HXD2型机车车体的强度计算与试验研究_郭乃享
HXD2机车牵引装置结构及其强度研究
关键词：HXD2 机车；牵引装置；结构；强度校核；应力测试；强度计算准则
设计工作。
中图分类号：U260.331+7；U264.2+23 文献标识码 ：A 文章编号：1000-128X(2010)04-0005-02
Study on Structure and Strength of HXD2 Locomotive Traction Device
2 牵引装置强度校核
按UIC 615 的要求：在机车冲击情况下，牵引装置 可承受 3g 以下纵向加速度，而不会产生变形或损伤； 在机车受异常冲击在 3g ~5g 纵向加速度时，牵引支座 损伤以保护转向架。由于两端牵引支座的受力部位的 结构相同，所以仅以车体牵引支座为例计算。
牵引装置计算用参数见表 1。按 3 种工况进行校核 （见表 2）。
表 2 牵引装置计算工况表
项目
工况 1 工况 2 工况 3
描述
受启动牵引力 受 3 g 纵向加速度 受 5 g 纵向加速度
表 3 各种工况下计算过程数据及结果
项目
工况 1
数据及结果
工况 2
工况 3
牵引杆应力图 牵引支座应力图 部件受纵向力 / N 沿牵引杆向力 / N 牵引杆最大应力 / N·m- 2 牵引杆安全系数 校核结果 牵引支座最大应力 / N·m- 2 牵引支座安全系数 校核结果
Key words: HXD2 locomotive; traction device; structure; strength check; stress measurement; calculation criterion of strength
0 引言
HXD2 型电力机车转向架牵引装置采用中间推挽式 牵引杆与车体连接，牵引杆倾斜布置，与轨道成 11 ° 角。该牵引方式在我国大功率交流传动电力机车上首 次使用，为此有必要对牵引装置进行深入系统的研究。 本文对HXD2 机车转向架牵引装置结构进行介绍，提出 其强度校核准则并进行强度设计校核，通过机车的线 路试验验证其安全性。
hxd2型电力机车主变流柜柜体结构强度校核及优化
中图分类号：U264.333
文献标识码：A
文章编号：1006-9178（ 2020 ）03-0034-05
Abstract：The main converter cabinet is an important part of the electric drive system of HXD2 electric locomotive. The structural strength and vibration characteristics of the cabinet affect the performance of the electrical components in the cabinet. The finite element software ANSYS is used for analysis in design. In the process of finite element mod⁃ eling, the binding contact multi-point constraint method is used to simulate the riveting and bolt connection between the panels. According to the provisions of GB / T 21563—2008 Railway applications-rolling stock equipment-shock and vibration tests, when assessing the strength of the cabinet under inertia load, optimize the structure for the area greater than the yield limit of the material, recalculate through Neuber formula, and ensure the safety of the cabinet in the actual application process. Keywords： Electric Locomotive; Drive System; Main Converter Cabinet; Finite Element Analysis; Strength Check; Structure Optimization
HXD2B型电力机车操纵
HXD2B型电力机车操纵网压25kV,50Hz轴式Co-Co轴重25 +1-3 % t机车整备重量150 +1-3 % t轮周牵引功率（持续制）9600kW轮周电制动功率（持续制）9600kW最大速度120km/h通过最小曲线半径125m车钩中心距22960mm机车车体宽度2850mm机车起动牵引力584kN机车持续制牵引力455kN恒功率速度范围76～120km/h机车转向架固定轴距2250+2000mm降弓状态滑板距轨面（新轮）≤4800mm用途干线货运一准备工作1 对机车进行全面检查，机车各部技术状态应良好。
2 确认电器、电机、控制手柄、开关、按钮、塞门等正确。
3 机车制动缸有压力。
二升弓、合主断、闭合空压机1 升弓前检查总风缸压力是否高于450kPa，若不足将空气制动柜控制风缸塞门置于开通位，升弓风缸压力表是否高于450kPa。
2 闭合操纵台受电弓扳键开关，如果风压不足，控制系统将自动启动辅助压缩机，向升弓风缸充风，待风压满足要求后，再升起预选受电弓。
3 一般情况下将受电弓扳键开关Z-PT置于“后弓”位。
当受电弓升起后，微机显示屏DDU 上有网压显示和受电弓升起符号指示。
4 闭合主断路器:将主断路器扳键开关Z-DJ置于“合”位，听到主断路器闭合声再松手，微机显示屏DDU上有主断闭合的符号显示。
5 主断路器闭合后，系统控制辅助变流器及各辅助电机、油泵、水泵等投入工作。
蓄电池充电器检测到交流输入电压后，自动启动，向机车提供DC110V控制电源，控制电压升至110V 左右。
6 将压缩机扳键开关Z-CPR置于“合”位，当总风缸压力低于680±20kPa时，主压缩机和备用压缩机依次投入工作；当总风缸压力低于750±20kPa时，主压缩机投入工作；当总风缸压力升至900±20kPa时，压缩机自动停止工作。
三操纵端制动系统的设置1 大闸手把置缓解位，小闸手把置全制位。
2 辅助显示屏DDU方向选择中立位。
CRH2型动车组车体强度设计
CRH2型动车组车体强度设计3.4.1车体强度设计依据CRH2型动车组车体结构强度按照JISE7105《铁道车辆车体结构的载荷试验方法》进行设计，同时考虑了我国车辆的实际运用情况，每定员载荷为80kg。
针对各载荷工况：车体以下部位存在较高应力：(1)垂直载荷工况：集中在枕梁上部的侧窗开口角部。
(2)车端压缩载荷工况：在牵引梁车钩的安装部周围、牵引梁与枕梁的结合部位、端部底架与中央底架的结合部位。
(3)扭转载荷工况：在枕梁上部的侧窗开口角部。
(4)三点支持工况：在顶车位、顶车位上部的侧墙的下墙部及侧窗开口角部。
(5)气密载荷工况：在侧窗开口角部与窗间部位、侧墙的车檐部、侧墙的下墙与侧梁结合部、单壳车体结构的侧墙支柱上下端部。
3.4.2车体结构强度计算分析车体结构的强度分为承受垂直载荷、车端压缩载荷等的静态强度以及承受垂向振动、气密交变载荷等的动态强度。
静强度计算以材料弹性极限为标准值，动态强度以材料的疲劳强度为标准值。
在工程实际中，评估动态强度时的应力是加载交变载荷的最大应力。
为此，动态强度也可以参照静态强度的评估方法，可以将发生附加载荷的应力与标准值相比较，由此来进行评估，即采用“动化静”的方法。
CRH2型动车组选择了1号车(T1c)、6号车(M2)和7号车(Mls)3个车种进行强度验证分析。
Tlc车车体有限元分析模型如图3.23。
通过分析计算，CRH2型动车组车体结构满足强度、刚度要求。
3.4.3车体静强度试验结果车体结构载荷试验目的是确认车体结构是否具有足够的强度及刚度。
CRH2型动车组车体结构强度试验参照JISE7105《铁路车辆车体结构的载荷试验方法》执行。
试验时应力测点布置应着重注意在应力集中部位、设计改进部位和常规部位。
即主要考察车体结构开口部位、车头安装部位、顶车部位以及通过有限元分析显示高应力部位。
以Tlc车车体静强度试验结果为例进行说明。
垂直载荷试验测得应力最大点在靠近2位端枕梁内侧左上角窗口部。
HXD2型机车车体的强度计算与试验研究
第２ ３卷 第 ３期（ 第 １２期） 总 ０
机 械 管 理 开 发
ＭＥ ＣＨＡＮＩ ＡＬ Ｃ ＭＡＮＡＧＥＭＥ ＡＮＤ Ｄ ＮＴ ＥＶＥＬ ＭＥ ０Ｐ ＮＴ
２０ ０ ８年 ６ 月 Ｊｎ． ０ ８ ｕ ２ ０
