重載機車102型鉤緩裝置動態模擬方法與動力學性能研究

張志超, 呂凱凱, 儲高峰, 齊紅瑞, 汪方文

(1. 中國鐵道科學研究院集團有限公司 機車車輛研究所,北京 100081;2. 中車大同電力機車有限公司 技術中心, 山西 大同 037038)

重載機車運行安全性對重載鐵路運輸具有重要意義,集中體現在機車及其鉤緩裝置在縱向壓鉤力作用下的穩定性和動力學特性[1-3]。重載列車在制動時,機車往往處于最大縱向沖動的作用斷面,在大縱向壓鉤力作用下,重載機車及其鉤緩裝置需要具有足夠的受壓穩定性。一旦車鉤發生失穩將產生大的橫向偏角,導致原本沿車體中心線傳遞的縱向車鉤力產生橫向分力,這些分力不僅會通過機車懸掛系統傳遞至輪軌界面,惡化輪軌作用關系,而且反過來會進一步加劇車鉤偏轉行為[4-8]。此外,重載機車在通過小半徑曲線或者12號道岔側線時,往往需要控制電制力級位避免產生明顯增大的壓鉤力,否則由線路本身引起的較大車鉤偏轉角和復雜輪軌橫向作用,再疊加明顯的車鉤橫向分力作用勢必加劇輪軌作用關系,引發安全問題[9]。因此,十分有必要開展重載機車及其鉤緩裝置動力學性能相關研究工作。

我國重載機車目前主要裝備以100型車鉤為代表的扁銷鉤緩裝置和以101型、102型車鉤為代表的圓銷鉤緩裝置。張志超等[10-14]針對扁銷鉤緩裝置的受壓穩定性已開展大量研究工作,建立了各具特色的考慮緩沖器非線性遲滯特性、鉤尾摩擦面作用、鉤尾止擋特性的動力學模型。圓銷鉤緩裝置主要通過鉤尾兩側的鉤肩結構與前從板位置的支承塊相接觸來獲得車鉤偏轉回復力矩,對于這一類鉤緩裝置的受壓穩定性早期也有一定的研究工作。羅世輝等[15-16]最早建立了考慮車鉤轉角和鉤肩特性的圓銷車鉤動力學模型,分析了機車制動工況下輪軸橫向力過大問題。曲天威等[17]采用理論分析與動態仿真相結合的方法研究了曲線與直線工況下圓銷車鉤自由轉角與機車結構參數的關系。近幾年,隨著HXD2機車技術提升研究的推進,國內科研院所又開展了針對101型、102型圓銷鉤緩裝置受壓穩定性及其與機車懸掛參數匹配關系的研究工作,中國鐵道科學研究院集團有限公司[18]在中車大同公司廠內試車線開展了HXD2機車與102型鉤緩裝置的受壓穩定性試驗,結果表明被試機車在直線線路上承受1 800 kN縱向壓鉤力時能夠保證安全運行。然而,長期以來圓銷鉤緩裝置鉤肩止擋特性的模擬都是采用關聯車鉤偏轉角與緩沖器壓力的數學函數,未能充分考慮緩沖器的偏壓特性,難以準確模擬鉤肩與復原塊相抵之后的動態響應特征,在系統受壓動態響應的準確模擬、車鉤自由轉角與機車懸掛參數合理匹配、道岔與曲線線路上系統動力學特性分析等方面仍然存在不足。鑒于此,本文在前期研究工作基礎上,通過加權等效離散方法將橡膠緩沖器簡化為具有相同遲滯特性的多個阻抗力元,提出了能夠準確模擬鉤肩止擋和緩沖器偏壓特性的102型鉤緩裝置動力學建模方法,進而采用子結構方法建立了雙機牽引單元萬噸列車編組的可靠動力學模型,計算分析了線路條件、機車與車鉤關鍵結構參數等對重載機車及其鉤緩裝置動力學響應和運行安全性的影響規律,為重載機車102型鉤緩裝置的精細化模擬和技術提升研究提供了技術支撐。

