構(gòu)架進(jìn)行靜強(qiáng)度分析驗(yàn)證模型的合理性，并對構(gòu)架進(jìn)行模態(tài)分析，分析結(jié)果為轉(zhuǎn)向架的動態(tài)振動特性提供參考意義。廖炳榮[9]基于有限元法和多體動力學(xué)思想相結(jié)合，提出一種新方法計算結(jié)構(gòu)的疲勞強(qiáng)度和疲勞壽命預(yù)測，其核心思想是建立多體動力學(xué)模型，然后設(shè)置好計算工況后計算結(jié)構(gòu)的載荷時域歷程，然后將獲取到的時間歷程導(dǎo)入到ANSYS軟件中進(jìn)行有限元分析，得到結(jié)構(gòu)動應(yīng)力時域歷程，最后計算結(jié)構(gòu)的疲勞壽命。Kim[10]利用動力學(xué)軟件分析了擺式列車運(yùn)行過程中的傾擺角，設(shè)計了擺式列車轉(zhuǎn)向架的疲勞試驗(yàn)載荷譜，并基于Goodman曲線圖評估了構(gòu)架的疲勞強(qiáng)度是否符合相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)要求。

上述國內(nèi)外學(xué)者對機(jī)車機(jī)構(gòu)部件疲勞可靠性研究表明，評估一個結(jié)構(gòu)部件的安全性主要是通過計算結(jié)構(gòu)的疲勞強(qiáng)度，然而這種分析方法具有局限性。分析模型都是理想的無欠缺模型，分析工況都是理論狀態(tài)下的受力。而構(gòu)架在實(shí)際的服役過程中振動狀態(tài)是實(shí)時變化的，并且存在車輪多邊形激勵，因此傳統(tǒng)的疲勞強(qiáng)度分析方法不能很好地模擬構(gòu)架服役過程中的動態(tài)響應(yīng)和動應(yīng)力。

本文針對和諧電力機(jī)車轉(zhuǎn)向架構(gòu)架為載體，通過動力學(xué)仿真軟件建立機(jī)車剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型，由于線路條件需要考慮多邊形激勵，因此有必要考慮輪對和構(gòu)架自身振動對機(jī)車系統(tǒng)的影響，故將輪對和構(gòu)架考慮成彈性體。結(jié)合現(xiàn)場實(shí)驗(yàn)得到的軸箱加速度，與仿真模型得到的軸箱加速度進(jìn)行對比，結(jié)果表明模所建模型是合理的，然后從加速度和動應(yīng)力兩個方面分析了車輪多邊形對機(jī)車構(gòu)架振動響應(yīng)的影響。其次引入高階車輪不圓激勵，分析在不同車速，不同多邊形波深激勵下構(gòu)架的振動加速度響應(yīng)。基于仿真模型建立掃頻模型，計算構(gòu)架在頻率為0~200 Hz范圍內(nèi)的振動，識別構(gòu)架共振薄弱區(qū)域，選取薄弱區(qū)域的節(jié)點(diǎn)為校核評估點(diǎn)，結(jié)合SIMPACK與FEMFAT獲取車輪車輪不圓工況下構(gòu)架校核節(jié)點(diǎn)的動應(yīng)力，校核節(jié)點(diǎn)的疲勞強(qiáng)度。

1 高階車輪多邊形

對和諧型電力機(jī)車車輪多邊形進(jìn)行測試，測試結(jié)果來源包含多個機(jī)務(wù)段的測量數(shù)據(jù)，統(tǒng)計結(jié)果表明，機(jī)車車輪上普遍存在多邊形不圓現(xiàn)象，選取某機(jī)車二位輪對左右輪的多邊形磨耗測試結(jié)果[11]，如圖1所示。由圖1（a）可以看出，輪對輪緣處呈現(xiàn)較為明顯的波形圖，表明存在嚴(yán)重的多邊形磨耗現(xiàn)象，并且不存在相位差，使用傅里葉函數(shù)對沿周向分布數(shù)據(jù)進(jìn)行處理以獲得數(shù)據(jù)的階次分布，如圖1（b）所示，可見，輪對主要體現(xiàn)為12～18階高階多邊形。