Ｖ １ ３ Ｎ ． （Ｕ ｏ１ ２ ｏ２ ｏ Ｓ Ｍ Ｎ ． ） ． ３ ０
足设计要 求。
【 键 词 】 和 谐２ ＸＤ 型机 车 ； 关 Ｈ ２ 车体 ； 强度 ； 劳 ； 态 ； 验 疲 模 试 【 中图 分 类 号 】 Ｕ ６ ． ２ ０３ ２ 【 文献 标 识 码 】 Ａ 【 章 编 号 】 １ｏ — ７ ｘ（Ｏ ８ ０ － ０ ３ ０ 文 Ｏ ３ ７ ３ ２Ｏ ）３ ０ ０ － ４
ｆｔ ｕ ｔｅ ｇｈ ｍｏ ｅ ａ ａｙｉ ｎ ｅ ｉｅｆｓｅ ｅｓｓ ｎ ｔ ａｃ ｌｔ ｎ ａ ｄｔｐ ｅｔｗｅｅｉ￣ｏ ｕ ｅ ． ｈ ｅｔ ｉｄｃ ｅ ｈ ｔ ｈ ｋｅ ｇｈ ａｉ ｅｓｒｎ ｔ ｄ ｌ ｎ ｌｓｓａ ｄｄ ｖｃ ａｔｎ ｒ ￣ｅ ｇｈ ｃ ｌｕａｉ ｎ ｅｔｓ ｒ ｎ ｄ ｃ ｄ Ｔ ｅｔｓ ｎ ｉａ ｄ ｔａ ｅｓ ｎ ｇ ｏ ｙ ｓ。 ｔ ｔ ｔ
【 摘 要 】 从 对 “ 和谐 ２’Ｘ ２ 交流 传 动 重 载 货 运 电力 机 车 车体 的设 计要 求 出发 ， 点 分析 了ＨＸ ２ ’ Ｄ￣ Ｈ 重 Ｄ ￣ 车 体 强 度 计 算 和 型 式 试 验 的
特 点 和优 势 ． 绍 了车 体静 强度 、 劳 强度 、 力模 态和 设 备 紧 固件 强度 计 算 以 及 车 体 强 度 型 式 试 验 。试 验 表 明 ， 体 的 强度 和 模 态 满 介 疲 动 车
Ｈ Ｄ ￣机 车车体 的强度计 算与试验 研 究 Ｘ ２
HXD2型交流传动电力机车车体_张江田
作者简介：张江田(1966-)， 男，高级工程师，现从事电 力机车车体结构设计；
Carbody for HXD2 AC Drive Electric Locomotive
ZHANG Jiang-tian1，YANG Jun-jie1,2，ZHANG Yun-wei1
(1. Technical Center, CNR Datong Electric Locomotive Co., Ltd., Datong, Shanxi 037038, China; 2. College of Electro-mechanic Engineering, Beijing Jiaotong University, Beijing 100044, China)
根据ERRI B12 RP60标准规定，结合HI材料的机械 性能，绘制了相应的 Goodman 图用来进行疲劳强度校 核。图4为S355的 Goodman图。
疲劳强度计算分垂向动载荷工况、扭转工况及牵 引 拉 杆 座 和 抗 蛇 行 、垂 向 、横 向 减 振 器 座 的 疲 劳 载 荷 工况。
计算得到垂向动载荷工况下最大应力为104 MPa， 位于侧墙中部过滤器开孔处；扭转工况下最大应力为 39 MPa，位于司机室门后立柱下圆角处；垂向减振器座 的最大应力为57 MPa ；横向减振器座的最大应力为 105 MPa。结果表明车体结构的疲劳强度满足设计要求。 2.3 车体模态分析
2008 年
2.1.2 静强度计算结果 对 于 压 缩 工 况 、拉 伸 工 况 、司 机 室 保 护 工 况 和 极
限垂向载荷工况以及牵引杆座拉压工况，取安全系数 为 1，抬车工况取 1.1。
计算得到在压缩工况下的最大应力为324 MPa，位 于Ⅰ端底架枕梁前端与边梁联接处；抬车工况下最大 应力为294 MPa，位于整体起吊孔与底架边梁的加强筋 处；牵引拉杆座拉压载荷工况最大应力为230 MPa，位 于低位牵引横梁处的加强筋与底架边梁联接处。车体 所有工况下各部位的应力均在允许强度之内，车体的 静强度满足设计要求。 2.2 车体疲劳强度计算
HXD2机车构架结构与强度研究
上， 侧梁 为板 材焊 接 的鱼 腹 型箱形 结构 ， 梁 和端 横 梁 均为板 材焊 接箱 梁 ， 在 梁 的 内部 有若 干筋 板 ， 见
图１ ／。 所 Ｊ 图 ｌ 构架结构罔
向架技术 平 台 ， 现 了先进 性 、 体 成熟性 、 通用 性和可 靠
性 的有机 结合 。 作为 机 车转 向架 重要 承 载部 件一 一 构架 ， 其结 构 设计 和材料 选用 的技术 特点 与 国内 同类 产 品有较大 的
区别。 为此 ， 本文从 Ｈ Ｄ 机车构架 的设计结构入手 ， Ｘ２ 通 过有 限元 强度计 算 、 强 度和疲 劳 强度 试验 以及 构架 静 所适 用 的规 范 ， 行 全 面研 究 和分 析 ， 确 掌握 了构 进 准
，
析的超常载荷 、运营载荷及计算工况 以及构架疲劳试验所执行的技术规范 ，利用大型通用软件分析 了 男，高级工程师，主任， 从 构架强度 、疲劳强度并与试验结果进行 了对 比。结果表 明 ，Ｈ ２ ＸＤ 机车构架强度 、疲劳强度符合设计 事机 车转 向 架设 计及 技 术
要求 。 管理工作 。
关键词 ：Ｈ ２ 车；构架 ；强度 ；疲劳 强度 ；试 验 ＸＤ 机 中图分 类号 ：Ｕ ６ ．３ ＋ ２ ０３ １． ８ 文献标识码 ：Ａ 文章编号：１０ — ２ Ｘ（０ ８０ — ０ ９ ０ ０ ０ １ ８ ２ ０ ）６ ０ ０ — ４
Ｓ ｕ ｙ ｏ ａ ｅＳ ｒ ｃ ｕ ｅａ ｄ Ｓ ｒ ｎ ｔ ｏ ｔ ｄ ｆ Ｆｒ ｍ ｔ ｕ ｔ ｒ ｎ ｔ ｅ ｇ ｈ ｆ ｒＨＸＤ ｃ ｍ ｏ ｉ ｅ ２ Ｌｏ ｏ ｔｖ
２０ ０ ８年第 ６期
２０ ０ ８年 １ 月 １ 日 １ ０
ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ
机
HXD2型电力机车底架工艺优化
轴 大 功 率万 吨重 载 机 车 。该 车 型底 架 由底 架 Ｉ端 、 Ⅱ端 组装 ，低 位 牵 引横梁 组 装 ，边 梁 、纵 梁等 主 要 部 件 组成 ，组 焊 工艺 中含有 ６个 关键 工 序 ，关 键 工
组 装 与边 梁之 间 间 隙值不 确 定 ，使 底 架 总成 后底 架 长 度没 有 唯 一性 。第 三 ，Ｈ Ｘ Ｄ ２机 车 底 架工 艺 改 进 前 ，在 生 产 中主要 面 临两 个 问题 ，一 是 因车体 车 间
组对 左 （ 右 ）边 梁 与 Ｉ、 Ⅱ端 组 装 之 间研 配 ｌ ４ ～ ２ ０ ｍｍ 的连接 板 。第 二 ，Ｉ 、Ｉ Ｉ 端 组装 吊装组 对 时无 定 位基 准 ，底 架 总长 需要 反 复调 整 ，导致 Ｉ、 Ⅱ端
各部件及设备 的安装基础 ，主要承载并传递着牵引 力 。Ｈ Ｘ Ｄ ２型 电 力 机 车 是 大 同 电力 机 车 有 限公 司
无 加工 能 力 ，按 照原 工艺 流 程从 测 量 出 间隙值 到 组
序 能 否 同步实 施决 定 着底 架 的生 产能 力 和产 品质量 的高 低 ，为 了提 高 底 架 生 产 效 率 ，保 证 制 造 质 量 ， 笔 者对 此底 架实 施 了工艺 创新 和优 化 。
１ 技术 引进 的外 国公 司与 同车 公 司生产 状 况 比较 因铁路 运 输事 业 发展 以及 国 内企 业 生 产经 营 方 式 的要 求 ， 同车 公 司 生产 目标 要 求 达 到 月 产 １ ５台
摘
要： 通过 对引进的底架组焊工 艺进行分析 ，并结合 既有机 车底架组焊工 艺，对 Ｈ Ｘ Ｄ ２ 型 电力机 车底 架组焊工 艺
TJJW 008-2014 HXD2电力机车总体技术规范(报批稿)
EN 1289焊接件的非破坏性检验焊接的熔析检验可接受标准(Non-destructive testing ofwelds—Penetrant testing of welds-Acceptance levels)
TJ/JW002－2004机车、动车组司机室设计规范
JB/T 8952交流系统用复合外套无间隙金属氧化物避雷器
JB/T 10112 变压器油泵
ISO 228－1非螺纹密封连接的管螺纹（Pipe threads where pressure–Tight joints are not made on the threads）
HXD2型电力机车总体技术规范
1ห้องสมุดไป่ตู้
本文件规定了HXD2型电力机车（以下简称机车）的用途及应用环境、基本技术要求、电气部分技术要求、机械部分技术要求、制动及供风系统技术要求、司机室技术要求、其他技术要求、检验要求、RAMS要求等要求。
本文件适用于轨距1435 mm、单相交流25 kV/50 Hz的新造的HXD2型电力机车。
EN 1290焊接无损探伤—焊接的磁粉检验（Non—destructive testing of welds – Magnetic
particle testing of welds）
EN 1291焊缝的无损检测-焊缝的磁粉检测—验收等级（Non—destructive testing of
welds-Magnetic particle testing of welds-Acceptance levels)
