机车牵引销冲击动力学特性分析

王　晨， 马卫华， 罗世辉， 许自强， 曲天威,2

(1．西南交通大学 牵引动力国家重点实验室，四川 成都　610031; 2．大连机车车辆有限公司，辽宁 大连　116022)



机车牵引销冲击动力学特性分析

王晨1， 马卫华1， 罗世辉1， 许自强1， 曲天威1,2

(1．西南交通大学 牵引动力国家重点实验室，四川 成都610031; 2．大连机车车辆有限公司，辽宁 大连116022)

摘要：基于车辆/轨道耦合动力学理论，分析对比了选用两种方案转向架情况下机车动力学特性，以及对牵引销结构冲击的影响。以某型米轨机车为例，结合国外山区线路特征，使用动力学软件SIMPACK构建车轨耦合动力学模型。通过模拟实际线路工况分析发现直线工况下由于牵引销纵向自由间隙的存在，在较差线路上高速运行时，由于轨道纵向激励的影响使得牵引销受到较大的纵向冲击，原始方案三个牵引销按顺序最大纵向力分别为165 kN、197 kN和167 kN；改进后方案的牵引销纵向力最大值为165 kN、141 kN和186 kN。小半径曲线工况下原始方案牵引销与横向止档发生剧烈碰撞，第二位牵引销所受的横向冲击最大，达到259 kN，而考虑车轮磨耗时，冲击将达到785 kN。改进方案牵引销横向冲击较小，均未超过45 kN。结果表明：通过小半径曲线时，牵引销产生的巨大横向力可能是造成牵引销固定螺栓松动、剪断的原因。在较差线路上，轨道不平顺造成的纵向冲击这也可能引起该问题。

关键词：米轨机车；转向架；牵引销；动力学性能

在广大山岳地区，由于受到自然条件的限制，线路标准低，条件差，曲线半径较小，坡度较大，因此对机车本身性能提出了更高的要求[1-3]。世界上还在运行的米轨铁路超过20万公里分布于50多个国家和地区，其中三分之一以上分布在亚洲，而且大部分分布在在山地条件复杂地区。对于半径小、坡度大的山区铁路,线路整体改造工程量大，成本较高，为此各国采用较多的解决办法是改进机车结构,从而提高既有线路运输能力[4-5]，因此在现有线路条件下开发、改进能够适应复杂线路的米轨机车具有重要的意义。为此国内外对既有米轨机车进行了改进：南非米轨铁路通过改进机车结构采用自导向径向转向架，通过解除对轮对的摇头约束, 依靠轮轨之间的蠕滑力导向, 并通过径向拉杆使转向架的前后轮对同时趋于曲线的径向位置,提高列车曲线通过能力，将轴重提高到26 t[6]；澳大利亚昆士兰煤运米轨线路采用交流传动的电力或内燃机车牵引轴重26 t的重载敞车, 采用无间隙牵引杆来代替车钩,配合新型制动装置减轻列车的纵向冲动，使得每列车牵引重量达万吨[7-8]；而马来西亚在在国内南部铁路上开行了采用新型转向架的180 km/h的米轨内燃动车，提高线路运行速度，缓解了国内及交通压力紧张问题[9]；突尼斯则选用我国某型可变换轨距的内燃动车兼顾了其南部与北部铁路不同轨距[10]。为了改进自身铁路系统运输能力挪威、瑞士等国相继开发了能够适应自身米轨线路的新型铁路车辆，而加纳、孟加拉、缅甸等缺少技术储备国家则转而向国际市场求购，随着国际上米轨车辆升级需求加大，研制新型米轨车辆有着很广阔的前景[11]。

国内某公司出口的专门适用于山区线路3B0米轨机车在运行到50万km时部分机车底架出现了松动情况，同时发现牵引销螺栓出现断裂松动问题。为此重新设计了用于出口的米轨机车转向架，并和原转向架的动力学性能进行比较分析。针对原转向架牵引销螺栓断裂、松动的问题(如图1)进行了研究，本文结合车辆动力学模型对可能引起该问题的牵引销纵向、横向力异常进行进一步分析。