本文主要考慮理想狀態(tài)下的車輪多邊形激勵，即將多邊形視為正弦諧波函數(shù)，激勵則可以表示為：

式中：為車輪名義滾動圓半徑，mm＝625；為車輪多邊形的幅值（即為波深的一半），mm；為多邊形階數(shù)；為代表車輪旋轉(zhuǎn)的角度。

2 計算模型

2.1 柔性構(gòu)架及模態(tài)分析

利用畫圖軟件CATIA建立機(jī)車的構(gòu)架有限元模型，然后導(dǎo)入到HYPERMESH中，經(jīng)過倒角處理，這樣便于劃分網(wǎng)格和保證網(wǎng)格質(zhì)量從而減小誤差，構(gòu)架中的側(cè)梁和橫梁結(jié)構(gòu)均由用板殼構(gòu)成，因此需要抽取中面處理，然后劃分網(wǎng)格。本文采用殼單元SHELL 181和實(shí)體單元SOLID 185兩種網(wǎng)格模型對構(gòu)架進(jìn)行離散[12]，共計劃分80832個網(wǎng)格單元，85000個節(jié)點(diǎn)，彈性模量為2.1×105MPa，泊松比為0.3，密度為7.85e-9 kg/mm3。在軟件SIMPACK中，構(gòu)架是通過力元和約束將各個部件連接起來的，為了模擬構(gòu)架的實(shí)際受力和約束，會在支撐構(gòu)架的安裝座等位置（鋼簧座、減振器安裝座、電機(jī)吊桿座）處建立很小的質(zhì)量Mass點(diǎn)，然后將該Mass點(diǎn)與相近的區(qū)域耦合起來，用作構(gòu)架上力元的鉸接位置，圖2給出了構(gòu)架的網(wǎng)格模型和各鉸接位置。用殼單元離散模型不僅保證了模型正確性，而且很大程度上減少了仿真時間。

圖1 第2位輪對車輪多邊形磨耗數(shù)據(jù)[11]

圖2 構(gòu)架網(wǎng)格離散和剛性鉸接

有限元模型生成后，需要對結(jié)構(gòu)進(jìn)行模態(tài)分析，了解結(jié)構(gòu)的振動特征。一般通過模態(tài)疊加法來計算系統(tǒng)的固有模態(tài)頻率，系統(tǒng)振動微分方程可表示為：

式中：為質(zhì)量矩陣；為阻尼矩陣；為剛度矩陣；為特征向量，在無阻尼情況下，為0。

設(shè)式（2）的通解為：

或：

通過式（6）可求得結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的固有頻率和結(jié)構(gòu)振型。將生成好的構(gòu)架網(wǎng)格模型賦好材料之后導(dǎo)到ANSYS中分析構(gòu)架的模態(tài)，本文采用Block Lanczos法，并獲取構(gòu)架模態(tài)信息與模態(tài)振型。

為了避免節(jié)點(diǎn)數(shù)太多導(dǎo)致整體自由度過大，需采用有限元子結(jié)構(gòu)分析法和Guyuan[13]縮減技術(shù)對構(gòu)架進(jìn)行自由度縮減，選取構(gòu)架部分節(jié)點(diǎn)為主節(jié)點(diǎn)，主節(jié)點(diǎn)的選取必須保留部件的結(jié)構(gòu)特征，然后對縮減后的模型進(jìn)行模態(tài)分析，計算構(gòu)架自由狀態(tài)下和子結(jié)構(gòu)縮減后的模態(tài)，結(jié)果見表1?？梢钥闯觯瑯?gòu)架的前6階為剛體移動模態(tài)，故模態(tài)頻率為零且振型無變化；構(gòu)架的第7階、8階振型表明構(gòu)架有一定的扭轉(zhuǎn)剛度和垂向彎曲剛度，具有適應(yīng)發(fā)生扭轉(zhuǎn)和垂向彎曲變形的能力，由于扭轉(zhuǎn)和彎曲為垂向變形，因此主要軌道垂向不平順激勵的影響；構(gòu)架子結(jié)構(gòu)模型模態(tài)結(jié)果與有限元模型在自由狀態(tài)下的結(jié)果十分接近，誤差均控制在1%以下，說明模型具有很高的可行度。圖3為構(gòu)架部分模態(tài)信息與模態(tài)振型。

