機車牽引銷沖擊動力學特性分析

王　晨， 馬衛華， 羅世輝， 許自強， 曲天威,2

(1．西南交通大學 牽引動力國家重點實驗室，四川 成都　610031; 2．大連機車車輛有限公司，遼寧 大連　116022)

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機車牽引銷沖擊動力學特性分析

王晨1， 馬衛華1， 羅世輝1， 許自強1， 曲天威1,2

(1．西南交通大學 牽引動力國家重點實驗室，四川 成都610031; 2．大連機車車輛有限公司，遼寧 大連116022)

摘要：基于車輛/軌道耦合動力學理論，分析對比了選用兩種方案轉向架情況下機車動力學特性，以及對牽引銷結構沖擊的影響。以某型米軌機車為例，結合國外山區線路特征，使用動力學軟件SIMPACK構建車軌耦合動力學模型。通過模擬實際線路工況分析發現直線工況下由于牽引銷縱向自由間隙的存在，在較差線路上高速運行時，由于軌道縱向激勵的影響使得牽引銷受到較大的縱向沖擊，原始方案三個牽引銷按順序最大縱向力分別為165 kN、197 kN和167 kN；改進后方案的牽引銷縱向力最大值為165 kN、141 kN和186 kN。小半徑曲線工況下原始方案牽引銷與橫向止檔發生劇烈碰撞，第二位牽引銷所受的橫向沖擊最大，達到259 kN，而考慮車輪磨耗時，沖擊將達到785 kN。改進方案牽引銷橫向沖擊較小，均未超過45 kN。結果表明：通過小半徑曲線時，牽引銷產生的巨大橫向力可能是造成牽引銷固定螺栓松動、剪斷的原因。在較差線路上，軌道不平順造成的縱向沖擊這也可能引起該問題。

關鍵詞：米軌機車；轉向架；牽引銷；動力學性能

在廣大山岳地區，由于受到自然條件的限制，線路標準低，條件差，曲線半徑較小，坡度較大，因此對機車本身性能提出了更高的要求[1-3]。世界上還在運行的米軌鐵路超過20萬公里分布于50多個國家和地區，其中三分之一以上分布在亞洲，而且大部分分布在在山地條件復雜地區。對于半徑小、坡度大的山區鐵路,線路整體改造工程量大，成本較高，為此各國采用較多的解決辦法是改進機車結構,從而提高既有線路運輸能力[4-5]，因此在現有線路條件下開發、改進能夠適應復雜線路的米軌機車具有重要的意義。為此國內外對既有米軌機車進行了改進：南非米軌鐵路通過改進機車結構采用自導向徑向轉向架，通過解除對輪對的搖頭約束, 依靠輪軌之間的蠕滑力導向, 并通過徑向拉桿使轉向架的前后輪對同時趨于曲線的徑向位置,提高列車曲線通過能力，將軸重提高到26 t[6]；澳大利亞昆士蘭煤運米軌線路采用交流傳動的電力或內燃機車牽引軸重26 t的重載敞車, 采用無間隙牽引桿來代替車鉤,配合新型制動裝置減輕列車的縱向沖動，使得每列車牽引重量達萬噸[7-8]；而馬來西亞在在國內南部鐵路上開行了采用新型轉向架的180 km/h的米軌內燃動車，提高線路運行速度，緩解了國內及交通壓力緊張問題[9]；突尼斯則選用我國某型可變換軌距的內燃動車兼顧了其南部與北部鐵路不同軌距[10]。為了改進自身鐵路系統運輸能力挪威、瑞士等國相繼開發了能夠適應自身米軌線路的新型鐵路車輛，而加納、孟加拉、緬甸等缺少技術儲備國家則轉而向國際市場求購，隨著國際上米軌車輛升級需求加大，研制新型米軌車輛有著很廣闊的前景[11]。

國內某公司出口的專門適用于山區線路3B0米軌機車在運行到50萬km時部分機車底架出現了松動情況，同時發現牽引銷螺栓出現斷裂松動問題。為此重新設計了用于出口的米軌機車轉向架，并和原轉向架的動力學性能進行比較分析。針對原轉向架牽引銷螺栓斷裂、松動的問題(如圖1)進行了研究，本文結合車輛動力學模型對可能引起該問題的牽引銷縱向、橫向力異常進行進一步分析。

