道岔大部件應急更換車組動力學性能改進與優化及試驗組織

熊鋒

（中國鐵路武漢局集團有限公司科技和信息化部，湖北武漢 430071）

0 引言

隨著我國高速鐵路的快速發展，高速鐵路道岔大部件快速更換及施工組織需求越來越迫切，目前我國尚無專用的高速鐵路道岔大部件更換裝備及相關成熟施工經驗，僅部分鐵路局集團公司少量更換過［1］，作業時需大量的人力物力，采用多臺起重軌道車同時進行吊裝作業，投入人員和設備多、施工成本高、作業時間長、安全風險大，對運輸秩序有較大影響［2］。道岔大部件應急更換車組由中國鐵路武漢局集團有限公司（簡稱武漢局集團公司）下屬金鷹重型工程機械有限公司根據中國國家鐵路集團有限公司（簡稱國鐵集團）科研計劃研制，該設備可更換本線和鄰線道岔，具有更換效率高、投入人員和設備少、施工簡便等特點（見圖1），該車的成功研制可有效破解現有難題。

圖1 道岔大部件應急更換車組

1 車輛結構

道岔大部件應急更換車組為滿足使用工況要求，采用雙邊梁平車底架承載，安裝可在車體邊梁上沿導軌前后吊重運行的獨立起重機系統，該起重機自質量22 t，占整車整備質量約1/3，起重機重心距軌面高度2.916 m，整車重心1.67 m；由于要考慮裝載道岔大部件后整車的軸重均勻且不超軸重，高速運行時起重機靠Ⅰ位端轉向架固定，空車時Ⅰ端轉向架軸重相比Ⅱ端轉向架重近5 t。起重機重心較高，軸重分布不均，對整車橫向動力學性能和運行安全性影響較大［3］，特別是空車狀態下。

道岔大部件應急更換車組轉向架H形構架采用整體焊接方式，由2根側梁和中梁對接組焊而成。側梁和中梁均采用箱形梁結構，并根據受力分布，各梁體均設計為魚腹形狀，具有自質量輕、剛度大、強度好的優點。一系懸掛采用軸箱鋼彈簧并聯利諾爾減振器減振，軸箱彈簧設計為空重車兩級剛度，空車時只有外簧承載，剛度較小，可以獲得較大的靜撓度，并改善空車垂向振動性能；重車時內外簧共同承載，可以承受較大質量。利諾爾減振器的摩擦力與重力成正比，隨著車輛載質量的增加而相應變化，可以適應車輛空車、重車不同工況下的減振要求。整車質量由球面心盤為主和旁承輔助的承載方式，旁承采用貨車JC型雙作用常接觸彈性滾子旁承，可以提供阻力抑制、衰減轉向架的橫向運動和回轉［4］。轉向架結構簡單、維護方便，且技術較為成熟，在鐵路工程機械領域應用廣泛，采用貨車常用的摩擦減振方式，輪對的垂、橫向振動沖擊由軸箱彈簧進行緩沖，同時沖擊能量由軸箱處的利諾爾減振器摩擦副提供垂向、橫向阻尼進行衰減，而球面心盤和旁承共同提供阻力以衰減轉向架的蛇行運動，由于球面心盤的阻力很難調整，所以利諾爾減振器摩擦副的摩擦系數和旁承阻力矩的控制是保證動力學性能的關鍵［5］。

2 測試內容

為保證安全，在鐵路正線運行的新型車輛必須進行動力學性能測試，以驗證車輛在過軌狀態下的運行安全性和平穩性。按照GB/T 17426—1998《鐵道特種車輛和軌行機械動力學性能評定及試驗方法》［6］的規定，檢測項目包括脫軌系數、輪重減載率、輪軸橫向力、車體垂向和橫向加速度及平穩性指標。試驗評定標準見表1。

由于整車機構布置不對稱，在本次道岔大部件應急更換車組動力學性能試驗測試方案和組織上采用了往返雙向測試。在車輛1、4軸換裝測力輪對，檢測輪軌間相互作用的垂向力和橫向力，從而得到脫軌系數、輪重減載率等整車的運行安全性參數；在車體前進方向端中梁距心盤內側1 m處安裝振動加速度計，測量車體的橫向和垂向振動加速度，用于統計、計算被試車的最大振動加速度以及計算橫向和垂向平穩性。

表1 動力學性能評判標準限度值

3 試驗選線

根據GB/T 17426—1998要求，特種車輛和軌行機械的試驗鑒定應在Ⅰ級線路或Ⅱ級線路上進行，本車設計最高運行速度為120 km/h，試驗線路應滿足最高運行132 km/h的速度要求，包括直線、R300 m～R800 m曲線、側向通過9號道岔、12號道岔。根據以上試驗測試要求，武漢局集團公司科技和信息化部會同運輸部、工務部以及測試單位研究了武漢各工務段所屬線路資料，最終確定直線段試驗地點安排在漢丹、京廣線，曲線試驗地點安排在武漢南、北環線，指定在新墩、漢西、武昌、武昌南、八大家、武昌北車站進行9號、12號道岔側向過岔試驗。

4 運輸組織

道岔大部件應急更換車組自身不帶動力，試驗時采用內燃機車牽引，試驗編組形式：機車+道岔大部件應急更換車組+試驗車，機車在武昌北掉頭。

所有試驗均在線路允許速度規定范圍內試驗，無試驗內容時，按線路允許最高通過速度但不超過120 km/h運行。

根據需要，試驗按直線60、70、80、90、100、110、120、132 km/h各速度級在速度穩定后各累計6 min；曲線通過速度按照各曲線線路允許最高通過速度但不超過120 km/h；側線通過速度分別為9號道岔30 km/h、12號道岔45 km/h。