1 102型鉤緩裝置及動力學建模方法

1.1 102型鉤緩裝置結構特點

102型圓銷鉤緩裝置主要裝備于HXN3、HXN5系列內燃機車以及技術提升HXD2型電力機車,其結構如圖1(a)所示。該鉤緩裝置主要由鉤頭、車鉤、鉤尾框、鉤尾圓銷、對中復原裝置(鉤肩+支承塊)、前從板、橡膠緩沖器等組成。縱向壓鉤力作用下,車鉤繞其鉤尾圓銷可在一定范圍內自由水平偏轉,當車鉤偏轉至鉤尾單側鉤肩與支承塊相抵時,鉤肩支承力會促使前從板偏壓緩沖器,產生阻止車鉤進一步偏轉的阻力矩。通過調節擋肩和鉤尾肩之間的間隙,可以改變車鉤自由角以適應不同運用需求,如圖1(b)所示。

圖1 102型車鉤緩沖器結構圖Fig.1 Structural chart of 102-type coupler and draft gear

在102型鉤緩裝置中,緩沖裝置采用大剛度特性的NC390緩沖器,該緩沖器不僅需要緩沖重載列車間的縱向沖動,而且當車鉤水平偏轉至自由角后,還需通過偏壓作用提供復原力,故最大阻抗力增加至4 500 kN,行程約42 mm,緩沖器容量約41 kJ,如圖2(a)所示。作為對比,100型鉤緩裝置采用QKX100型車鉤緩沖器,其特性曲線如圖2(b)所示,由于13A車鉤的旋轉阻抗力矩靠鉤尾弧面的摩擦力提供,采用大容量緩沖器可有效衰減摩擦弧面間的沖擊,提高摩擦副的穩定,該緩沖器可提供的最大阻抗力為2 500 kN,最大行程為83 mm,容量大于100 kJ。

圖2 緩沖器特性曲線對比Fig.2 Characteristic curves of different draft gear

1.2 102型鉤緩裝置數值模擬方法

由102型鉤緩裝置結構特點分析可知,鉤肩與支承塊相抵后通過前從板偏壓緩沖器是影響圓銷車鉤受壓穩定性的主要因素,準確模擬緩沖器的偏壓特性便成為此類鉤緩裝置受壓穩定性分析的關鍵問題。由于所用NC390緩沖器的橡膠材料特性和幾何特性都呈復雜的非線性,其準確的非線性阻抗特性曲線難以通過理論計算或數值模擬方法獲取。目前此類緩沖器的正壓阻抗特性曲線主要通過靜壓、落錘試驗方法獲取,而其偏壓特性的試驗與研究較少,缺乏理論研究基礎和試驗數據支撐。在這樣的條件下,本文將橡膠緩沖器離散為具有相同遲滯特性的阻抗力元,并引入剪切剛度用于考慮離散力元之間的剪切效應,建立了能夠模擬緩沖器偏壓特性的102型圓銷鉤緩裝置動力學模型,其離散阻抗力元間的剪切剛度通過仿真結果與試驗數據的對比修正獲得。

首先,將橡膠緩沖器沿y軸方向(橫向)進行離散來模擬其偏壓特性,具體的離散力元數量通過解析法和離散法的對比來確定。分別采用解析法和離散法推導緩沖器的偏壓剛度,通過比較不同離散力元數量所得偏壓剛度與解析法的誤差來確定其合理取值。緩沖器具有復雜的非線性遲滯阻抗特性,但這里為了便于緩沖器偏壓剛度的推導求解,做出如下假設與定義:①緩沖器在縱向壓縮量x時的剛度K(x)定義為緩沖器阻抗力對dx的微分dF(x);②假設緩沖器受壓面均勻承載,且受壓面內不同位置的剛度不因偏壓而變化,均為K(x);③緩沖器偏壓剛度定義為使緩沖器受壓面產生單位偏轉所需的偏轉力矩。設緩沖器沿x軸方向矩形截面的邊長分別為2L和b,可以得到緩沖器的受壓面剛度密度為

(1)

分別采用解析法和離散法求解緩沖器偏壓剛度的分析示意圖,如圖3所示。圖3(a)為采用解析法求解示意圖,陰影部分為緩沖器沿y軸的微分dy,其對應的受壓面積為dS,假設前從板偏壓作用下緩沖器上部受壓面產生單位偏轉,則dS產生的向上支承力為