圖1　牽引銷的松動和斷裂Fig.1 The loosening and fracture of traction pin

1模型分析

1.1車輛/軌道動力學模型

為了研究兩種不同形式的轉向架對牽引銷受力的影響，基于車/軌耦合理論，建立了機車動力學模型。車輛模型為軸重為13 t的3B0軸式米軌內燃機車，利用多體系統動力學軟件SIMPACK構建機車模型。將機車簡化成由車體、構架、輪對、電機等構成的多剛體系統，部件之間通過彈簧、阻尼元件鏈接。該模型由1個車體、3個轉向架、6個輪對、6個電機吊桿、6個牽引電機、6個橫向減振器、3個二系橫向止擋、3個牽引銷組成組成，共包含78個自由度。各組成部件及懸掛裝置均根據實際情況進行建模，模型中充分考慮了一系鋼彈簧、二系橡膠堆、橫向減振器、二系橫向止擋及輪軌接觸的非線性特性。輪對滾動圓半徑為0.5 m，軌底坡為1∶40，踏面選用昆明米軌踏面，軌道選用與之配合的50 kg/m軌[12-13]。輪軌接觸關系如圖2所示。

本次計算中考慮兩種類型計算工況，一種為直線工況，一種為曲線工況，曲線工況包括60 m小半徑曲線和100 m半徑的正常曲線。由于山區米軌線路軌道不平順功率譜密度類似美國四級譜[14]，因此直線工況下軌道不平順采用美國四級軌道譜。曲線工況下軌道條件較為惡劣，軌道不平順選用了美國三級軌道譜。

圖2　輪軌接觸幾何關系Fig.2 Wheel-rail contact geometry

1.2兩種不同中部轉向架結構

該型3Bo機車主要有兩種形式中間轉向架，如圖3右側為原始轉向架采用橡膠堆提供車體與中間轉向架橫動間隙，左側為改進以后轉向架采用橡膠堆與橫動裝置配合提供橫動間隙[4]。

原始方案：3個轉向架結構基本相同，僅僅中間轉向架與端部轉向架相比缺少了橫向減振器、輪緣潤滑裝置和垂向減振器裝置。由于中部轉向架在通過曲線時橫向移量大于端部轉向架，中間轉向架中心銷與構架間的橫向間隙為80 mm比端部轉向架大了20 mm。車體質量通過構架左右兩側的彈性橡膠堆支承于轉向架上，依靠橡膠堆的橫向剪切變形來補償車體與構架間的橫向相對位移[15-16]。

改進以后方案：中間轉向架與兩個端部轉向架不同。在通過曲線時中間轉向架相對于車體會產生大的橫向位移，僅僅依靠二系橡膠堆的剪切變形無法滿足這樣的橫向位移，為此在轉向架構架上加一開口，并降低橡膠堆的高度，在橡膠堆與車體之間安裝橫動裝置，通過撗動裝置內的滾珠，使得車體中心銷與中間轉向架間允許的最大自由橫動間隙增大為149 mm，在通過曲線時，能夠大幅減輕轉向架牽引銷所受的的橫向沖擊力，提高機車的曲線通過性能。

圖3　兩種不同中部轉向架比較Fig.3 Two kinds of different bogie

2直線工況下響應分析

圖4、圖5為原始轉向架和改進后轉向架牽引銷的縱向與橫向受力隨速度變化曲線。

圖4　原始方案牽引銷橫縱向力Fig.4 The longitudinal and lateral force of traction pin on original program

圖5　改進方案牽引銷橫縱向力Fig.5 The longitudinal and lateral force of traction pin on improvement program

由于牽引銷具有2.5 mm的縱向自由間隙，在軌道不平順的作用下，牽引銷在縱向方向不停地前后撞擊構架，形成了縱向沖擊并產生了較大的縱向力。原始方案運行速度100 km/h時其中三個牽引銷的縱向力最大值分別為165 kN、197 kN和167 kN。改進后方案三個牽引銷的縱向力最大值如圖8所示。隨著運行速度的增加，牽引銷的縱向力最大值也不斷增加，其中當運行速度為100 km/h時，三個牽引銷的最大縱向力分別為165 kN、141 kN和186 kN。