IEC 60349—2：2002铁路应用旋转电机第2部分：电子变流器供电的交流电机（Electric traction –Rotating electrical machines for rail and road vehicles –Part 2: Electronic converter—fed alternatingcurrent motors)
HXD2—1000系电力机车车体称重工艺改进
（２）称 重值 中 ，使 支撑 点重 量 Ｉ（① ＋④ ）一（③ ＋② ）ｌ≤３００ ｋｇ；
（３）称重值 中 ，使 支撑 点重量 ｌ（① ＋③ ）一（④ ＋② ）ｌ￣ ＜５００ ｋｇ。
图 １ 车体 称 重 支 撑 点 分 布
如 图 ２所 示 ，如果边 梁存 在制 造误差 ，在 较高 一 侧边梁 内板 的支 撑下 ，枕梁 高度定 位失 效 ，产生 图示 的枕梁 倾斜 现象 。实测 边 梁 尺 寸 ，确 实存 在 高 度 尺 寸 误 差 ，边 梁 内 外 板 高 度 误 差 约 ３ ｍｍ，边 梁 挠 度 约 ２ ｍｍ。此原 因是导 致造 成枕 梁倾 斜 、二 系 悬挂 平 面 度 不 良 的 主 要 原 因 。
有 侧 向 ｆ 抬 起 ，他 侧 偏 高
甲
ｌ蚓 ３ 也 结 构
昕 以 问 题 的 源 边 梁 本 身 的 制 造 篪 ０Ｉ赶 忱 梁 倾 斜 ．在 各 １－序 儆 端 误 篪 累 积 情 况 下 ，Ⅱ底 ２个 端 梁 倾 斜 方 向 为 坩 『ｆＩ线 ｔｊｌｆ，就 有 可 能 ｛观 ‘ 体 称 加 量 趟 标
收 稿 日期 ：２ｏ１７—０４—１５ 作 者 简 介 ：范 瑾 （１９７５一），男 ，助 理 工 程 师 ，本 科 。
１Ｏ
图 ２ 端部 装配 定 位 方 式
范 瑾 ，任 广 悲 １Ｉ １）２．１０００ 系 电 力 机 车 车 体 称 重 工 艺 改 进
同 时 ，如 ｝鍪１ ３昕 ，Ｊ：，边 梁 内 板 为 ２块 板 绀 成 ， 制 造 过 程 中 檄 埸 … 观 错 牙 及 挠 度 的 影 响 卜加 剧 错 牙 现 象 ，从 而 造 成 枕 梁 端 梁 总 成 组 对 过 程 Ｉｆ，，枕 梁 存 边 梁 的 作 用 卜发 ，｛ｉ倾 斜 现 象 ，进 一 步 影 响 二 系 悬 挂 的 整 体 平 嘶 ＿『！｛＝
HXD2 型电力机车底架工艺优化
底架是电力机车主要承载部件,是机车车体内各部件及设备的安装基础,主要承载并传递着牵引力。
HXD2型电力机车是大同电力机车有限公司(以下简称同车公司)与国外一家公司联合开发的8轴大功率万吨重载机车。
该车型底架由底架Ⅰ端、Ⅱ端组装,低位牵引横梁组装,边梁、纵梁等主要部件组成,组焊工艺中含有6个关键工序,关键工序能否同步实施决定着底架的生产能力和产品质量的高低,为了提高底架生产效率,保证制造质量,笔者对此底架实施了工艺创新和优化。
1技术引进的外国公司与同车公司生产状况比较因铁路运输事业发展以及国内企业生产经营方式的要求,同车公司生产目标要求达到月产15台HXD2机车,而技术引进的外国公司月产只有2~3台机车,完全采用外国公司的生产工艺,生产能力不足以满足同车公司的生产经营目标和机车合同交付的要求。
鉴于这种状况,HXD2机车底架组焊工艺改进势必进行,力求做到既保证技术引进的生产工艺在生产过程中严格执行,又能创新国产HXD2机车底架工艺,制定优于技术引进的底架组焊工艺,进而提高生产效率,确保公司生产经营目标。
2底架组焊工艺中制约底架生产效率的瓶颈通过对技术引进的HXD2机车底架组焊工艺的认真分析和首台试制情况,发现该工艺制约底架生产效率的瓶颈是底架关键工序之一,边梁与端梁对接部位即连接板,实现不了与其他关键工序的同步作业,主要原因是:第一,技术引进的原底架工艺规程中对组焊连接板的要求很高。
需要现场对底架组对左(右)边梁与Ⅰ、Ⅱ端组装之间研配14~20mm 的连接板。
第二,I 、II 端组装吊装组对时无定位基准,底架总长需要反复调整,导致Ⅰ、Ⅱ端组装与边梁之间间隙值不确定,使底架总成后底架长度没有唯一性。
第三,HXD2机车底架工艺改进前,在生产中主要面临两个问题,一是因车体车间无加工能力,按照原工艺流程从测量出间隙值到组焊工人拿到经加工合格的连接板至少需要2~4h ;二是边梁的研配量达到4~7mm ,工艺中要求切割砂轮进行研配,禁止使用火焰切割,研配时间约需4h 。
HXD2机车电能表例行试验报告
产品序号：生产日期：检验日期：检验者：审核者：检验专章外观检验检验依据：TB/T3021-2002检验方法：产品序号和生产日期标志清晰，不易擦除，铅封压接可靠，操作面板和标牌粘贴牢靠。
检验结果：□通过□不通过尺寸检验检验依据：TDDB.DWG.000检验尺寸：用卡尺测量安装尺寸测量位置要求值实际测量值定位孔距宽72±0.5定位孔距长220±0.5定位孔Φ5±0.5绝缘试验检验依据：TB/T1333-2002检验方法：1、将X1端子的X1.1-X1.6短接，对外壳施加500VDC电压，绝缘电阻≮5MΩ。
检验结果： MΩ2、将X2端子的X2.1-X2.9短接，对外壳施加500VDC电压，绝缘电阻≮5MΩ。
检验结果： MΩ耐压试验检验依据：TB/T1333-2002检验方法：1、将X1端子对外壳，施加1500VAC 1min，无击穿和闪络。
检验结果：□通过□不通过2、将X2端子对外壳，施加500VAC 1min，无击穿和闪络。
检验结果：□通过□不通过起动试验检验依据：IEC62053-21 8.3检验方法：在额定电压、额定频率和cosφ=1.0,施加负载电流0.002In=0.01A,电能表应能起动并连续记录。
检验结果：□通过□不通过潜动试验检验依据：IEC62053-21 8.3检验方法：电流开路，施加电压115%U=115V,电能计量脉冲不应多于一个。
检验结果：□通过□不通过常数试验检验依据：IEC62053-21 8.4检验方法：在额定电压、额定频率和cosφ=1.0,施加额定电流，记录输出计量电能脉冲21600，这时LCD显示有功电能为15000kW.h±150 kW.h。
检验结果：□通过□不通过基本误差第 1 页共2 页TDDB 电能表例行试验报告检验依据：IEC62053-21 8.4检验方法：环境温度湿度技术要求检验结果I=100%In, cosφ=0.8L, 误差:±1.0I=100%In, cosφ=0.5L, 误差:±1.0I=100%In, cosφ=1.0, 误差:±1.0I=100%In, cosφ=0.8C, 误差:±1.0I=100%In, cosφ=0.5C, 误差:±1.0I=50%In, cosφ=0.8L, 误差:±1.0I=50%In, cosφ=0.5L, 误差:±1.0I=50%In, cosφ=1.0, 误差:±1.0I=50%In, cosφ=0.8C, 误差:±1.0I=50%In, cosφ=0.5C, 误差:±1.0I=20%In, cosφ=0.8L, 误差:±1.0I=20%In, cosφ=0.5L, 误差:±1.0I=20%In, cosφ=1.0, 误差:±1.0I=20%In, cosφ=0.8C, 误差:±1.0I=20%In, cosφ=0.5C, 误差:±1.0I=10%In, cosφ=0.8L, 误差:±1.0I=10%In, cosφ=0.5L, 误差:±1.0I=10%In, cosφ=1.0, 误差:±1.0I=10%In, cosφ=0.8C, 误差:±1.0I=10%In, cosφ=0.5C, 误差:±1.0检验依据：TB/T3021-2002检验方法：用盘秤称重，重量≯2kg。
浅谈HXD2型机车转向架二年检修规程制定
浅谈HXD2型机车转向架二年检修规程制定王慧;张德忠【期刊名称】《科技创新与生产力》【年(卷),期】2015(000)002【摘要】The paper is prepared for the circumstance that HXD2 Locomotive has smoothly operated on Daqin Coal Railway of our country for two years and for 450-600 thousand kilometers, it also for the need to meet railway transportation safety operation. Based on the comparisons between ALSTOM overhaul period system and interior overhaul system, the paper also optimizes the items of ALSTOM locomotive overhaul regulation and interior DC driven electric locomotive overhaul regula-tion, and puts forward content that is suitable for bogie overhaul preparation of HXD2 locomotive two-year inspection regula-tion.%针对HXD2型机车在大秦线我国运煤专线上，已顺利营运二年以上并走行45～60万km，以及满足铁路运输安全运用的需要。