圖3 緩沖器偏壓剛度分析示意圖Fig.3 Schematic diagram of the side-pressure stiffness of draft gear

df=kydS=kbydy

(2)

通過積分可以得到緩沖器受壓面產生單位偏轉所需的力矩,也即偏壓剛度M1

(3)

采用離散法求解示意圖如圖3(b)所示,假設緩沖器沿y軸方向等間距離散為n(奇數)個具有遲滯特性的阻抗元件,離散力元寬度l和中心線距z軸的距離yi分別為

(4)

(5)

則第i個離散力元對應的受壓面積Si為

Si=bl

(6)

同樣假設前從板偏壓作用下緩沖器上部受壓面產生單位偏轉,則Si部分產生的向上支承力為

fi=kyiSi=kblyi

(7)

緩沖器受壓面產生單位偏轉所需的力矩,也即偏壓剛度M2為

(8)

通過對比解析法M1與不同離散力元數量的離散法M2便可以確定合適的離散力元數量。NC390型緩沖器截面長度半徑為260 mm,離散法中n=3,5,7,9,11,13,15,表1分別列出兩種方法計算所得緩沖器偏壓剛度。由表1可知,隨著離散力元數量的增多,離散法所得緩沖器偏壓剛度逐漸逼近于解析結果,當離散力元個數為7時,其誤差基本為2%。綜合考慮離散力元數量增加帶來的計算效率問題,可以確定采用7個阻抗力元對緩沖器進行離散模擬。

表1 解析法和離散法計算所得緩沖器偏壓剛度列表Tab.1 Side-pressure stiffness of draft gear calculated by analytical method and discrete method

圖3給出了102型圓銷鉤緩裝置的動力學模型,忽略相連掛車鉤鉤頭間的相對水平轉動,將連掛車鉤簡化為一個直桿,車鉤相對前從板僅具有一個水平偏轉自由度;前從板通過緩沖器連接于車體,相對于車體具有縱向和水平轉動自由度;緩沖器離散為等距離排列的7個阻抗力元,鉤尾鉤肩位置通過止擋力元模擬鉤肩的接觸支承作用。

緩沖器特性采用具有遲滯特性的非線性模型,將緩沖器加載與卸載特性定義為以其行程為變量的加載函數Fu(x)和卸載函數Fl(x),定義切換速度ve為緩沖器阻抗力在加載函數和卸載函數間切換的臨界速率,從而避免緩沖器在加載和卸載之間轉換時其阻抗力會發生跳躍。同時引入符號函數sign(Δv·x),可以得到緩沖器數學模型

(9)

緩沖器特性函數由7個離散阻抗力元模擬,每一個離散力元的阻抗特性函數根據其對應受壓面積與總受壓面積的比例確定

(10)

與此同時,緩沖器各離散部分之間還存在明顯的剪切效應。一方面緩沖器橡膠材料分子之間的摩擦碰撞會起到耗散能量和衰減振動的作用;另一方面每個離散部分的運動也會受到相鄰離散部分的牽制,這對緩沖器整體的偏壓剛度會有一定影響[19-20]。緩沖器剪切參數因與其結構、材質密切相關而不容易確定,本文引入緩沖器附加偏轉剛度來綜合考慮剪切效應對其整體偏壓剛度的影響,本文根據車鉤偏轉角的試驗測試結果,不斷調整緩沖器附加偏壓剛度,通過反復計算并與試驗結果對比最終確定車鉤緩沖器附加偏壓剛度值。

車鉤鉤肩與支承塊存在的間隙Dj決定了車鉤自由偏轉角的大小,鉤肩接觸作用力Fj可以通過如下函數模擬

(11)

2 雙機重聯牽引萬噸列車動力學模型

2.1 列車動力學建模

為了研究重載機車與102型鉤緩裝置在縱向壓鉤力作用下的受壓穩定性和動力學性能,針對機車位于雙機牽引單元萬噸重載列車重聯位置的運用工況,采用多體動力學分析SIMPACK軟件,建立了“主控機車+重聯機車+C80貨車車輛+虛擬貨列”編組的動力學計算模型,四節機車之間采用102型車鉤連掛模型,C80貨車與機車之間采用17號車鉤與102型車鉤連掛模型,具體模型如圖4所示。