原始方案由于端部轉向架為60 mm的橫向自由間隙，而中間轉向架有80 mm的橫動量，所以在直線惰行時，端部兩轉向架的牽引銷碰到了止檔并產生橫向力，橫向力的最大值分別為148 kN與162 kN，而中間轉向架牽引銷未受橫向力，端部轉向架牽引銷的橫向力將最終傳遞至輪對，降低了機車的運行性能。改進方案加大了中間轉向架橫動量，使得牽引銷具有較大的橫向自由間隙，在直線惰行時，中間牽引銷橫向未與止檔接觸，所以中間牽引銷此工況未受橫向力，端部牽引銷手橫向沖擊較小為113 kN與140 kN。

在100 km/h時間歷程內牽引銷的縱向沖擊比較頻繁，而牽引銷1、3偶爾受到橫向沖擊，而牽引銷2基本未受橫向沖擊影響。兩種方案牽引銷縱向都受到了較大的沖擊力，這使得牽引銷固定螺栓不斷受到剪切力，可能造成固定螺栓的松動或斷裂的原因之一。

輪對在長時間運行以后在輪緣外側會產生嚴重的磨耗，形成了側邊，約束了輪對的橫向位移，而在直線運行工況下輪對橫向位移較小遠小于曲線工況，磨耗側邊對此時牽引銷橫縱向力影響較小，因此為在此未討論直線工況下磨耗輪對對牽引銷受力的影響。

3曲線工況動力學性能

3.1R60小半徑曲線低速無超高

圖6、圖7為牽引銷的橫縱向力以及橫向位移。從圖中可以看出，原始方案牽引銷產生了巨大的橫向力，其中中間轉向架牽引銷(牽引銷2)橫向力值最大為148 kN，端部牽引銷(牽引銷1、3)橫向力值都為68 kN；從牽引銷的橫向位移可以發現，在通過60 m曲線時牽引銷的橫向位移分別達到了57 mm、79 mm和57 mm，即牽引銷彈性間隙都已基本用盡，這就造成了很大的橫向附加載荷，對牽引銷固定螺栓造成巨大的橫向剪切力。改進后方案端部、中部牽引銷的橫向間隙為60 mm與149 mm，即中間轉向架的橫移量遠大于原始方案。在低速通過60 m曲線時，端部、中間牽引銷的橫向位移分別為10 mm與145.4 mm，即牽引銷剛剛接觸止擋，在彈性間隙的作用下，牽引銷的橫向力較小，最大值也不過30 kN。

圖6　小半徑曲線牽引銷橫向和縱向力Fig.6 The longitudinal and lateral force of traction pin on small radius curve

圖7　小半徑曲線牽引銷橫向位移Fig.7 Electromechanical integrated toroidal drive

圖6下面三幅圖為兩種方案牽引銷的縱向力。由于機車運行速度不高，機車的縱向振動不大，在曲線通過時，牽引銷的縱向力遠小于直線惰行工況。

圖8　實際車輪磨耗情況Fig.8 The actual wheel wear

圖8車輪磨耗的實際照片，從照片中可以發現，輪對在運行一段時間后有嚴重的磨耗，在踏面外側形成了側邊，約束了輪對的橫向位移。下面的分析將研究磨耗后的車輪對牽引銷受力的影響。

圖9為輪對磨耗前后，牽引銷受到橫向與縱向力對比。從左中發現當車輪踏面產生較大磨耗后，車輪的橫移受到了一定的限制，在機車通過小半徑曲線時，原始方案機車的牽引銷橫向力有了顯著的增加，端部、中部牽引銷橫向力最大值分別為160 kN與325 kN，遠超未磨耗時的結果。而改進后方案牽引銷橫向力最大值僅為35 kN。

從右圖可以看出車輪磨耗對牽引銷縱向力的影響不大，牽引銷縱向力最大值僅為15 kN。表1是機車是以5 km/h的速度運行在 AAR3級線路小半徑曲線的模擬結果，可以發現踏面發生磨耗牽引銷橫向力急劇增，而改進后轉向架牽引銷橫向受力在兩種情況下相差不大且均較小。

圖9　磨耗輪對牽引銷橫向和縱向力Fig.9 The longitudinal and lateral force of traction pin

原始方案改進方案正常輪軌148kN30kN踏面磨耗后325kN35kN

3.2R60小半徑曲線正常速度、超高85 mm

我國《鐵路軌道設計規范》(TB10082-2005)說明指出：鐵路經大量實踐，規定未平衡離心加速度不得超過0.4～0.5 m/s2，特殊情況不得超過0.6 m/s2，以保證旅客舒適度。當機車以正常運行速度通過60 m曲線時，未平衡離心加速度的范圍應該在-0.5 m/s2～0.5 m/s2范圍之內。