表1 構(gòu)架模態(tài)計算

2.2 機(jī)車剛?cè)狁詈夏Ｐ?/h3>

依據(jù)機(jī)車實(shí)際尺寸和設(shè)計參數(shù)，基于動力學(xué)仿真軟件SIMPACK建立機(jī)車多剛體動力學(xué)模型，該型電力機(jī)車通過前后兩節(jié)完全相同的4軸機(jī)車重聯(lián)構(gòu)成，具有前后對稱特點(diǎn)。為了簡化分析，本文建立的機(jī)車模型僅考慮了1節(jié)機(jī)車。模型由1個車體、2個構(gòu)架、4個輪對、4個電機(jī)和2對牽引裝置組成，并且對機(jī)車的傳動裝置進(jìn)行了大量簡化。其中車體、構(gòu)架和輪對相對軌面坐標(biāo)系（SIMPACK中系統(tǒng)參考坐標(biāo)系）均具有6個方向的自由度；電機(jī)相對輪對具有繞軸轉(zhuǎn)動的自由度，機(jī)車各部件的自由度如表2所示。電機(jī)為抱軸式，另一端用電機(jī)吊桿吊掛在構(gòu)架上，模型中還考慮了減振器阻尼的非線性特性和懸掛止擋的非線性特征。由于車輪多邊形激勵由輪對向上傳遞至構(gòu)架，因此還考慮了輪對的柔性變形對轉(zhuǎn)向架振動的影響，這里不再闡述柔性輪對的建模過程。將生成好的輪對和構(gòu)架柔性體（.fbi文件）通過SIMPACK接口導(dǎo)入到剛體動力學(xué)模型中重新裝配，完整模型如圖4所示。

圖3 構(gòu)架部分模態(tài)頻率及振型

2.3 模型驗(yàn)證

為驗(yàn)證機(jī)車剛?cè)狁詈夏Ｐ偷恼_性，將線路實(shí)驗(yàn)實(shí)測得的輪軌磨耗數(shù)據(jù)輸入到剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型中，計算了軸箱加速度振動響應(yīng)。為了保證仿真的可信度，計算時速度設(shè)置與線路試驗(yàn)速度保持一致為70 km/h，數(shù)據(jù)采集頻率同為5000 Hz，結(jié)果均用400 Hz低通濾波器對進(jìn)行濾波處理，選取2軸左側(cè)軸箱垂向加速度，對比仿真與實(shí)測加速度數(shù)據(jù)的時域特性和頻譜特征，對比結(jié)果如圖5所示。由圖可知，仿真得到的軸箱加速度與試驗(yàn)測得加速度數(shù)據(jù)基本吻合，加速度幅值均為6，主頻主要體現(xiàn)為90 Hz，進(jìn)過分析可知，該頻率為18階多邊形的通過頻率，在110～160 Hz 頻率范圍內(nèi)計算結(jié)果存在間隔為5 Hz的諧波振動，可能是由計算模型中軌道采用的是SIMPACK自帶的剛性軌道模型，忽略軌道柔性導(dǎo)致的[4]。通過對比仿真和試驗(yàn)結(jié)果可知，本文建立的剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型能很好地體現(xiàn)車輪不圓振動特性，計算結(jié)果真實(shí)可靠。

表2 機(jī)車主要部件自由度

注：＝1～2，＝1～4，＝1～4。

圖4 機(jī)車動力學(xué)模型

3 構(gòu)架加速度分析

引入18階高階車輪多邊形，分析在不同車速和多邊形波深對構(gòu)架加速度的影響，計算了運(yùn)行速度從40 km/h增加到80 km/h、多邊形波深從0.02 mm增加到0.16 mm時構(gòu)架垂向振動加速度，結(jié)果如圖6和圖7所示。從圖中可以看出，剛性構(gòu)架和柔性構(gòu)架的加速度幅值都與波深成單調(diào)線性關(guān)系，波深增大，加速度也隨之增大；加速度幅值不與速度成線性關(guān)系，其中柔性構(gòu)架相比剛性結(jié)構(gòu)表現(xiàn)更為明顯，隨著速度的增加，構(gòu)架加速度幅值并不體現(xiàn)為單調(diào)的趨勢，在55 km/h速度下，柔性構(gòu)架加速度幅值出現(xiàn)峰值，而在剛性構(gòu)架加速度沒有體現(xiàn)。

圖5 軸箱加速度時域和頻域?qū)Ρ?/p>

圖6 剛性構(gòu)架加速度幅值變化曲線

圖7 柔性構(gòu)架加速度幅值變化曲線

圖8 電機(jī)吊桿加速度時域圖及頻域圖

圖9 構(gòu)架一系上方加速度時域圖及頻域圖

圖10 構(gòu)架橫梁加速度時域圖及頻域圖

4 構(gòu)架動應(yīng)力分析

在剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型基礎(chǔ)上建立構(gòu)架掃頻模型，結(jié)合模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)法，考慮線路中可能存在的激勵頻率，在輪軌界面施加掃頻激勵，頻率范圍設(shè)置為0～200 Hz，幅值為3 mm。通過改變掃頻激勵施加位置的相位的變化來模擬構(gòu)架的點(diǎn)頭、側(cè)滾和浮沉，計算構(gòu)架掃頻工況下的動應(yīng)力，分析在各種掃頻激勵下激勵頻率條件下構(gòu)架的薄弱位置。當(dāng)輪對不存在前后左右的相位差時，表示在構(gòu)架多邊形激勵下產(chǎn)生浮沉運(yùn)動，輪對存在前后相位差時，構(gòu)架發(fā)生點(diǎn)頭，輪對存在左右相位差時構(gòu)架發(fā)生側(cè)滾，主要分析工況如表3所示。

