鐵路貨車動態(tài)限界評估影響因素研究

2018-09-12 00:34:42張良威

鐵道機車車輛 2018年4期

王劍，張良威

(中車長江車輛有限公司產(chǎn)品研究所，武漢 430212)

鐵路貨車車輛限界為車輛橫斷面設計的主要依據(jù)，充分利用車輛限界可以縮短車輛長度，增加鐵路貨車每延米質量。不同國家和地區(qū)根據(jù)自身鐵路特點對車輛限界的要求有所不同，澳大利亞車輛限界分為靜態(tài)限界和動態(tài)限界，車輛設計過程中需同時滿足車輛靜態(tài)限界和動態(tài)限界，靜態(tài)限界評估車輛靜止在軌道上時空車新車狀態(tài)和重車磨耗到限的狀態(tài)下是否侵入限界，動態(tài)限界評估車輛在運行過程中是否會侵入限界。

動態(tài)限界與車輛動力學性能和線路條件有關。以出口澳大利亞某型煤炭漏斗車為例，依據(jù)標準AS 7507.2-2009《鐵路貨車限界》，通過線路動力學試驗數(shù)據(jù)的采集，采用動力學仿真分析手段對該車的運行動態(tài)輪廓進行分析計算[1-2]，分析了車輛狀態(tài)、重心高度、轉向架主要懸掛參數(shù)等對車輛動態(tài)輪廓的影響。

1 試驗情況

澳大利亞標準AS 7507.2-2009對鐵路貨車限界進行了規(guī)定，由于澳大利亞存在各種軌距和不同設計要求的鐵路線路，各線路的參考車輛限界各不相同，但是基本原理相同，均由靜態(tài)限界橫移和側滾后獲得動態(tài)限界輪廓。以文中分析的煤炭漏斗車為例，依據(jù)標準和該車運行的線路指南，其動態(tài)限界由靜態(tài)限界分別左右橫移60 mm和繞限界縱向中心線在距軌面610 mm高的位置分別順、逆時針轉動2.0°獲得，圖1為該車的車輛輪廓、靜態(tài)限界和動態(tài)限界圖。

重車試驗情況，裝載后總質量為95.7 t，試驗按照澳大利亞RailCorp路網(wǎng)車輛工程標準RSU 289，由澳大利亞SKM公司選擇在Musswellbrook 288.80到Waratah 166.00區(qū)間線路進行，測試車體相對軌平面的轉角、相對輪對的橫向水平位移分別不超過標準AS7507.2-2009規(guī)定的2.0°及60 mm。試驗方法為在車體與搖枕、搖枕與側架之間安裝位移傳感器等，測試車體相對于搖枕、搖枕相對于側架之間的側滾角度和橫向位移，如圖2所示。

圖1 車輛限界圖

圖2 位置關系圖

試驗測得車體相對輪對的最大橫向位移為9.1 mm，滿足不超過60 mm的要求，但是在曲線的8、10和11測試位置處，車體側滾角度依次為2.86°、2.59°和2.48°，超過了標準規(guī)定的2.0°，見表1；經(jīng)過對上述3處曲線位置的車體相對于搖枕、搖枕相對于側架橫向位移的測試，發(fā)現(xiàn)側滾角度最大位置處橫向位移大且波形為平直段，以此判斷各部件間止擋此時處于接觸狀態(tài)。

表1 車體側滾角度測試結果

由于車體側滾角度超過了標準規(guī)定的2.0°，按標準要求需要進行橫向位移和車體側滾角度的疊加計算以判斷車輛動態(tài)輪廓是否符合動態(tài)限界的要求。圖3為動態(tài)限界輪廓的計算結果，車體最大橫移量和車體側滾角度疊加后，車輛動態(tài)輪廓與動態(tài)限界最小間隙為29 mm，因此，車輛動態(tài)輪廓符合動態(tài)限界的要求，但是已經(jīng)非常接近動態(tài)限界。

圖3 車輛動態(tài)限界校核

2 試驗仿真模擬

針對上述車輛動態(tài)輪廓比較接近車輛動態(tài)限界的問題，建立了模擬車輛動態(tài)限界試驗的仿真模型，對試驗工況進行模擬，依據(jù)模擬情況進行了限界輪廓影響因素研究[3-4]。

2.1 仿真模型

由于車輛系統(tǒng)是一個復雜的多體系統(tǒng)，需要根據(jù)實際條件選擇各剛體的自由度，各剛體通過約束和力元進行連接。將轉向架作為子結構進行建模，在主模型中調用該子結構兩次，圖4(a)為該車輛系統(tǒng)的拓撲關系圖，包括虛物體，共計11個剛體，共68個自由度。各剛體間通過等效彈簧或阻尼單元進行連接，其中，懸掛系統(tǒng)具有兩級剛度特性；側架和搖枕之間有橫向及縱向間隙，當兩者相對位移達到間隙時產(chǎn)生剛性接觸；搖枕和車體之間為回轉摩擦力矩，方向隨搖枕與車體的相對轉動速度方向的變化隨時變化。該準軌煤炭漏斗車動態(tài)限界仿真模型如圖4(b)所示。

圖4 車輛模型

2.2 試驗模擬

采用仿真分析模擬試驗，車輛分別以27.3，27.1和30.2 km/h的速度通過曲線工況8，10，11，計算結果如圖5所示。由圖5可知，工況8、工況10和工況11的車體最大側滾角度計算結果依次為：-2.59°、-2.64°和2.65°。對比試驗結果，工況8計算結果偏差為9.44%，工況10計算結果偏差為1.93%，工況11計算結果偏差為6.85%，綜合評估，偏差均小于10%。因此，采用仿真獲得的車輛外形輪廓限界評估參數(shù)與試驗測試結果非常接近，則可采用該方法進行對動態(tài)限界的相關影響因素進行分析研究。

圖5 車體側滾角度計算結果

3 相關影響因素分析

車輛動態(tài)限界評估參數(shù)主要為車體側滾角和相對于輪對的橫移量，車體側滾角與車輛重心、懸掛參數(shù)等相關，車體相對于輪對的橫移量與各部件之間的橫向間隙有關，一般考慮為各間隙之和為車體橫斷面最大橫移量[5-6]，不考慮輪對的橫向運動。以上述仿真模型為研究對象，分析車體重心高度、中央懸掛系統(tǒng)垂向剛度、旁承剛度和間隙對車輛動態(tài)限界的影響，分析過程以曲線工況8為設置條件。

車體重心高度的變化范圍考慮為初始重心高度的0.5～1.5倍。該煤炭漏斗車通過曲線工況8的車體側滾角度計算結果見圖6，可知車體側滾角度隨著車體重心高度的增加而迅速遞增，降低車體重心高度有利于改善車體曲線通過的側滾角度。對建立的仿真模型而言，當車體的重心高度降低到初始重心高度的0.8°時，車體側滾角度可滿足限度值2.0°的要求。

圖6 車體重心高度對車體側滾角的影響

常接觸彈性旁承垂向剛度和間隙對車體側滾角度的影響如圖7和圖8所示。當常接觸彈性旁承間隙為初始值16 mm，垂向剛度由初始值0.5倍增加到1.5倍的過程中，車體側滾角度呈遞減規(guī)律，但降幅較小。當常接觸彈性旁承垂向剛度取初始值，間隙由8 mm變化到24 mm的過程中，車體側滾角度呈遞增趨勢，當間隙小于8 mm時，車體側滾角度為1.96°，符合限度值2.0°的要求。