图1　牵引销的松动和断裂Fig.1 The loosening and fracture of traction pin

1模型分析

1.1车辆/轨道动力学模型

为了研究两种不同形式的转向架对牵引销受力的影响，基于车/轨耦合理论，建立了机车动力学模型。车辆模型为轴重为13 t的3B0轴式米轨内燃机车，利用多体系统动力学软件SIMPACK构建机车模型。将机车简化成由车体、构架、轮对、电机等构成的多刚体系统，部件之间通过弹簧、阻尼元件链接。该模型由1个车体、3个转向架、6个轮对、6个电机吊杆、6个牵引电机、6个横向减振器、3个二系横向止挡、3个牵引销组成组成，共包含78个自由度。各组成部件及悬挂装置均根据实际情况进行建模，模型中充分考虑了一系钢弹簧、二系橡胶堆、横向减振器、二系横向止挡及轮轨接触的非线性特性。轮对滚动圆半径为0.5 m，轨底坡为1∶40，踏面选用昆明米轨踏面，轨道选用与之配合的50 kg/m轨[12-13]。轮轨接触关系如图2所示。

本次计算中考虑两种类型计算工况，一种为直线工况，一种为曲线工况，曲线工况包括60 m小半径曲线和100 m半径的正常曲线。由于山区米轨线路轨道不平顺功率谱密度类似美国四级谱[14]，因此直线工况下轨道不平顺采用美国四级轨道谱。曲线工况下轨道条件较为恶劣，轨道不平顺选用了美国三级轨道谱。

图2　轮轨接触几何关系Fig.2 Wheel-rail contact geometry

1.2两种不同中部转向架结构

该型3Bo机车主要有两种形式中间转向架，如图3右侧为原始转向架采用橡胶堆提供车体与中间转向架横动间隙，左侧为改进以后转向架采用橡胶堆与横动装置配合提供横动间隙[4]。

原始方案：3个转向架结构基本相同，仅仅中间转向架与端部转向架相比缺少了横向减振器、轮缘润滑装置和垂向减振器装置。由于中部转向架在通过曲线时横向移量大于端部转向架，中间转向架中心销与构架间的横向间隙为80 mm比端部转向架大了20 mm。车体质量通过构架左右两侧的弹性橡胶堆支承于转向架上，依靠橡胶堆的横向剪切变形来补偿车体与构架间的横向相对位移[15-16]。

改进以后方案：中间转向架与两个端部转向架不同。在通过曲线时中间转向架相对于车体会产生大的横向位移，仅仅依靠二系橡胶堆的剪切变形无法满足这样的横向位移，为此在转向架构架上加一开口，并降低橡胶堆的高度，在橡胶堆与车体之间安装横动装置，通过撗动装置内的滚珠，使得车体中心销与中间转向架间允许的最大自由横动间隙增大为149 mm，在通过曲线时，能够大幅减轻转向架牵引销所受的的横向冲击力，提高机车的曲线通过性能。

图3　两种不同中部转向架比较Fig.3 Two kinds of different bogie

2直线工况下响应分析

图4、图5为原始转向架和改进后转向架牵引销的纵向与横向受力随速度变化曲线。

图4　原始方案牵引销横纵向力Fig.4 The longitudinal and lateral force of traction pin on original program

图5　改进方案牵引销横纵向力Fig.5 The longitudinal and lateral force of traction pin on improvement program

由于牵引销具有2.5 mm的纵向自由间隙，在轨道不平顺的作用下，牵引销在纵向方向不停地前后撞击构架，形成了纵向冲击并产生了较大的纵向力。原始方案运行速度100 km/h时其中三个牵引销的纵向力最大值分别为165 kN、197 kN和167 kN。改进后方案三个牵引销的纵向力最大值如图8所示。随着运行速度的增加，牵引销的纵向力最大值也不断增加，其中当运行速度为100 km/h时，三个牵引销的最大纵向力分别为165 kN、141 kN和186 kN。

原始方案由于端部转向架为60 mm的横向自由间隙，而中间转向架有80 mm的横动量，所以在直线惰行时，端部两转向架的牵引销碰到了止档并产生横向力，横向力的最大值分别为148 kN与162 kN，而中间转向架牵引销未受横向力，端部转向架牵引销的横向力将最终传递至轮对，降低了机车的运行性能。改进方案加大了中间转向架横动量，使得牵引销具有较大的横向自由间隙，在直线惰行时，中间牵引销横向未与止档接触，所以中间牵引销此工况未受横向力，端部牵引销手横向冲击较小为113 kN与140 kN。

在100 km/h时间历程内牵引销的纵向冲击比较频繁，而牵引销1、3偶尔受到横向冲击，而牵引销2基本未受横向冲击影响。两种方案牵引销纵向都受到了较大的冲击力，这使得牵引销固定螺栓不断受到剪切力，可能造成固定螺栓的松动或断裂的原因之一。