圖4 重載列車動力學分析模型Fig.4 Dynamic model of the heavy-haul train

單節機車可簡化為由車體、構架、輪對、軸箱、驅動單元等質量體和彈簧、阻尼元件構成的多剛體動力學模型。一系懸掛剛度由軸箱彈簧提供的3個方向剛度和由軸箱定位裝置提供的定位剛度組合而成,一系懸掛垂向阻尼則由一系垂向減振器提供;二系懸掛模型主要包括橡膠堆提供的3個方向的二系懸掛剛度、橫向止擋剛度、搖頭止擋剛度以及垂向、橫向減振器提供的阻尼;電機懸掛模型包括電機吊桿及兩端橡膠關節提供的6個方向剛度,整個機車動力學模型共計60個運動自由度。貨車車輛可簡化為由車體、搖枕、側架、承載鞍、輪對、交叉拉桿等質量體和一系、二系懸掛元件構成的多剛體動力學模型。側架與承載鞍之間設置一系懸掛力,搖枕與側架之間設置二系力、止擋力,車體與搖枕之間設置旁承力與心盤力,左右側架之間還有交叉拉桿力元。

兩節機車之間連掛102型鉤緩裝置子結構動力學模型已經在第3章中建立,而貨車與機車之間采用貨車車鉤與102型車鉤連接。C80貨車主要裝備16/17號可轉動車鉤,17號車鉤通過鉤尾球形圓弧面與鉤肩限位作用來保證車鉤穩定能力,因此本文也建立了102型車鉤與17號車鉤連掛的動力學模型。17號車鉤鉤尾同樣具有鉤肩對中復原裝置,可采用式(11)的鉤肩與支承塊接觸力數學模型;另外,鉤尾的球面摩擦接觸作用通過接觸力元來模擬,其數學模型為

(12)

式中:μ為接觸面摩擦因數; Δvs為接觸點相對運動速度;ves是為了避免摩擦力不連續“跳躍”而設置的切換速度。

機車滿級電制時單軸電制動力約為64 kN,根據車輪半徑換算成扭矩為40 kN/m,電制動力輸入曲線假設為每軸電機扭矩在0～5 s時間內從0線性增大至40 kN/m,在5～30 s時間內始終保持為40 kN/m。不同電制級位的電制動力輸入曲線通過該滿級電制輸入曲線乘以對應級位百分比的方式得到。模型中施加實測得到的重載線路軌道幾何不平順。

2.2 模型中緩沖器附加偏壓剛度確定

計算不同緩沖器附加偏壓剛度下的車鉤偏轉角,通過與實測數據對比來確定緩沖器模型中合適的附加偏壓剛度數值kq。對比的試驗工況為列車以43 km/h通過12號道岔,機車施加40%電制力,102型車鉤自由角設置為2.00°,與試驗機車相同。

不同附加偏壓剛度條件下車鉤偏轉角的計算結果,如圖5(a)所示。當機車制動條件下通過12號道岔時,車鉤偏轉角將首先達到其初始自由角(2.00°),并在制動力和道岔線形作用下進一步增大,通過道岔區后,車鉤偏轉角在自由角范圍內小幅波動。緩沖器附加偏壓剛度對車鉤最大偏轉角產生一定影響,隨著緩沖器偏壓剛度的增大,車鉤最大偏轉角逐漸降低并逐漸趨于其自由偏轉角。

圖5 緩沖器偏壓剛度對車鉤偏轉角的影響Fig.5 Influence of buffer deflection stiffness on coupler yaw angle

進一步給出了緩沖器不同附加偏壓剛度條件下的車鉤偏轉角計算結果,如圖5(b)所示,當附加偏壓剛度在0～3 MN/rad內增加時,車鉤偏轉角出現明顯降低,隨著附加偏壓剛度的進一步增大,車鉤偏轉角呈緩慢降低,在此工況下實測的車鉤偏轉角約為2.35°,對應模型中緩沖器的附加偏壓剛度約為3 MN/rad。因此,后續仿真分析中,緩沖器的附加偏壓剛度設置為3 MN/rad,并通過脫軌系數等輪軌動力學指標進一步驗證該數值的合理性。