試驗全程由襄陽機務段DF11型內燃機車和乘務員擔當，襄陽機務段安排干部添乘；武昌—武昌北由武昌南機務段負責帶道，襄陽電務段負責LKJ臨時數據導入，攜帶紙質臨時慢行揭示命令，在武昌站上下帶道人員。襄陽、武昌北車站始發、技檢開車后直線進行惰行標定試驗。

5 試驗測試

道岔大部件應急更換車組空車工況動力學試驗時，從襄陽運行至武漢過程中，平穩性指標為良，其他各項指標均合格；回程運行至K210—K223區間，運行速度119.40 km/h時，車體橫向失穩且不收斂，回程時起重機位于車輛運行后端。查看實時監測數據，橫向加速度最大值達6.91 m/s2，超過允許值4.91 m/s2，垂向加速度達7.57 m/s2，超過允許值6.87 m/s2；橫向平穩性指標4.62，大于合格值4（見圖2、圖3）。

圖2 橫向、垂向車體加速度監測曲線

圖3 橫向、垂向車體加速度及平穩性指標監測數據

從試驗測試數據的特征初步分析認為，因起重機自質量大，重心高，起重機失穩后能量大，而軸箱彈簧采用的利諾爾減振器結構所提供的垂向和橫向摩擦力無法有效衰減失穩后的能量。

6 分析及優化

車輛回廠后對轉向架進行檢查，JC型雙作用彈性旁承上下摩擦面工作正常，各軸箱彈簧狀態、壓縮量正常，球面心盤摩擦面磨合痕跡較均勻。因試驗時車輛正向運行時動力學性能均達標，但回程時出現高速橫向失穩和垂向加速度超標故障，故判斷很大概率是因前、后轉向架摩擦副存在差異［7］。因此，對各轉向架相對摩擦系數進行測試，測試結果見表2。各摩擦副摩擦系數離散度大，分布不均勻，同轉向架最大差值達到0.247，同車最大差值達到0.310，已嚴重超標，且1軸摩擦系數偏小，平均約0.112，4軸摩擦系數偏大，平均0.387。

表2 磨耗板摩擦系數測定結果

解體檢查軸箱時發現，部分利諾爾減振器摩擦面接觸面積過小，無法產生足夠摩擦力，還有部分摩擦面接觸不良，且磨耗板上出現約1 mm深的溝槽，據此推測由于摩擦面配合不好，導框與軸箱摩擦面的垂向、橫向相對運動產生卡滯，使轉向架構架與部分軸箱在運行中可能成為剛性連接，導致該處摩擦副橫向和垂向減振不良［3］，或根本無法起到減振作用，加之起重機重心高失穩能量大，從而出現垂向加速度超標和橫向失穩等［8］。

相對摩擦系數測定和解體檢查表明轉向架各摩擦副相對摩擦系數離散度大，估測為摩擦面加工裝配質量不良導致，分析可能存在以下原因：一是由于焊接變形控制不力，造成軸箱導框左右開檔處的兩垂直摩擦面收縮或張開，或軸箱導框整體隨轉向架側梁下彎而變形，都造成摩擦面垂直度超差的問題，導致與軸箱兩垂直摩擦面的面接觸變為線接觸或點接觸，容易造成剮蹭或卡滯，不僅破壞摩擦表面，還影響摩擦減振效果［9］。二是由于軸箱導框各摩擦面尺寸在與構架焊接前已經加工完成，由于焊接影響、工藝工裝限制，軸箱導框焊接在構架上時同軸的左右兩軸箱導框摩擦面不可避免地存在同軸度誤差，導致部分摩擦面承受結構誤差造成附加正壓力［10］。

針對以上問題，工廠對轉向架導框摩擦面進行整體定位2次加工，重新更換磨耗板，調整各部間隙。經以上改進措施，并進行單程約100 km的往返磨合試驗后，重新測定各摩擦面摩擦系數，結果表明，相對摩擦系數分布較為均勻（見表3）。

表3 磨耗板摩擦系數測定結果

調整后重新組織道岔大部件應急更換車組空重車2種狀態的動力學試驗，從襄陽運行至武漢過程中，平穩性指標為良，其他各項指標均合格；返回過程中最高運行速度132 km/h時，車體垂向、橫向加速度值實時監測曲線見圖4，具體數值見圖5，持續運行6 min，整車運行一直保持穩定，橫向、垂向平穩性指標分別為2.56、2.70，屬優級；橫向、垂向加速度最大值分別為3.44、5.67 m/s2，均達到標準要求。

圖4 橫向、垂向車體加速度監測曲線

圖5 橫向、垂向車體加速度及平穩性指標

7 結束語

通過本次動力學性能試驗測試和對轉向架的解體檢查及摩擦副的優化，反映出利諾爾減振器雖然結構簡單、成本較低，但對轉向架焊接、加工、裝配工藝有較高要求，應對各摩擦面的相對尺寸均留余量，將軸箱導框焊接在轉向架構架后，待消除應力變形釋放完全后，對構架進行整體精加工，保證各相對摩擦面的平面、垂面精度，同時正式上線試驗前要進行磨合、解體檢查及相應處理，檢查試驗各摩擦副的相對摩擦系數基本在同一范圍內，確保上正線試驗前轉向架狀態良好，真實反映整車動力學性能。