表3 構(gòu)架掃頻工況相位設(shè)置

注：WS代表輪對，L為左，R為右。

通過FEMFAT軟件將掃頻得到的動應(yīng)力時間歷程顯示出來，結(jié)果如圖11所示，通過動態(tài)應(yīng)力云圖可以很直觀地看出構(gòu)架應(yīng)力最大區(qū)域主要體現(xiàn)在橫梁端部、電機(jī)吊桿座、各減振器安裝座和側(cè)梁圓弧角等位置，選取這些區(qū)域內(nèi)的節(jié)點(diǎn)作為校核節(jié)點(diǎn)。

圖11 構(gòu)架動應(yīng)力云圖及節(jié)點(diǎn)選取

針對18階高階車輪多邊形，在SIMPACK軟件中在線積分計算構(gòu)架的動應(yīng)力，工況設(shè)置為速度120 km/h、波深0.2 mm，軌道不平順激勵為美國5級線路譜，提取校核評估節(jié)點(diǎn)處的動應(yīng)力時間歷程，應(yīng)力時域圖結(jié)果如圖12所示。

根據(jù)掃頻應(yīng)力的分布特點(diǎn)，選取應(yīng)力較大區(qū)域的部分節(jié)點(diǎn)為校核評估點(diǎn)，確定評估點(diǎn)第一主應(yīng)力的最大值、最小值、平均應(yīng)力和應(yīng)力幅，如表4所示。

圖13表示為所選6個節(jié)點(diǎn)的疲勞極限圖。從圖中可以看出，所選節(jié)點(diǎn)的最大最小主應(yīng)力均分布在包絡(luò)黑線以內(nèi)，因此，疲勞強(qiáng)度滿足要求。

表4 節(jié)點(diǎn)主應(yīng)力

注：A為電機(jī)吊桿處，B為二系鋼簧處，C～F分布在橫梁端部。

圖13 疲勞極限檢核

5 結(jié)論

（1）利用有限元軟件HYPERMESH、ANSYS和動力學(xué)軟件SIMPACK建立電力機(jī)車剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型，其中將構(gòu)架設(shè)置為彈性體，考慮自身振動的影響，對構(gòu)架進(jìn)行模態(tài)分析和自由度縮減，發(fā)現(xiàn)縮減前后模型的模態(tài)相差不大，可以保證構(gòu)架模型具有較高的可行度。

（2）分析計算多邊形激勵下構(gòu)架的振動加速度，構(gòu)架加速度與多邊形波深呈單調(diào)關(guān)系，隨著波深的增大，加速度幅值也隨之增大，加速度關(guān)于速度不呈單調(diào)關(guān)系，在速度為55 km/h時出現(xiàn)峰值。分析表明，構(gòu)架在18階多邊形激勵下主要體現(xiàn)為以70 Hz的頻率振動，這是由于多邊形通過頻率激發(fā)了構(gòu)架的彎曲振動變形，產(chǎn)生共振。

（3）使用疲勞極限圖校核構(gòu)架在共振薄弱區(qū)內(nèi)節(jié)點(diǎn)的疲勞應(yīng)力，結(jié)果表明，在車速120 km/h、多邊形波深0.2 mm的運(yùn)行工況下，構(gòu)架的疲勞強(qiáng)度滿足要求。

[1]陳國勝，周建斌. HXD1型大功率交流傳動電力機(jī)車轉(zhuǎn)向架[J]. 電力機(jī)車與城軌車輛，2007，30（1）：29-32.

[2]Tao G，Wang L，Wen Z，et al. Measurement and Assessment of out-of-round electric locomotive wheel[J]. Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers，Part F: Journal of Rail and Rapid Transit，2018，232 （1）：275-287.

[3]Tao G，Wen Z，Guan Q，et al. Experimental investigation of the abnormal vibration of the electric locomotive[C]. Chengdu：18th International Wheelset Congress，2016.

[4]陶功權(quán). 和諧型電力機(jī)車車輪多邊形磨耗形成機(jī)理研究[D]. 成都：西南交通大學(xué)，2018.