2.3 動力學模型驗證

為了充分驗證模型的正確性、緩沖器偏壓剛度參數的合理性,本文分別選取雙機重聯牽引單元萬噸列車通過12號道岔側線和R600 m曲線的動力學試驗數據進行對比分析,試驗期間機車所裝備102型車鉤最大自由轉角約為2.00°。根據Zhang等的研究,重載機車側向過岔動力學性能分析時可將12號道岔側線簡化為具有相同線路線形的S形曲線。模型中12號道岔導曲線曲線半徑設為350 m,列車通過速度為43 km/h,機車施加40%電制力。R600 m曲線按照實際設置為兩個連續反向R600 m曲線,第一個右曲線參數:超高90 mm,圓曲線長度480 m,緩和曲線長度110 m;第二個左曲線參數:超高90 mm,圓曲線長度230 m,緩和曲線長度100 m,通過速度設為80 km/h。計算所得輪軌力和運行安全性指標均采用“2 m”平滑方式進行處理。

另外,為了說明本文所建立模型在模擬緩沖器偏壓特性方面的特點,本文還采用鄒瑞明等所述的關聯車鉤偏轉角和緩沖器阻抗力的數學函數的方法建立了不考慮緩沖器偏壓特性的動力學模型(稱為原模型),并計算了其12號道岔側向通過工況的動力學響應。

圖6和圖7分別給出了計算和試驗所得重載機車通過12號道岔側線和R600 m曲線時的車鉤轉角、脫軌系數、輪軸橫向力波形圖。由圖6和圖7可知:兩種線路工況下本文模型計算結果與試驗數據相比都具有一致的變化趨勢,車鉤轉角最大值都在2.50°以內,脫軌系數最大值未見明顯差異,表明該模型能夠較好地模擬雙機牽引萬噸列車重聯機車及其鉤緩裝置在受壓環境下的動力學響應。

圖6 12號道岔側線通過工況計算和試驗波形圖Fig.6 Calculated and measured results for the 12 type turnout branch case

圖7 R600 m曲線通過計算和試驗波形圖Fig.7 Calculated and measured results for the R600 m curve case

另外,從圖6還可以看出:原有不考慮緩沖器偏壓特性的模型所得車鉤偏轉角在通過道岔導曲線區段基本保持最大自由轉角狀態,未體現出因緩沖器偏壓而產生的額外車鉤偏轉;而本文模型的車鉤偏轉角在道岔導曲線區段能夠體現出緩沖器偏壓產生的額外偏轉角,與試驗測試結果更吻合,也說明了根據與實測結果對比得到的緩沖器偏壓剛度數值是合理的。與本文模型相比,原模型的車鉤偏轉角偏小,而其機車脫軌系數相應略大。這說明本文所建立102型鉤緩裝置動力學模型具有更高的準確性和可靠性。

3 動力學性能分析

在驗證所建立重載列車動力學模型后,本章采用該模型計算了不同線路條件、結構參數和機車電制力下的系統動力學響應,分析了直線和曲線上系統動力學特性以及結構參數的影響規律,探討了該重載機車及102型鉤緩裝置的重載適應性問題。

3.1 直線和曲線上動力學特性

針對直線線路機車90%電制、300 m半徑曲線線路機車90%和80%電制三種工況,分別計算重聯機車及其鉤緩裝置的動力學響應,圖8和圖9分別給出了第2位和第3位車鉤偏轉角、第4軸和第5軸位輪軸橫向力的動態響應波形圖。圖10給出了不同線路工況下機車與車鉤可能出現的幾何相對位置關系示意圖。可以看出,直線線路上,如圖10(a)所示,102型車鉤受到較大縱向壓鉤力作用時會發生水平偏轉,機車車體與車鉤縱向中心線會呈“之”字形分布,此時第2位和第3位車鉤偏轉角大小相當,且會對各自相鄰車體端產生向外頂推的橫向分力,使機車第4軸和第5軸產生大小相當、方向相反的輪軸橫向力。