以阿尔斯通检修周期体系与国内检修体系对照为依据，对比阿尔斯通的机车检修规程条款与国内直流传动电力机车检修规程条款，优化规程条款及内容，制定适应HXD2型机车转向架部分二年检修规程的内容。
HXD2机车总体
大秦线西起北同蒲线的韩家岭车站，东至秦皇岛地区的柳村南站，全长653公里，为全线双向自动闭塞，正线和到发线全部电化。大秦线多山区、多隧道、多曲线，共有隧道48个，隧道累计总长65.8公里，最长的军都山隧道长约8.4公里，且重车方向有两段长大下坡道：一段线路长度为47公里，平均坡度达-8.2‰；另一段线路长度为50公里，平均坡度-9.1‰，最大坡度达-12‰，是大秦线重载运输的最困难区段。图2.1是大秦线纵断面图。
图2.4 HXD2机车的模块化结构
f．两组相同的辅助静止变流器为机车提供辅助电源。通常一个变流器提供380V、50Hz频率的电源，而另一个提供变频电源以减小风机的噪声等级。当一台变流器故障时，另一台变流器能为全部辅助设备供电；
g.带有微机控制的电空制动柜，它接受司机操纵台上制动控制器的控制指令；采用Locotrol远程同步控制系统，减少了列车的纵向冲击；
机车辅助电源为三相交流380 V/50 Hz，采用由IGBT元件组成的辅助逆变机组，机车控制电源为直流110V；辅助电路的输入直流1800V由主电路的中间电路提供；机车主电路、辅电路、控制电路在各种工况下均有完善而可靠的短路、过载、接地、过电压、欠压、过热、空转、滑行以及通风、油流和水流系统的故障保护装置，并在司机室的微机显示屏上采用图形化人机界面显示故障内容及有关故障处理提示。
HXD2机车采用交流25KV/50Hz的电压制模式，机车最高试验速度132km/h，最高运行速度120km/h。机车在海拔不超过2500 m，最大相对湿度（该月月平均最低温度不低于25℃）90 %，环境温度（遮荫处）在-25℃至+ 40℃可正常运行，采取加温和防寒措施后可在-40℃的环境条件下能够按照机车额定功率正常工作，能承受风、沙、雨、雪、煤尘和偶有的沙尘暴等气候条件，完全满足大秦铁路的气候环境和煤炭装卸地煤尘污染严重的环境要求。同时，机车材料的耐低温设计使机车的适用地域更加广泛。
重载电力机车车体的设计与强度计算
第26卷 第5期计 算 机 仿 真2009年5月 文章编号:1006-9348(2009)05-0282-04重载电力机车车体的设计与强度计算章国泉1,王生武2,王 松3,项文路3(1.大连交通大学交通运输工程学院,辽宁大连116028;2.大连交通大学土木与安全工程学院,辽宁大连116028;3.大连机车车辆有限公司,辽宁大连116022)摘要:针对自主设计研发的总功率为9600k W的6轴新型重载电力机车的突出问题,要解决在纵向牵引制动载荷增加的条件下,车体挠度明显增大、工作应力大大增加,同时又要合理减重。
为此,利用ANSY有限元软件,针对新型重载电力机车的特点,首先借鉴国内外车体结构技术标准和重载机车的实际运行状态研究确定了机车的载荷工况,并对车体结构的强度和刚度进行了有限元分析;根据各种工况下应力的分布特点,并基于抗疲劳破坏的观点,分析了车体结构所存在的问题,并提出了相应的改进方案。
比较分析的结果表明,改进方案既保证了车体的刚度与强度,又收到了比较明显的减重效果,是一种比较合理的改进结构。
关键词:电力机车;重载;车体;结构分析;有限元中图分类号:U260.2 文献标识码:BD esi gn and Strength Ca lcul a ti on for HeavyHaul Electr i c L oco m oti ve CarbodyZHANG Guo-quan1,WANG Sheng-wu2,WANG Song3,X I A NG W en-lu3(1.School of Traffic Engineering,Dalian J iaot ong University,Dalian L iaoning116028,China;2.School of Civil and Safety Engineering,Dalian J iaot ong University,Dalian L iaoning116028,China;3.Dalian Locomotive and Rolling St ock L td,Dalian L iaoning116022,China)ABSTRACT:One of the outstanding p r oble m s for the ne w6axis heavy haul electric l ocomotive with t otal power of9600k W,designed and devel oped by our country independently,is t o s olve the p r oble m of the increase in deflecti onand stress of carbody under the conditi ons that the braking l oad of l ongitudinal tracti on has increased significantly,while the weight reducti on should be reas onable.Theref ore,according t o the characteristics of new heavy haul electricl ocomotive,the strength and stiffness of carbody structure are analyzed by FE s oft w are of ANSYS based on the l oadcases deter m ined by both the technical standards at home and the abr oad and the actual running status of the heavyhaul l ocomotive.The existing p r oblem s are analyzed and the i m p r oved scheme is put for ward according t o the distribu2ti on features of stresses in different l oadcases and on the basis of the viewpoint of fatigue failure.The i m p r oved struc2ture is reas onable because not only the stiffness and strength of carbody can be ensured,but als o the effect of weightreducti on is significant.KE YWO RD S:Electric l ocomotive;Heavy haul;Carbody;Structure analysis;Finite ele ment1 引言为了快速提高铁路的运输能力,近年来我国大力发展高速重载铁路,目前,国内已经进入积极研发大功率重载交流传动电力机车阶段,已经取得了一定的突破,成功研制了许多的货运电力机车[1-6]。
HXD2牵引货运列车长大下坡区间周期性制动研究