轮对在长时间运行以后在轮缘外侧会产生严重的磨耗，形成了侧边，约束了轮对的横向位移，而在直线运行工况下轮对横向位移较小远小于曲线工况，磨耗侧边对此时牵引销横纵向力影响较小，因此为在此未讨论直线工况下磨耗轮对对牵引销受力的影响。

3曲线工况动力学性能

3.1R60小半径曲线低速无超高

图6、图7为牵引销的横纵向力以及横向位移。从图中可以看出，原始方案牵引销产生了巨大的横向力，其中中间转向架牵引销(牵引销2)横向力值最大为148 kN，端部牵引销(牵引销1、3)横向力值都为68 kN；从牵引销的横向位移可以发现，在通过60 m曲线时牵引销的横向位移分别达到了57 mm、79 mm和57 mm，即牵引销弹性间隙都已基本用尽，这就造成了很大的横向附加载荷，对牵引销固定螺栓造成巨大的横向剪切力。改进后方案端部、中部牵引销的横向间隙为60 mm与149 mm，即中间转向架的横移量远大于原始方案。在低速通过60 m曲线时，端部、中间牵引销的横向位移分别为10 mm与145.4 mm，即牵引销刚刚接触止挡，在弹性间隙的作用下，牵引销的横向力较小，最大值也不过30 kN。

图6　小半径曲线牵引销横向和纵向力Fig.6 The longitudinal and lateral force of traction pin on small radius curve

图7　小半径曲线牵引销横向位移Fig.7 Electromechanical integrated toroidal drive

图6下面三幅图为两种方案牵引销的纵向力。由于机车运行速度不高，机车的纵向振动不大，在曲线通过时，牵引销的纵向力远小于直线惰行工况。

图8　实际车轮磨耗情况Fig.8 The actual wheel wear

图8车轮磨耗的实际照片，从照片中可以发现，轮对在运行一段时间后有严重的磨耗，在踏面外侧形成了侧边，约束了轮对的横向位移。下面的分析将研究磨耗后的车轮对牵引销受力的影响。

图9为轮对磨耗前后，牵引销受到横向与纵向力对比。从左中发现当车轮踏面产生较大磨耗后，车轮的横移受到了一定的限制，在机车通过小半径曲线时，原始方案机车的牵引销横向力有了显著的增加，端部、中部牵引销横向力最大值分别为160 kN与325 kN，远超未磨耗时的结果。而改进后方案牵引销横向力最大值仅为35 kN。

从右图可以看出车轮磨耗对牵引销纵向力的影响不大，牵引销纵向力最大值仅为15 kN。表1是机车是以5 km/h的速度运行在 AAR3级线路小半径曲线的模拟结果，可以发现踏面发生磨耗牵引销横向力急剧增，而改进后转向架牵引销横向受力在两种情况下相差不大且均较小。

图9　磨耗轮对牵引销横向和纵向力Fig.9 The longitudinal and lateral force of traction pin

原始方案改进方案正常轮轨148kN30kN踏面磨耗后325kN35kN

3.2R60小半径曲线正常速度、超高85 mm

我国《铁路轨道设计规范》(TB10082-2005)说明指出：铁路经大量实践，规定未平衡离心加速度不得超过0.4～0.5 m/s2，特殊情况不得超过0.6 m/s2，以保证旅客舒适度。当机车以正常运行速度通过60 m曲线时，未平衡离心加速度的范围应该在-0.5 m/s2～0.5 m/s2范围之内。

当曲线超高固定为85 mm，我们可以得到机车通过60 m曲线时，运行速度与未平衡离心加速度的关系，如表2所示。

表2　60 m曲线运行速度与离心加速度的关系

图10与图11分别为不同未平衡离心加速度中牵引销的纵向力与横向力最大值。从图10可以看出，曲线通过时由于运行速度低于直线，牵引销纵向力小于直线惰行工况，两方案纵向力，最大值分别为34.37 kN与31.54 kN。

图10　两种方案牵引销纵向冲击Fig.10 The longitudinal impact on two kind of bogies

从图11可以看出，正常速度通过60 m曲线时，牵引销横向力大于低速(5 km/h)时的横向力。其中原始方案牵引销横向力最大值为258.61 kN，发生在牵引销2；改进方案牵引销横向力最大值仅为45 kN。