圖10 曲線線路上機車與車鉤運動關系示意圖(左曲線)Fig.10 Kinematic relationship between locomotive and coupler on curves (Left-hand)

曲線線路上,由于線路曲線方向和車鉤偏轉方向存在不同組合方式,因此系統動力學特性相對較為復雜,這里結合圖10的機車及車鉤相對運動關系示意圖進行說明。曲線上機車電制動力大小及施加時間都會直接影響機車與其車鉤相對運動關系和輪軌相互作用力,存在以下兩種不同情況:①當機車在進入曲線以后才施加電制動力或者進入曲線前施加較小電制動力時,連掛車鉤在進入曲線時所受縱向壓鉤力較小,此時受機車車體擺動和線路曲率變化的影響,重聯機車連掛車鉤相對各自車體會出現順時針方向偏轉,第2位車鉤會將A節機車后端頂向曲線外軌,而第3位車鉤將B節機車前端頂向曲線內軌,表現出隨線路變化的跟隨性,從而使A節機車后端受到指向外軌的車鉤橫向分力,而使B節機車前端受到指向內軌的車鉤橫向分力,即圖10(b)中車鉤反向偏轉情況。這里機車80%電制力工況就屬于該情況,此時第2位車鉤偏轉角達到最大受壓自由轉角,而第3位車鉤偏轉角由于曲線線路影響有所減小,A節機車第3、第4軸輪軌橫向作用有所增強,而B節機車第5軸起導向作用的輪對輪軌橫向作用反而會一定程度減小;②當機車在進入曲線前的直線區段已施加很大電制力且車鉤呈現與曲線方向相同偏轉方向時,連掛車鉤在進入曲線后由于較大縱向壓鉤力作用無法改變偏轉方向,使其始終處于同向偏轉狀態,喪失了隨線路變化的跟隨性,即圖10(c)中車鉤同向偏轉情況。這里機車90%電制力工況就屬于該情況,此時第2位車鉤將A節機車后端頂向曲線內軌,而第3位車鉤將B節機車前端頂向曲線外軌,從而使機車所受車鉤橫向分力呈現完全相反的狀態,A節機車后端會受到指向曲線內軌的橫向分力,而B節機車前端會受到指向曲線外軌的橫向分力,此車鉤橫向分力和輪軌導向力的綜合作用會使第5軸輪對輪軌橫向作用顯著增強,其輪軸橫向力明顯增大。

通過本節分析可知,當重聯機車在較小縱向壓鉤力作用下進入小半徑曲線時,102型鉤緩裝置會產生跟隨線路曲率變化的反向偏轉,使機車非導向的第4軸運行安全性指標增大,而具有導向作用的第5軸運行安全性指標有所減小;而當重聯機車在受較大縱向壓鉤力作用且已發生車鉤同向偏轉情況下再進入小半徑曲線時,車鉤極有可能因無法跟隨線路曲率變化而保持同向偏轉狀態,從而使機車第5軸在車鉤橫向分力和輪軌導向的綜合作用下出現異常增大的輪軌橫向作用和運行安全性指標,危及行車安全。因此小半徑曲線上車鉤同向偏轉情況更為危險,建議重載列車通過小半徑曲線時需嚴格控制機車車輛的縱向壓鉤力。

3.2 結構參數影響

本節通過直線、300 m半徑曲線兩種工況下不同車鉤受壓最大自由轉角、機車二系懸掛橫向剛度時系統動力學響應計算與對比,分析系統結構參數的影響規律。直線線路上機車施加100%電制力,300 m半徑曲線線路上機車施加80%電制力。