HXD2牵引货运列车长大下坡区间周期性制动研究林轩;王青元;刘强强;冯晓云【摘要】An optimal control model of freight train operation,with focus on the regenerative braking energy,was established, based on the fundamental principles of railway traction and energy consumption analysis. The model was specifically developed for the following conditions:(1)the train travels along the track in the long steep downhill section at a non-constant speed while the air brake is applied. (2)The air recharging time should be guaranteed between two successive braking operations. The model was developed based on a pressure reduction of 50 kPa,which is a typical condition during braking. The optimal control strategies were studied for the case where the train travels along the track in the long steep downhill section. The time allocation for each sub-section between two stations was also studied. The optimality of the periodic braking strategy (full electrical braking-full braking-full electrical braking)was analysed using Pontryagin's maximum principle. The necessary conditions were also analysed for the case where the train enters and then leaves the long steep downhill section. The numerical algorithm used for optimal control of the train travelling along the track in the long steep downhill section and its adjacent section was presented in detail. The proposed model and numerical algorithm were verified by performing simulations of an HXD2 locomotive with 100 fully loaded cars. The simulation results were compared with those of the fuzzy predictivecontrol and field test data. Based on the condition that the train is punctual,it is found that the energy consumption during train operation can be reduced by up to 5. 6% and 17. 9% with respect to the fuzzy predictive control and field test data,respectively.%针对货运列车在长大下坡道空气制动无法恒速且相邻两次空气制动之间需满足缓解再充风约束的特点,以司机实际操纵中普遍采用的50 kPa小减压量调速制动为依据,根据列车牵引计算原理和能耗分析方法,建立了考虑再生制动能量利用的货运列车最优控制模型.首先,研究了货运列车在长大下坡道上的最优操纵策略和站间各子区间运行时间分配;其次,基于极大值原理分析了"全电制-全制-全电制"周期性制动控制策略的最优性,以及列车入坡、出坡应满足的必要条件,提出长大下坡道及其相邻区间列车运行最优控制的数值求解算法;最后,以HXD2型电力机车牵引100节C80重车为例,对提出的列车最优控制模型和数值算法进行仿真验证,并分别与模糊预测控制和实测数据进行比较,研究结果表明:在准点的前提下,所采用的周期性制动策略能实现5.6%和17.9%节能效果.【期刊名称】《西南交通大学学报》【年(卷),期】2017(052)005【总页数】10页(P859-868)【关键词】货运列车;极大值原理;周期性制动;控制策略;数值算法【作者】林轩;王青元;刘强强;冯晓云【作者单位】西南交通大学电气工程学院,四川成都611756;西南交通大学电气工程学院,四川成都611756;西南交通大学电气工程学院,四川成都611756;西南交通大学电气工程学院,四川成都611756【正文语种】中文【中图分类】U2安全、平稳、节能是货运列车运行优化的三大目标，长大下坡区间列车运行优化操纵是列车优化的重点和难点.近年来，和谐型大功率机车逐渐成为铁路货运的主力，因此，有必要对困难区段(含长大下坡)和谐型电力机车的优化操纵进行研究，不仅保证行车安全，并且实现列车节能运行.文献［1］分析了长大下坡区间双机牵引5 000 t货物时不同坡度值下列车电制动增速时间和充风时间的关系，并指出列车缓解初速度为30 km/h时，12‰和15‰下坡道上列车采用电制动均能满足充风时间的要求.文献［2］比较了长大下坡区间列车在充风阶段的两种操纵策略:“惰行+空气制动”和“动力制动+空气制动”，采用“动力制动+空气制动”联合操纵的周期性制动方式不仅可以减少空气制动次数，而且可以降低闸瓦温升，保证行车安全.文献［3-4］针对大秦线2×104 t级列车在长大下坡道的操纵进行了仿真和现场试验，表明小减压量制动和全电制动配合使用可延长列车再充风时间，减少列车空气制动次数，降低列车能耗.针对长大下坡区间列车再充风时间长、制动次数多，文献［5］提出改善制动机性能、采用高摩合成闸瓦以增加制动力.以上文献通过仿真和现场试验，总结出长大下坡区间列车合理操纵的基本原则.这些原则虽然保证了列车操纵的安全性，但从全局角度列车运行能耗不是最优的.列车在长大下坡区间运行时，最优操纵策略受坡长、坡度值、制动初速、缓解初速、电制动力、减压量的影响［4］，且列车最低缓解速度不低于30 km/h［6］.鉴于问题的复杂性，本文拟采用最优控制理论解决这一强耦合、非线性问题.文献［7］应用极大值原理推导了带限速约束的列车节能最优控制策略.文献［8-10］基于极值原理，针对带有单一大下坡、大上坡的全局优化问题，引入拉格朗日乘子，求解了列车全程运行的关键工况转换点，证明了列车节能运行全局最优解存在且唯一.文献［11-13］建立了考虑限速约束的列车节能运行模型，分析了含大下坡、大上坡的相邻恒速区(牵引恒速)的可能连接方式，证明了恒速区之间含大坡道时，其最优连接方式的存在性和唯一性，并采用相轨迹分析揭示了通过大坡道时列车最优工况的切换规律.文献［14-15］把极大值原理应用于列车优化操纵分析，取得了一定节能效果.文献［16-17］则考虑了再生制动能量利用率对列车节能最优控制的影响，拓展了列车节能最优控制理论的适用车型.国内外文献研究了含大坡道列车节能运行优化问题，但对于长大下坡道的列车节能优化有待进一步研究.本文将以极大值原理为基础，研究含长大下坡区间的列车节能运行全局最优控制策略，同时考虑机车在运用中的实际牵引/制动力发挥，用数值法求解列车节能运行最优速度曲线.本文中涉及到的符号定义如表1所示.本文研究对象为单元万吨货运列车，不考虑信号系统对列车运行的影响，不考虑网压波动对列车牵引/电制动特性产生的影响.货运列车编组长、质量大，为揭示其运动规律，本文将每一辆机车或车辆视为一个具有重量的质点，建立列车多质点模型，如图1所示，图中:r为曲线半径;l为曲线长度;mi为第i节车的质量.以列车为对象，建立其运动学方程为式中:设列车区间运行初始位置为0，末端位置为X，故边界约束条件为为保障行车安全，列车运行过程中车速不能超过线路限速，且列车在任何情况下，列车空气制动力充足，因此货运列车运行于长大下坡区间时，仅施加电制动车速仍然上升，该特征用式(8)描述.长大下坡区间的坡度值一般大于10‰，且长度在10 km以上.受轮轨间粘着力的约束，机车电制动力一般不能按制动特性曲线全部发挥，实际机车电制动力进一步减小，因此，在长大下坡区间需要电制动和空气制动配合使用.此外，列车在长大下坡区间施加空气制动后，为保证下一次空气制动有效施加，列车在长大下坡道上的惰行时间不应小于缓解再充风时间，约束条件为［1］目标函数为本文将求解在式(1)～(6)、(9)约束的条件下，使目标函数(10)最小的列车运行最优速度曲线.联立式(1)、(2)、(10)，根据极大值原理构造列车节能运行的哈密顿函数H［19］为式中:λ1、λ2为拉格朗日乘子.为处理式(6)、(9)中的不等式约束，引入松弛因子M和T，得M是一非递增有界函数，为处理式(6)的限速约束而引入，该有界函数的导数d M 满足式中:S为列车区间运行终点位置.当v(x)＜v j(x)时，d M=0;当v(x)=v j(x)时，d M ＞0.