[5]王怡佳，曾京，羅仁，等. 高速列車車輪多邊形化對車輛動力學(xué)性能的影響[J]. 四川大學(xué)學(xué)報（工程科學(xué)版），2013，45 （3）：176-182.

[6]吳越，韓健，劉佳，等. 高速列車車輪多邊形磨耗對輪軌力和轉(zhuǎn)向架振動行為的影響[J]. 機(jī)械工程學(xué)報，2018，54 （4）：37-46.

[7]DIETZ S，NETTER H，SACHAU D.. Fatigue life prediction of a railway bogie under dynamic loads through simulation [J]. Vehicle System Dynamics，1998，29（6）：385-402.

[8]杜子學(xué)，徐道雷，劉建勛. 某型地鐵車輛轉(zhuǎn)向架構(gòu)架強(qiáng)度及模態(tài)分析[J]. 機(jī)械工程與自動化，2012（5）：24-26.

[9]繆炳榮. 基于多體動力學(xué)和有限元法的機(jī)車車體結(jié)構(gòu)疲勞仿真研究[D]. 成都：西南交通大學(xué)，2006.

[10]KIM J S. Fatigue assessment of tilting bogie frame for Korean tilting train：analysis and static tests[J]. Engineering Failure Analysis，2006，13（8）：1326-1337.

[11]劉歡. 車輪多邊形磨耗激勵下電力機(jī)車動態(tài)響應(yīng)研究[D]. 成都：西南交通大學(xué)，2019.

[12]彭愛林，陳曉峰，陳喜紅，等. HX_D1F型機(jī)車轉(zhuǎn)向架構(gòu)架模態(tài)分析[J]. 電力機(jī)車與城軌車輛，2016，39（6）：39-41.

[13]Guyan RJ. Reduction of Stiffness and mass matrices[J]. AIAA Jouranl，1965，3（2）：56-75.

Dynamic Response of Bogie Frame in the Presence of Wheel Polygonal Wear

ZHANG Yong，WU Xingwen，LUO Yun，LIU Kaicheng

( Traction Power State Key Laboratory, Southwest Jiaotong University, Chengdu 610031,China)

Aiming at dealing with the serious non-circular phenomenon of a certain type of electric locomotive wheels, a dynamic model of rigid-flexible coupling locomotive is established with the finite element method and the idea of multi-body dynamics. The dynamic stress response of the locomotive frame under the excitation of the wheel polygon track and the influence of the fatigue strength of the locomotive frame are analyzed. By establishing a frequency sweeping model, the fatigue strength of nodes in the weak resonance region of the framework in the frequency range of 0 to 200 Hz is confirmed. Taking the flexibility of the framework into consideration, the dynamic response of the framework under polygonal excitation can be well reflected. Main frequency vibration of the framework is 70 Hz when excited by the polygon of 18th order. . Further analysis of the effects of different vehicle speeds and wave depths on the vibration of the frame shows that the amplitude of the frame acceleration has a linear relationship with wave depth but no linear relationship with vehicle speed. By calculating the acceleration of the rigid frame and the flexible frame with the change of vehicle speed under the polygonal excitation, the flexible frame can well reflect the response of the vehicle polygon to the system vibration. In addition, it is found that at 55 km/h, the acceleration amplitude of the flexible frame has a sudden change, which is due to the vertical bending deformation of the frame caused by the polygon passing frequency. The dynamic stress response of the frame under the polygon is analyzed and calculated. The working condition is set to 120 km/h. The wave depth of the polygon is 0.2 mm. The main stress time history of the frame under this condition is extracted. The main stress of the node is evaluated according to the fatigue limit method. The results show that fatigue strength is reliable.

HXD1 electric locomotive；polygonal wheel；principal stress；fatigue limit

U270.1+1

A

10.3969/j.issn.1006-0316.2021.01.008

1006－0316 (2021) 01－0052－09

2020－05－18

國家自然科學(xué)基金高鐵聯(lián)合基金（U1734201）；大功率交流傳動電力機(jī)車系統(tǒng)集成國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室開放課題（2017ZJKF01）

張勇（1995－），男，湖北孝感人，碩士研究生，主要研究方向?yàn)闄C(jī)車車輛動力學(xué)和結(jié)構(gòu)疲勞強(qiáng)度，E-mail：witzhy@126.com；羅贇（1967－），女，貴州安順人，博士，研究員，碩士生導(dǎo)師，主要研究方向?yàn)闄C(jī)車車輛動力學(xué)。