設車鉤自由轉角在2°～8°內間隔1°變化,分別計算不同車鉤受壓最大自由轉角下的車鉤偏轉角和機車運行安全性指標。圖11和圖12分別給出了直線、300 m半徑曲線工況下車鉤偏轉角、機車脫軌系數和輪軸橫向力最大值隨車鉤最大受壓自由轉角的變化曲線圖。可以看出,直線工況下:2位車鉤和3位車鉤偏轉角的數值相當,且隨著車鉤最大受壓自由轉角的增大而逐漸增大;機車第4軸的運行安全性指標略大于位于導向位的第3軸、第5軸,且也都隨最大受壓自由轉角逐漸增大。300 m半徑曲線工況下:車鉤在機車80%電制力時均發生與線路曲線方向相反的偏轉,2位車鉤保持最大受壓自由轉角狀態偏向外軌方向,而3位車鉤偏向內軌方向;此時車鉤偏轉角均隨其最大受壓自由轉角增大而增大,機車第3軸、第4軸運行安全性指標基本上也都逐漸增大,但由于受到3位車鉤指向內軌方向的橫向分力作用,機車第5軸運行安全性指標卻隨最大受壓自由轉角逐漸減小。總體來看,不管直線還是小半徑曲線線路,車鉤偏轉角、機車運行安全性指標基本上都隨著車鉤最大受壓自由轉角增大而增大,應當合理控制車鉤最大受壓自由轉角的大小。

圖11 直線上系統響應最大值隨車鉤最大受壓自由轉角變化曲線圖Fig.11 Influence of coupler’ free angle on the system response on straight line

設機車二系懸掛橫向剛度在0.1～1.0 MN/m內變化,分別計算不同二系橫向剛度下的車鉤偏轉角和機車運行安全性指標。圖13和圖14分別給出了直線、300 m半徑曲線工況下車鉤偏轉角、機車脫軌系數和輪軸橫向力最大值隨二系懸掛橫向剛度的變化曲線圖。可以看出,隨著機車二系懸掛橫向剛度的增大,直線和300 m半徑曲線上車鉤偏轉角都呈逐漸減小趨勢,并且當橫向剛度增大至一定水平時,機車自身受壓穩鉤能力得到顯著提升,從而使車鉤處于相對穩定的對中狀態,不再需要車鉤鉤肩發揮止擋作用。機車運行安全性指標在直線和300 m半徑曲線上卻會表現出不同的變化規律,直線線路上,輪軸橫向力均隨二系懸掛橫向剛度增大出現先增大后減小的變化趨勢;而300 m半徑曲線上,受車鉤反向偏轉的影響,第4軸脫軌系數、輪軸橫向力隨二系橫向剛度增大而逐漸減小,第5軸運行安全性指標逐漸增大。總之,機車二系懸掛橫向剛度對102型鉤緩裝置受壓穩定性和機車運行安全性具有較為明顯的影響,二系懸掛橫向剛度增大有助于提高機車自身的受壓穩定性和減小車鉤偏轉角,但過大橫向剛度又會增大輪軌橫向動態作用,不利于機車運行安全性。

圖13 直線上系統響應最大值隨二系懸掛橫向剛度變化曲線圖Fig.13 Influence of secondary lateral stiffness on the system response on straight line

圖14 R300 m曲線上系統響應最大值隨二系懸掛橫向剛度變化曲線圖Fig.14 Influence of secondary lateral stiffness on the system response on R300 m radius curve

4 結 論

針對重載機車及其102型鉤緩裝置的動力學模擬與分析問題,本文采用加權離散等效方法模擬了102型圓銷車鉤鉤肩止擋和緩沖器偏壓特性,建立了雙機重聯牽引萬噸列車動力學分析模型,在驗證模型正確性基礎上,計算了不同線路條件、結構參數的系統動力學響應,分析了直線和曲線上系統動力學特性以及結構參數的影響規律。主要結論包括:

(1) 本文所建立的102型鉤緩裝置動力學模型能夠模擬鉤肩止擋和緩沖器偏壓特性,具有較高的準確性和可靠性。

(2) 車鉤最大自由轉角對重載機車運行安全性具有明顯影響,隨著車鉤最大自由轉角的增大,車鉤偏轉角和機車運行安全性指標均呈逐漸增大趨勢;機車二系懸掛橫向剛度也具有一定影響作用,二系懸掛橫向剛度增大有助于提高機車自身的受壓穩定性和減小車鉤偏轉角,但過大橫向剛度又會增大輪軌橫向動態作用。

(3) 重載機車在較大機車電制力下通過小半徑曲線時容易發生車鉤偏轉方向與曲線方向相同的情況,使機車運行安全性指標顯著增大,建議重載列車通過小半徑曲線時需嚴格控制機車車輛的縱向壓鉤力。