在式(9)的约束下，结合列车运行基本物理模型，可得命题:在长大下坡区间，列车发生空气制动后，当且仅当缓解速度不大于使得式(9)成立的列车最大缓解速度vl'im时，即v(x)≤vl'im时，周期性制动有最优解.且列车由点A(速度为vl'im(x))全电制到限速的时间不小于T c，如图2所示.证明如下:证明记A→B全电制时间为副风缸缓解再充风时间T c;A→B列车瞬时速度为v'(x);点A、B的位置分别记为xA、xB.假设在xA处，列车缓解速度为v lim(x)，且v lim(x)＞v'lim(x).列车全电制到限速v j(x)的速度v(x)不低于v'(x)，即v(x)≥v'(x).用反证法说明，若v(x)＜v'(x)，则速度曲线v(x)和v'(x)相交，交点为C(图2所示).以点 C处的速度和位置为初态，求解列车运动学微分方程，易知点C后任一列车位置处(式(2))均对应两组解，根据柯西—利普希茨定理，初态确定时，微分方程的解存在且唯一，与假设矛盾，命题不成立，因此v(x)≥v'(x).另外，在同一区段内，列车的加速度一定，因此，不存在v(x)=v'(x)的情形，故v(x)＞v'(x).根据式(9)，有式中:x'是车速为v j(x)时对应的位置.根据上述结论，v(x)＞v'(x)与式(15)矛盾，即v lim(x)＞v'lim(x)时，列车由xA全电制到限速的时间小于列车缓解再充风时间T c.充风时间不足，影响行车安全，因此，假设不成立，命题得证.将上述不等式约束引入最优控制问题［7，19］，当v(x)＜v'lim(x)时，dT=0;v(x)=v'lim(x)时，d T＞0.定义θ=ηtλ2/v为伴随变量，哈密顿函数的表达式可整理为为使式(10)能耗J最小，则要求哈密顿函数H取极大值，由此可得6种最优操纵工况，如表2所示.表中:FP(full power)为全牵工况;PP(partial power)为部分牵引工况;C(coasting)为惰行工况;PEB(partial electrical braking)为部分电制工况;FEB(full electrical braking)全电制工况;FB(full braking)全制工况.由于式(11)不显含时间t，哈密顿函数H的偏导数为0，则因此，λ1的值为常数.对伴随变量θ=ηtλ2/v变形并求导得联立式(11)、(13)、(18)，经化简整理得对表2中的工况PP、PEB、FB作进一步分析.(1) 当θ=1 时，μt∈［0，1］，μd=0，μm=0，有θ为常数，所以dθ/d x=0，且 v(x) ＜v j(x)，d M=0;同时，d T=0.因此，整理得定义φ(v)=v2w'0(v)，对 w0(v)求导，可得所以，由式(24)易知，φ(v)单调递增，因此，对于式(22)，唯一存在v c使等式成立.定义列车运行目标速度为v t，则对于部分牵引恒速的常规坡道，其数学模型描述为(2) 当θ= αηdηt时，μt=0，μd∈［0，1］，μm=0，有θ为一常数，故dθ/d x=0;d M=0，d T=0.因此存在速度 v d，使得式(28)成立，λ1可通过式(22)获得.在部分电制时，列车运行目标速度为对部分电制动恒速的常规坡道，其数学模型为(3) 当θ≤0 时，μt=0，μd=1，μm=1.通过长大下坡列车周期性制动如图3所示.图中:θ+为大于θ的一侧的数值;θ－为小于θ的一侧的数值;x=0为列车起点位置，θ'为伴随变量的最小值.在进入长大下坡前，列车提前惰行.入坡后，列车速度上升至接近限速，伴随变量θ从1连续变化至0.将θ=0， d T=0代入式(19)，可得① 在θ=0－时(0－为小于0的一侧)，v(x)=v j(x)，此时 d M ＞0，λ1＜0;在θ=0+时(0+为大于0的一侧)，开始全制，θ=0+后一时刻θ＜0，列车将继续全制;②当v(x)=v'lim(x)时，d T ＞0，θ发生正跳变，此时0 ＜θ＜αηdηt，列车全电制;③当列车电制到 v(x)=v j(x)时，跳至步骤①;④列车在长大下坡末端时，v(x)=v j(x)，d M ＞0，θ发生正跳变，此时θ+＞1，列车全牵至 v c，最终，列车以部分牵引(即恒速)继续运行.由图3可知，列车在长大下坡末端应采用工况FEB，且车速为限速.本节将以v c＞v j(x)为例，证明该最优工况的唯一性，v c＜v j(x)时，证明方法类似.若列车在长大下坡末端未处于工况FEB，由表2可知，列车可能处于工况FP、PP、PEB、C或FB，对上述工况逐一分析:(1)工况为FP时根据2.2节的分析，列车在全制后全牵至限速，此时列车仍处于长大下坡区段(图3)，该操纵方式不仅不节能，且存在超速风险和较大的纵向冲动，不合理，应舍去.(2)工况为PP时若列车部分牵引，根据式(21)，得 v＜v c时，dθ/d x＜0，故列车在前一时刻θ＞1，与假设θ=1相矛盾.(3)工况为PEB时假设列车在长大下坡末端采用部分电制动，根据2.2节分析，工况为PEB时，列车保持速度为v d图3，该结论与本文长大下坡区间的假设相矛盾(电制动不能恒速)，因此，列车不可能处于PEB工况.(4)工况为C时若列车在长大下坡末端惰行至限速.在本文中，结合目标函数式(10)，为尽可能地使列车运行节能，在长大下坡区间应采用再生制动策略.后文将对该工况做进一步分析.(5)工况为FB时若列车全制，设伴随变量θ在坡道末端发生正跳变，使得θ＞0，出坡后列车将全牵至θ=1.此时列车的出坡速度低于限速，出坡后全牵至部分牵引需要比图3所对应区段全牵消耗更多的能量.综上所述，长大下坡末端列车的最优工况为FEB.定义恒速区为列车以部分牵引或部分电制动能保持恒速运行的区间.本节将讨论相邻恒速区间的连接方式(恒速区之间包含长大下坡).(1)如图4所示，当 v(x)＜v c时，dθ/d x＜0，θ单调递减，列车在进入长大下坡前提前惰行.(2)进入大下坡后，车速持续增加，当伴随变量θ＜αηdηt时，列车全电制到限速.此时，θ=0－，v(x)=v j(x)，d M ＞0，λ1＜0;在θ=0+时刻，开始全制，θ=0+后一时刻θ＜0，列车继续全制.(3)列车在长大下坡区间运行时，交替使用全电制和全制两种工况，且θ发生跳变的边界条件分别为v(x)=v j(x)和v(x)=v'lim(x).(4)在长大下坡末端，列车惰行至θ=1，此时，列车以部分牵引运行.(5)列车由部分牵引切换至部分制动，并以速度v d匀速运行，此时θ=αηdηt;部分牵引→部分制动间的切换需要用惰行连接，切换方式如图4.根据2.2节分析，列车在长大下坡区间应采取“全电制+全制+全电制”的周期性循环制动策略，该策略不仅提高了长大下坡区间列车通过能力，而且可降低列车站间运行能耗.区间运行时间分配与列车运行速度的关系如图5所示.图5中，x f为全电制制动的位置.列车在长大下坡增速阶段分别采用惰行和全电制两种运行策略.采用惰行策略时列车加速度较大，全制后需要以较低速度缓解才能满足再充风时间约束.采用全电制策略，可提高缓解速度，减少周期性制动次数，缩短长大下坡区间运行时间T s.在区间运行时间T set给定的前提下，常规坡道区间运行时间T set－T s增加，从而使v c降低为v'c，根据列车节能运行第一论断［20］，列车站间运行牵引能耗降低.本文设计的算法以货运列车在长大下坡区段周期性制动为研究目标，确定一条包含长大下坡区段的列车区间最优运行曲线，并满足准点性要求.算法具体步骤如下:步骤1计算列车在给定区间的最大能力运行曲线，确定区间最短运行时间T1;若给定区间运行时间T set大于T1，则转至步骤2，否则返回最大能力运行结果，寻优终止. 步骤2初始化 v c，根据式(22)、(28)计算λ1和 v d，并根据v c、v d和v j(x)划分恒速区段，确定各恒速区段的起点、终点，建立坡道分区表;寻优开始前，剔除最大能力运行无法达到的恒速段;对于v c＞v j(x)，则以v j(x)作为列车保持速度，v d同理.步骤3生成坡道分区表.根据步骤2，将给定区间划分为若干各恒速区段，并用集合U表示，U={P1，P2，…，Pi，…，Pn}，其中，Pi为第 i个恒速区段.步骤4恒速区连接.若 i＜ n，令 j=i，k=i+1，执行步骤5;若i=n，则P1与Pn已连接成功，区间连接结束，转至步骤7.步骤5对Pj和Pk进行连接，若连接成功但速度曲线超过线路限速或不存在最优连接，则进行限速约束下的最优连接;若连接不成功，执行步骤6.步骤6若k=n，则找出Pj之前且与Pj直接相连的元素Pm(1≤m ＜j)，令j=m，k=j+1，i=m，重复步骤5;若 k＜n，则 k=k+1，重复步骤5.步骤7根据步骤3～5中所生成的列车速度曲线，模拟列车区间运行，计算可得区间运行时间T.步骤8若 T－Tset ＜3 s，则列车区间运行时间满足准点要求，寻优结束.若 T＞T set，则提高v c，重复步骤2;若T ＜T set，则降低 v c，重复步骤2.