图11　两种方案牵引销横向冲击Fig.11 The lateral impact on two kind of bogies

如果也考虑轮对受到磨耗而限制轮对的横移运动，可以得到磨耗车轮的牵引销横向力，最大值如表3所示，而牵引销纵向力受轮对磨耗影响很小因此未列出。

表3　车轮磨耗后的牵引销横向力最大值

从表中可以看出，当车轮发生较大磨耗而限制轮对的横向运动后，原始方案的牵引销将产生巨大的横向冲击，AAR3线路下最大值都发生在中间牵引销，横向力最大值分别为784.6 kN。巨大的横向力将严重威胁机车的运行安全，同时可能造成中间牵引销固定螺栓的松动、剪断的原因。而改进方案在新轮或磨耗轮两种情况下运行，牵引销受到的横向力都非常小，牵引销的松动、断裂问题极少发生。

3.3100 m曲线工况动力学性能

缅甸线路的正线最小半径曲线为100 m。当曲线超高固定为90 mm，我们可以得到机车通过曲线时，运行速度与未平衡离心加速度的关系，见表4。

从表5中可以看出在通过100 m曲线时，两种方案的机车都具有较好的动力学性能。从牵引销受力可以看出，两种方案的牵引销自由间隙设置可以满足机车通过100 m曲线要求，纵向和横向冲击最大值均较小，不影响机车的运行性能，因此对牵引销松动、断裂问题影响较小。

表4　100 m曲线运行速度与离心加速度的关系

表5　100 m曲线牵引销纵向、横向冲击最大值

4结论

针对两种方案转向架结构进行研究分析发现，二者的主要区别在于牵引销横向自由间隙不同。机车通过半径100 m曲线时，两种方案牵引销的横向间隙设置均可以适应曲线，牵引销横向、纵向力都未超过45 kN，对牵引销松动、断裂影响较小。

原始方案自由间隙的设置导致机车在通过小半径曲线(半径60 m)时，牵引销与横向止档剧烈碰撞，造成巨大的横向止档力，第二位牵引销的横向力最大，最大值为259 kN，而且当车轮磨耗后，该横向力更为巨大，甚至将达到785 kN。端部两牵引销受到的横向力小于中部牵引销，新轮时最大值在100 kN左右，轮对磨耗后该值将达到400 kN。而改进后方案牵引销的横向力较小。所以在通过小半径曲线时，牵引销产生的巨大横向力这可能是造成原始方案牵引销固定螺栓松动、剪断的主要原因。

同时，由于牵引销纵向存在2.5 mm的自由间隙，在较差线路高速运行时，轨道不平顺造成的纵向冲击使得牵引销受到较大的纵向冲击力，这也可能引起牵引销螺栓松动、剪断。

参 考 文 献

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Analysis on dynamic features of locomotive traction pin

WANGChen1,MAWei-hua1,LUOShi-hui1,XUZi-qiang1,QUTian-wei1,2

(1. Traction Power State Key Laboratory, Southwest Jiaotong University, Chengdu 610031, China;2. Dalian Locomotive and Rolling Stock Co.Ltd Dalian, Dalian 116022, China)

Abstract:Based on the vehicle/track coupling dynamics theory, the dynamics characterastics of two kinds of locomotive bogies were analysed and compared. Their influences on traction pins were discussed. Taking a certain type of meter gauge locomotive as an example and considering. The characters of foreign mountain lines, a vehicle and track coupling dynamics model was established by using the dynamics software SIMPACK with the actual working conditions well simulated. Due to the existence of vertical traction clearance, the traction pins as usual are subjected to greater longitudinal impact while the vehicle is running on a poor line in high speed. According to the original scheme, the maximum longitudinal forces acting on three traction pins are 165 kN, 197 kN and 167 kN. In the upswing plan, the forces are 165 kN, 141 kN and 186 kN. The traction pins and horizontal stopper will bear violent collision in small radius curve condition according to the original scheme and the second traction pin will suffer the biggest lateral impact reaching 259 kN. If considering the wheel wear condition, the impact would even reach 785 kN. In the improved plan, the lateral impact on traction pins is small, not more than 45 kN.The results show that the large lateral force acting on traction pins and lateral stop may cause bolts’ looseness and fracture, while the vehicle is crossing the small radius curves, on a poor line, longitudinal impact caused by track irregularity may also result in faults.

Key words:meter gauge locomotive; bogie; traction pin; dynamics performance index

中图分类号:U262.5

文献标志码：A

DOI:10.13465/j.cnki.jvs.2016.03.006

通信作者罗世辉 男，教授，博士生导师，1964年4月生

收稿日期：2014-08-18修改稿收到日期：2015-01-14

基金项目：国家自然科学基金 (51005190);四川省科技计划项目(2012GZ0103);西南交通大学博士生创新基金(2016)

第一作者 王晨 男，博士，1987年生