當曲線超高固定為85 mm，我們可以得到機車通過60 m曲線時，運行速度與未平衡離心加速度的關系，如表2所示。

表2　60 m曲線運行速度與離心加速度的關系

圖10與圖11分別為不同未平衡離心加速度中牽引銷的縱向力與橫向力最大值。從圖10可以看出，曲線通過時由于運行速度低于直線，牽引銷縱向力小于直線惰行工況，兩方案縱向力，最大值分別為34.37 kN與31.54 kN。

圖10　兩種方案牽引銷縱向沖擊Fig.10 The longitudinal impact on two kind of bogies

從圖11可以看出，正常速度通過60 m曲線時，牽引銷橫向力大于低速(5 km/h)時的橫向力。其中原始方案牽引銷橫向力最大值為258.61 kN，發生在牽引銷2；改進方案牽引銷橫向力最大值僅為45 kN。

圖11　兩種方案牽引銷橫向沖擊Fig.11 The lateral impact on two kind of bogies

如果也考慮輪對受到磨耗而限制輪對的橫移運動，可以得到磨耗車輪的牽引銷橫向力，最大值如表3所示，而牽引銷縱向力受輪對磨耗影響很小因此未列出。

表3　車輪磨耗后的牽引銷橫向力最大值

從表中可以看出，當車輪發生較大磨耗而限制輪對的橫向運動后，原始方案的牽引銷將產生巨大的橫向沖擊，AAR3線路下最大值都發生在中間牽引銷，橫向力最大值分別為784.6 kN。巨大的橫向力將嚴重威脅機車的運行安全，同時可能造成中間牽引銷固定螺栓的松動、剪斷的原因。而改進方案在新輪或磨耗輪兩種情況下運行，牽引銷受到的橫向力都非常小，牽引銷的松動、斷裂問題極少發生。

3.3100 m曲線工況動力學性能

緬甸線路的正線最小半徑曲線為100 m。當曲線超高固定為90 mm，我們可以得到機車通過曲線時，運行速度與未平衡離心加速度的關系，見表4。

從表5中可以看出在通過100 m曲線時，兩種方案的機車都具有較好的動力學性能。從牽引銷受力可以看出，兩種方案的牽引銷自由間隙設置可以滿足機車通過100 m曲線要求，縱向和橫向沖擊最大值均較小，不影響機車的運行性能，因此對牽引銷松動、斷裂問題影響較小。

表4　100 m曲線運行速度與離心加速度的關系

表5　100 m曲線牽引銷縱向、橫向沖擊最大值

4結論

針對兩種方案轉向架結構進行研究分析發現，二者的主要區別在于牽引銷橫向自由間隙不同。機車通過半徑100 m曲線時，兩種方案牽引銷的橫向間隙設置均可以適應曲線，牽引銷橫向、縱向力都未超過45 kN，對牽引銷松動、斷裂影響較小。

原始方案自由間隙的設置導致機車在通過小半徑曲線(半徑60 m)時，牽引銷與橫向止檔劇烈碰撞，造成巨大的橫向止檔力，第二位牽引銷的橫向力最大，最大值為259 kN，而且當車輪磨耗后，該橫向力更為巨大，甚至將達到785 kN。端部兩牽引銷受到的橫向力小于中部牽引銷，新輪時最大值在100 kN左右，輪對磨耗后該值將達到400 kN。而改進后方案牽引銷的橫向力較小。所以在通過小半徑曲線時，牽引銷產生的巨大橫向力這可能是造成原始方案牽引銷固定螺栓松動、剪斷的主要原因。

同時，由于牽引銷縱向存在2.5 mm的自由間隙，在較差線路高速運行時，軌道不平順造成的縱向沖擊使得牽引銷受到較大的縱向沖擊力，這也可能引起牽引銷螺栓松動、剪斷。

參 考 文 獻

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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

中圖分類號:U262.5

文獻標志碼：A

DOI:10.13465/j.cnki.jvs.2016.03.006

通信作者羅世輝 男，教授，博士生導師，1964年4月生

收稿日期：2014-08-18修改稿收到日期：2015-01-14

基金項目：國家自然科學基金 (51005190);四川省科技計劃項目(2012GZ0103);西南交通大學博士生創新基金(2016)

第一作者 王晨 男，博士，1987年生