在工程实践中，过大的牵引/制动力以及牵引/制动力变化率对采用动力集中控制的货运列车会造成较大纵向冲动和轮对空转滑行，因此，在生成最优参考曲线时需要对机车特性进行修正.在牵引阶段，选取按牵引特性曲线输出的最大牵引力的0.9倍［18］作为机车实际输出牵引力限制.在电制动阶段，设机车粘着电制动力为f u(v)，电制动特性曲线输出的最大制动力为f d(v)，计算方法见文献［21］.仿真时，实际最大电制动力为同理，在空气制动时，列车制动力不能超过粘着制动力的限制.经验算，本文中空气制动力远小于对应速度下的粘着空气制动力.仿真线路选用大秦线最困难区段:延庆—茶坞区间，线路限速为75 km/h，列车运行方向为下行.以25 t轴重HXD2型电力机车牵引100辆C80重车作为研究对象，采用matlab 对本文算法进行仿真验证.仿真参数见表1和文献［21］.给定区间运行时间T set=90 min，基于本文所设计的算法和仿真参数，仿真结果如图6所示;司机实际操纵结果如图7所示;采用基于模糊预测控制的准点节能策略运行［22］，仿真结果如图8所示.从如图6可知，伴随变量的初值较大，在初始阶段，伴随变量取值随距离增加而迅速下降.本文仅截取了伴随变量取值在－1～2之间的数据绘图.图6～8仿真结果对比如表4所示.列车运行能耗=牵引能耗－α×再生能量，根据表4计算本文算法相对模糊预测和实测数据的节能率，以及模糊预测相对实测数据的节能率，如表5所示.表中，α =0.9.从表5可知:司机在行车时，通常根据当前列车运行状态和前方有限距离内的线路信息，结合操纵经验决定未来操纵策略;并且受反应时间等主观因素的制约，司机无法给出准确的经济牵引/制动级位和工况切换点，因此，本文算法和模糊预测相对司机实际操纵结果节能率分别为17.9%和11.6%，具有一定节能空间.另外，本文中，模糊预测算法采用模糊控制+滚动优化的分层结构，预测前方有限步长内的操纵策略，属于局部寻优，而本文算法为全局优化，因此，本文算法相对模糊预测节能5.6%，具有一定节能效果.本文对长大下坡区间列车周期性制动进行了研究，提出了长大下坡区间与相邻恒速区的连接算法，通过仿真和对比分析，得到以下结论:(1)列车在长大下坡区间应采用“全电制+全制+全电制”周期性循环制动策略，制动切换时机由伴随变量的取值决定，全制发生在限速位置.最优操纵的缓解速度是缓解再充风时间约束边界值对应的速度v'lim(x)，下坡道末端车速为限速，工况为全电制.(2)列车在进入长大下坡区间之前应提前惰行，使列车充分利用线路势能，实现节能运行.列车在长大下坡的增速阶段采用全电制工况，可提高列车技术速度，进而提高区间通过能力，同时降低列车运行牵引能耗，实现能量的回馈利用.(3)与模糊预测控制和现场实测数据相比，本文算法分别能实现5.6%和17.9%的节能效果.【相关文献】［1］孙中央，王长明.长大下坡道区段开行重载列车的安全问题［J］.铁道机车车辆，2009，29(1):4-7，54.SUN Zhongyang，WANG Changming.Security problems of operation heavy haul trains on the long heavy down grade［J］.Railway Locomotive ＆ Car，2009，29(1):4-7，54.［2］陈清.5 000 t级重载列车的合理操纵方法［J］.西南交通大学学报，1994，29(3):281-285. 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HXD2型电力机车重载适应性提升研究
HXD2型电力机车重载适应性提升研究
黄明惠;张志超;张江田;汪方文
【期刊名称】《铁道机车车辆》
【年(卷),期】2024(44)2
【摘要】研究并提出了HXD2型电力机车在钩缓装置、机车悬挂装置及两者之间参数匹配性等方面的重载适应性提升方案,并通过数值仿真、压钩试验、双机牵引万吨列车试验验证了该方案的有效性和机车的重载适应性。
研究表明:102型钩缓装置具有更好的重载适应性,该技术提升方案能够使机车运行安全性和压钩稳定性显著提高。
【总页数】9页(P15-23)
【作者】黄明惠;张志超;张江田;汪方文
【作者单位】中车大同电力机车有限公司;中国铁道科学研究院集团有限公司机车车辆研究所
【正文语种】中文
【中图分类】U264
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HXD2B机车电务车载设备检查测试作业标准
HXD2B机车电务车载设备检查测试作业标准1 主题内容及适用范围本作业指导书规定了车载设备检查测试（HXD2B机车）项目、内容及技术标准。
本作业指导书适用于车载设备检查测试工作。
2 作业目的发现并克服设备缺点及隐患，确保设备正常运用。
3 作业流程图4 检查作业程序、项目、内容及技术标准4.1作业前准备4.1.1 工长（作业组长）组织召开作业准备会，布置作业地点和任务；4.1.2 组织开展安全预想，布置安全措施，携带必备“禁动安全牌”；4.1.3 准备工具、仪表、讲机、读卡器、手锤、螺丝刀、扳手、老虎钳、转储器、IC卡等；4.1.4 穿好工作服及绝缘鞋。
4.1.5. 核对校时IC卡或校时器的时间正确。
4.2 询访司机询访入库机车司机，了解LKJ设备使用情况，如果不正常须详细询问故障现象，做好记录，对反映的情况进行检查试验和处理。
4.3 车下检查4.3.1. 入库机车按规定停稳在环线测试位，车载人员将“禁动安全牌”挂在检测机车入库前端明显位置,并与司机双确认。
4.3.2. I、II端机车信号感应器：安装紧固，螺栓、螺帽、开口销、状态良好，开口销劈开角度为60°～90。
4.3.3. 电子标签：安装牢固，螺栓、平垫、弹簧垫齐全，接插件、导线、绑扎状态良好,清洁。
4.3.4. 2轴、5轴速度传感器：安装牢固，螺栓、平垫、弹簧垫齐全，接插件、导线、绑扎状态良好，清洁。
4.3.5. 车下检查完毕收回“禁动安全牌”。
4.4 输入工号4.4.1. 从操纵端上车，车载人员将“禁动安全牌”放在操纵端直接制动器（小闸）手柄明显位置,并与司机双确认。
4.4.2. 操纵端LKJ显示器上输入规定以本人工号和班组编号为文件名的监控装置记录数据文件。
操作监控装置进入“调车状态”。
4.5 车上检查4.5.1. 检查LKJ显示器及其面膜按钮状况、机车信号机安装牢固、上下行开关良好，设备状态良好。
4.5.2. 检查LKJ主机、机车信号主机、TAX2箱设备外观正常，各设备接插件、端子排、固定螺丝、铅封或锁等设备状态良好。
HXD2型大功率电力机车通过2万t重载牵引试验
HXD2型大功率电力机车通过2万t重载牵引试验
朱一迪
【期刊名称】《机车电传动》
【年(卷),期】2008()2
【摘要】近日，在铁道部主持下，HXD2型大功率电力机车在大秦线2万t重载组合列车牵引试验中取得圆满成功。
试验数据表明，该机车完全符合2万t重载组合列车牵引要求。
【总页数】1页(P68-68)
【关键词】牵引试验;电力机车;大功率;HXD;2型;组合列车;列车牵引;铁道部
【作者】朱一迪
【作者单位】
【正文语种】中文
【中图分类】U269.6;S219.05
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作者简介：郭乃享（１９５１－），男，辽宁沈阳人，工程师，１９７７年兰州铁道学院内燃机车专业毕业。
收稿日期：２００８－０３－１２０引言“和谐２”型电力机车（简称ＨＸＤ２机车）主要用于中国大秦线牵引２万ｔ重载组合列车。
机车可单机牵引１万ｔ，双机远程重联牵引２万ｔ重载列车。
目前，该机车已经在大秦线成功运行。
由于重载长大列车的纵向冲击很大，所以机车车体的结构设计难度大，强度要求高。
ＨＸＤ２机车车体的强度计算和型式试验与国内既有机车的相应工作相比，有许多不同之处，实际上也从一个侧面反映了ＨＸＤ２机车车体设计的特点和优势。
１）车体两端能承受的纵向载荷是国内所有机车中最大的，即３６００ｋＮ的压力和２５００ｋＮ的拉力，车体不会产生永久性变形；２）强度计算结果的评价采用了以分项安全系数的细节可靠性设计方法，即对不同部位采用不同的安全系数进行评价；３）在关键部位，利用材料的ＧＯＯＤＭＡＮ图进行疲劳强度评价；４）在静强度计算和试验时，对车体底架与司机室连接处、前窗上部、上弦梁位置等处分别按照ＵＩＣ标准加载进行强度考核；５）基于车体强度的有限元计算，对车上所有安装设备的连接螺栓进行强度计算。
下面介绍ＨＸＤ２机车车体的强度计算和型式试验情况［１］。
１车体强度计算分析ＨＸＤ２机车综合采用了ＵＩＣ、ＥＮ、ＥＲＲＩ、ＴＢ有关标准及评判准则，进行有限元强度计算和型式试验。
强度计算利用ＡＮＳＹＳ软件在线弹性、小变形范围内进行结构分析。
１．１车体力学模型由于车体结构不完全对称，所以一般采用整车模型，部分工况采用半车对称模型计算。
整车模型单元总数２４０４３２个，节点总数２３８３７７个，单元尺寸１０～９０ｍｍ。
壳单元考虑了板的平均厚度，排障器、可拆卸横梁、连接横梁等用螺栓连接的部件采用节点耦合方式。
１．２车体材料参数和安全系数侧墙蒙皮材料采用Ｓ２７５Ｊ２Ｇ４，σｅ＝２７５ＭＰａ，车体其它承载结构材料采用Ｓ３５５Ｊ２Ｇ４，σｅ＝３５５ＭＰａ。
对于所有钢材型号，弹性模量Ｅ＝２１００００ＭＰａ，泊松比ｖ＝０．３。
对于需要校核疲劳强度的载荷工况，焊接区取安全系数为１．６５，母材区取安全系数为１．５，绘制相应的Ｇｏｏｄｍａｎ疲劳极限线图。
对于抬车工况取安全系数为１．１，压缩工况、拉伸工况、司机室保护工况和极限垂向载荷工况以及牵引杆座拉压工况，取安全系数为１。
ＨＸＤ２型机车车体的强度计算与试验研究郭乃享１，杨俊杰２，３，李幸人３（１．铁道部驻大同电力机车有限责任公司机车验收室，山西大同０３７０３８；２．北京交通大学机械与电子工程学院，北京１０００４４；３．大同电力机车有限责任公司技术中心，山西大同０３７０３８）【摘要】从对“和谐２”ＨＸＤ２型交流传动重载货运电力机车车体的设计要求出发，重点分析了ＨＸＤ２机车车体强度计算和型式试验的特点和优势，介绍了车体静强度、疲劳强度、动力模态和设备紧固件强度计算以及车体强度型式试验。
试验表明，车体的强度和模态满足设计要求。
【关键词】和谐２ＨＸＤ２型机车；车体；强度；疲劳；模态；试验【中图分类号】Ｕ２６０．３２【文献标识码】Ａ【文章编号】１００３－７７３Ｘ（２００８）０３－０００３－０４ＲｅｓｅａｒｃｈｏｎｔｈｅＳｔｒｅｎｇｔｈＡｎａｌｙｓｉｓａｎｄＴｅｓｔｆｏｒＨＸＤ２ＬｏｃｏｍｏｔｉｖｅＢｏｄｙｗｏｒｋＧＵＯＮａｉ－ｘｉａｎｇ１，ＹＡＮＧＪｕｎ－ｊｉｅ２，３，ＬＩＸｉｎｇ－ｒｅｎ３（１ＡｃｃｅｐｔａｎｃｅＯｆｆｉｃｅｏｆＴａｉｙｕａｎＲａｉｌｗａｙＢｕｒｅａｕｉｎＤａｔｏｎｇｗｏｒｋｓ，Ｄａｔｏｎｇ０３７０３８，Ｓｈａｎｘｉ；２ＣｏｌｌｅｇｅｏｆＥｌｅｃｔｒｉｃ－ｍｅｃｈａｎｉｃ，ＢｅｉｊｉｎｇＪｉａｏｔｏｎｇＵｎｉｖｅｒｓｉｔｙ，Ｂｅｉｊｉｎｇ１０００４４；３Ｒ＆Ｄ，ＤａｔｏｎｇＥｌｅｃｔｒｉｃＬｏｃｏｍｏｔｉｖｅＣｏ．，ＬＴＤ，Ｄａｔｏｎｇ，Ｓｈａｎｘｉ０３７０３８）〔Ａｂｓｔｒａｃｔ〕ＩｎｔｈｅｌｉｇｈｔｏｆｔｈｅｄｅｓｉｇｎｒｅｑｕｉｒｅｍｅｎｔｆｏｒｔｈｅｂｏｄｙｏｆＨＸＤ２ＴｙｐｅＡＣｄｒｉｖｅＨｅａｖｙ－ｈａｕｌｅｌｅｃｔｒｉｃｌｏｃｏｍｏｔｉｖｅ，ｍａｉｎａｔｔｅｎｔｉｏｎｗａｓｐａｉｄｔｏｔｈｅｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓａｎｄｓｕｐｅｒｉｏｒｉｔｉｅｓｏｆｔｈｅｓｔｒｅｎｇｔｈａｎａｌｙｓｉｓａｎｄｔｅｓｔｆｏｒＨＸＤ２ｌｏｃｏｍｏｔｉｖｅＢｏｄｙ．Ｔｈｅｂｏｄｙｓｔａｔｉｃｓｔｒｅｎｇｔｈ，ｆａｔｉｇｕｅｓｔｒｅｎｇｔｈｍｏｄｅｌａｎａｌｙｓｉｓａｎｄｄｅｖｉｃｅｆａｓｔｅｎｅｒｓｓｔｒｅｎｇｔｈｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎａｎｄｔｙｐｅｔｅｓｔｗｅｒｅｉｎｔｒｏｄｕｃｅｄ．Ｔｈｅｔｅｓｔｓｉｎｄｉｃａｔｅｄｔｈａｔｔｈｅｓｔｒｅｎｇｔｈａｎｄｍｏｄａｌｍｅｔｔｈｅｄｅｓｉｇｎｒｅｑｕｉｒｅｍｅｎｔ．〔Ｋｅｙｗｏｒｄｓ〕ＨＸＤ２Ｌｏｃｏｍｏｔｉｖｅ；Ｂｏｄｙｗｏｒｋ；Ｓｔｒｅｎｇｔｈ；Ｆａｔｉｇｕｅ；Ｍｏｄａｌ；Ｔｅｓｔ．第２３卷第３期（总第１０２期）机械管理开发２００８年６月Ｖｏｌ．２３Ｎｏ．３（ＳＵＭＮｏ．１０２）ＭＥＣＨＡＮＩＣＡＬＭＡＮＡＧＥＭＥＮＴＡＮＤＤＥＶＥＬＯＰＭＥＮＴＪｕｎ．２００８３・・第２３卷第３期（总第１０２期）机械管理开发２００８年６月１．３载荷情况定义根据ＨＸＤ２型机车的合同规定的工况要求，对车体进行了总共１２种静态载荷工况的计算分析，见表１。
１．４．静态计算结果及分析根据载荷工况及力学模型，得到静载工况的计算结果如下：１）压缩工况。
最大应力为３２４Ｍｐａ（许用应力为３５５ＭＰａ），位于Ⅰ端底架枕梁前端与边梁连接处。
图１是车体在３６００ｋＮ纵向压缩载荷工况下的应力云图。
图１车体在３６００ｋＮ纵向压缩工况车体结构应力分布图图２车体在２５００ｋＮ纵向拉伸载荷工况下应力云图表１计算载荷（试验载荷）一览表载荷工况序号工况简称定义验收标准Ａ－压缩和拉伸试验载荷１（Ｓ）压缩工况Ｍ１ｇ＋车钩装置处沿纵向作用３６００ｋＮ压缩力Ｃ１２（Ｓ）拉伸工况Ｍ１ｇ＋车钩装置处沿纵向作用２５００ｋＮ拉伸力Ｃ１３（Ｓ）司机室保护工况ⅠＭ１ｇ＋司机室窗框处３００ｋＮ压缩力Ｃ１４（Ｓ）司机室保护工况ⅡＭ１ｇ＋司机室前端部，车钩轴线上方７５０ｍｍ处的１００ｍｍ高的条形区域４００ｋＮ的压力Ｃ１５（Ｓ）司机室保护工况ⅢＭ１ｇ＋车顶的前横梁上施加３００ｋＮ的压力Ｃ１１１（Ｓ）极限垂向载荷工况极限垂向载荷１．３Ｍ１ｇＣ１１２（Ｓ）抬车工况Ⅰ用整体起吊孔将车体和转向架一起起吊，载荷为（Ｍ１＋２Ｍｂ）ｇ（Ｘ＝±５４１５）Ｃ１／１．１１３抬车工况Ⅱ用内架车垫板架车时载荷为Ｍ１ｇ（Ｘ＝±４６２２ｋＮ）Ｃ１／１．１１４（Ｓ）抬车工况Ⅲ用外架车垫板架车时载荷为Ｍ１ｇ（Ｘ＝±５９２２ｋＮＣ１／１．１１５（Ｓ）复轨工况Ⅰ用Ⅰ端救援销孔起吊车体和Ⅰ端转向架，载荷为（Ｍ１＋Ｍｂ）ｇ–１端（Ｘ＝－８７１２ｋＮ）Ｃ１／１．１２１（Ｓ）垂向动载荷工况垂向动载荷：Ｆｚ＝（１±０．２）Ｍ１ｇＣ２４１（Ｓ）牵引杆座疲劳工况（１±０．２）Ｍ１ｇ＋牵引杆座上的疲劳试验载荷（Ｆｘ＝±３７ｋＮ）Ｃ２４２（Ｓ）牵引杆座拉压工况Ｍ１ｇ＋牵引杆座上的试验载荷（Ｆｘ＝±５５３ｋＮ）Ｃ１４３抗蛇行减振器座疲劳工况（１±０．２）Ｍ１ｇ＋抗蛇行减振器上的疲劳试验载荷（Ｆｘ＝±１６．５ｋＮ）Ｃ２４４横向减振器座疲劳工况（１±０．２）Ｍ１ｇ＋横向减振器上的疲劳试验载荷（Ｆｙ＝±１２ｋＮ）Ｃ２４５垂向减振器座疲劳工况（１±０．２）Ｍ１ｇ＋垂向减振器上的疲劳试验载荷（Ｆｚ＝±１１ｋＮ）Ｃ２Ｆ－设备的紧固装置５１Ｍｅｑｐｔｇ＋纵向加速度±３ｇ（ｘ轴）的作用力Ｃ４５２Ｍｅｑｐｔｇ＋纵向加速度±５ｇ（ｘ轴）的作用力Ｃ５５３Ａ垂向加速度±３ｇ（ｚ轴）的作用力（向下）Ｃ４５３Ｂ垂向加速度－１ｇ（ｚ轴）的作用力（向上）Ｃ４５４Ｍｅｑｐｔｇ＋横向加速度±１ｇ（ｙ轴）的作用力Ｃ４６（Ｓ）排障工况Ｍ１ｇ＋排障器中部３００ｍｍ×３００ｍｍ的区域上１３７ｋＮ压力Ｃ１Ｂ－垂向试验载荷１６（Ｓ）复轨工况Ⅱ用Ⅱ端救援销孔起吊车体和Ⅱ端转向架，载荷为（Ｍ１＋Ｍｂ）ｇ–２端（Ｘ＝＋８５６７ｋＮ）Ｃ１／１．１Ｃ－动载荷２２扭转工况车体的扭转：Ｇ＝±３５ｍｍＣ２Ｄ－振动３１模态分析走行状态下车体振动的固有模态Ｃ３Ｃ３Ｅ－车体–转向架连接注：载荷工况序号后的（Ｓ）表示该工况要进行强度试验；Ｍ１：走行状态下的机车质量．；Ｍｂ：一个转向架质量．；ｇ：重力加速度，ｇ＝９８１０ｍ／ｓ２：Ｃ１：屈服应力；Ｃ２：疲劳极限，根据材料的Ｇｏｏｄｍａｎ图；Ｃ３：固有频率与转向架的频率差值；Ｃ４：柜体无滑动；Ｃ５：如果柜体滑动，螺钉或中心销不失效。
４・・第２３卷第３期（总第１０２期）机械管理开发２００８年６月２）拉伸工况。
最大应力为２２９ＭＰａ（许用应力为３５５ＭＰａ），位于Ⅰ端底架枕梁后端与边梁连接处。
图２是车体在２５００ｋＮ纵向拉伸载荷工况下的应力云图。
３）司机室保护工况Ⅰ。
最大应力为１９２ＭＰａ（许用应力为３５５ＭＰａ），位于司机室前窗框外下角处。
４）司机室保护工况Ⅱ。
最大应力为１６１ＭＰａ（许用应力为３５５ＭＰａ），位于司机室前端与底架连接处。
５）司机室保护工况Ⅲ。
最大应力为２０４ＭＰａ（许用应力为３５５ＭＰａ），位于司机室前窗框上部中间位置。
６）排障工况。
最大应力为１８２ＭＰａ（许用应力为３５５ＭＰａ），位于两侧斜筋板上。
７）极限垂向载荷工况。
最大应力为１３５ＭＰａ（许用应力为３５５ＭＰａ），位于侧墙中部过滤器开孔处立柱与外板连接处。
８）抬车工况Ⅰ。
最大应力为２９４ＭＰａ（许用应力为３５５／１．１＝３２３ＭＰａ），位于整体起吊孔与底架边梁的加强筋处。
９）抬车工况Ⅱ。
最大应力为２７１ＭＰａ（许用应力为３５５／１．１＝３２３ＭＰａ），位于Ⅰ端内架车垫板上方侧墙立柱与底架连接处。
１０）抬车工况Ⅲ。
最大应力为２７１ＭＰａ（许用应力为３５５／１．１＝３２３ＭＰａ），位于Ⅱ端侧墙过滤器开口下角处。
１１）复轨工况Ⅰ。
最大应力为２７１ＭＰａ（许用应力为３５５／１．１＝３２３ＭＰａ），位于Ⅰ端救援销孔上方。
１２）复轨工况Ⅱ。
最大应力为２７１ＭＰａ（许用应力为３５５／１．１＝３２３ＭＰａ），位于Ⅱ端救援销孔上方。
１３）牵引拉杆座拉压载荷工况。
施加在车体的牵引拉杆座上的疲劳载荷为±５５３ｋＮ，对应于一个转向架的纵向加速度±３ｇ。
最大应力为２３０ＭＰａ（许用应力为３５５ＭＰａ），位于低位牵引横梁处的底架边梁中加强筋与底架边梁上板连接处。