牽引桿連接重載重聯(lián)機(jī)車可行性研究

伍泓樺，羅世輝，許自強(qiáng)，鄒瑞明

（1.西南交通大學(xué) 牽引動(dòng)力國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，四川 成都 610031；2.中國(guó)鐵道科學(xué)研究院 機(jī)車車輛研究所，北京 100081）

1 引言

隨著重載鐵路的快速發(fā)展，列車編組長(zhǎng)度不斷擴(kuò)大，牽引質(zhì)量不斷增加，引起的縱向沖動(dòng)問題也越發(fā)突出。美國(guó)、澳大利亞、中國(guó)和巴西等重載運(yùn)輸大國(guó)均嘗試采用牽引桿裝置連接重載貨車，以此減少列車的“間隙效應(yīng)”[1-2]。對(duì)于機(jī)車車端連接裝置，可以考慮研發(fā)新型機(jī)車車鉤緩沖器[3]或者用牽引桿代替鉤緩裝置來緩解列車縱向沖動(dòng)。與鉤緩裝置相比，牽引桿制造簡(jiǎn)單、檢修方便，如能采用牽引桿代替鉤緩裝置連接重載重聯(lián)電力機(jī)車，重聯(lián)機(jī)車的制造、運(yùn)用和維護(hù)成本將顯著降低[4]。盡管牽引桿代替鉤緩裝置連接重載重聯(lián)機(jī)車有經(jīng)濟(jì)優(yōu)勢(shì)，具體實(shí)施是否可行，仍需從列車縱向動(dòng)力學(xué)和機(jī)車橫向動(dòng)力學(xué)等安全指標(biāo)來綜合考慮。

在列車縱向動(dòng)力學(xué)仿真方面，文獻(xiàn)[5]綜述了國(guó)內(nèi)外列車縱向動(dòng)力學(xué)數(shù)值仿真軟件發(fā)展，分析了鉤緩裝置數(shù)學(xué)模型、空氣制動(dòng)數(shù)學(xué)模型和求解算法等重要問題，編制了縱向動(dòng)力學(xué)仿真程序。文獻(xiàn)[6]在非慣性坐標(biāo)系鉤緩裝置基礎(chǔ)上，將有限元思想和多體動(dòng)力學(xué)理論應(yīng)用于空氣制動(dòng)數(shù)學(xué)模型，優(yōu)化了列車縱向動(dòng)力學(xué)模型。文獻(xiàn)[7]運(yùn)用循環(huán)變量的模塊化求解方法完成了重載列車動(dòng)力學(xué)三維模型的建立。文獻(xiàn)[8]在列車空氣制動(dòng)仿真領(lǐng)域取得突出的成果，研發(fā)出一套縱向動(dòng)力學(xué)與列車空氣制動(dòng)聯(lián)合仿真系統(tǒng)。文獻(xiàn)[9]以列車縱向動(dòng)力學(xué)、列車牽引制動(dòng)和列車能耗等理論為基礎(chǔ)開發(fā)了TDEAS縱向動(dòng)力學(xué)及能量仿真平臺(tái)。在重聯(lián)機(jī)車橫向安全性仿真方面，文獻(xiàn)[10]建立了車端聯(lián)接裝置的等效模型，研究了車端聯(lián)接裝置剛度對(duì)動(dòng)車組橫向動(dòng)力學(xué)性能的影響。文獻(xiàn)[11]研究了在縱向壓力下，具有鉤肩復(fù)位能力的大擺角車鉤和不具有鉤肩復(fù)位能力的小擺角車鉤對(duì)應(yīng)的2B0重載機(jī)車橫向動(dòng)力學(xué)性能。文獻(xiàn)[12]研究了車鉤受縱向制動(dòng)壓力下HXD2型機(jī)車動(dòng)力學(xué)問題，并指出大擺角車鉤必須具備對(duì)中復(fù)位能力。文獻(xiàn)[13]研究了不同車鉤自由角對(duì)重載機(jī)車輪軌安全性的影響。

利用TDEAS列車縱向動(dòng)力學(xué)軟件研究重聯(lián)機(jī)車采用牽引桿連接對(duì)列車縱向沖動(dòng)的影響，再利用SIMPACK軟件研究不同連接裝置的重聯(lián)機(jī)車在承受縱向壓力時(shí)機(jī)車的橫向動(dòng)力學(xué)性能。

2 牽引桿連接對(duì)列車縱向沖動(dòng)的影響

利用TDEAS縱向動(dòng)力學(xué)軟件建立2萬噸長(zhǎng)大列車模型，采用典型的編組形式：HXD1+105C80+HXD1+105C80+可控列尾，重聯(lián)機(jī)車采用牽引桿連接，相鄰車輛采用16、17號(hào)車鉤連接。本節(jié)主要研究重聯(lián)機(jī)車分別采用牽引桿和鉤緩裝置連接產(chǎn)生的列車縱向動(dòng)力學(xué)差異。列車運(yùn)行工況為平直道，名義速度為60km/h，機(jī)車施加電制動(dòng)，列車最大車鉤力隨車鉤位置分布，如圖1所示。

圖1 最大車鉤力隨車鉤位置分布Fig.1 The Distribution of Maximum Coupler Force

由圖1可知，當(dāng)重聯(lián)機(jī)車采用車鉤連接，列車最大車鉤力為737kN；而采用牽引桿連接，列車最大車鉤力為731kN，兩者相差不大。這是因?yàn)闄C(jī)車車鉤數(shù)量占整列車車鉤總數(shù)的比例較小，通過將機(jī)車車鉤改為牽引桿，來改善列車“間隙效應(yīng)”的效果不明顯。因此，重聯(lián)機(jī)車采用牽引桿連接對(duì)減少列車縱向沖動(dòng)的影響很小，從縱向動(dòng)力學(xué)方面來說，將重聯(lián)電力機(jī)車車鉤改為牽引桿意義不大。

3 牽引桿和鉤緩裝置承壓能力分析

列車編組質(zhì)量增加，導(dǎo)致車鉤所受壓鉤力也逐漸增大。在大秦線萬噸列車試驗(yàn)中，最大壓鉤力為2193kN；按照《鐵道車輛強(qiáng)度設(shè)計(jì)及鑒定規(guī)范》的要求，車體結(jié)構(gòu)所受最大縱向力應(yīng)小于2250kN。因此，下面對(duì)承受較大縱向力的機(jī)車的橫向動(dòng)力學(xué)性能進(jìn)行考察，同時(shí)也是對(duì)牽引桿和鉤緩裝置的承壓能力進(jìn)行比較分析。

3.1 鉤緩裝置模型

采用多體動(dòng)力學(xué)程序建立了13A型鉤緩裝置模型，考慮了鉤尾摩擦特性和緩沖器非線性遲滯特性。緩沖器阻抗特性包括非線性的剛度特性和遲滯特性，這意味著緩沖器阻抗力可由彈簧力與遲滯力來表達(dá)。鉤緩裝置數(shù)學(xué)模型，如圖2所示。該模型綜合考慮了緩沖器的拉壓特性、初壓力、最大行程、車鉤間隙和底架剛性沖擊等多項(xiàng)因素。

圖2 鉤緩裝置數(shù)學(xué)模型示意圖Fig.2 Coupler System Input Functions Model

鉤尾摩擦面的建模采用Coulomb摩擦模型，車鉤力近似為緩沖器的回復(fù)力，摩擦力的法向力近似為緩沖器上承受的壓鉤力。由于鉤尾摩擦力的單向性，可認(rèn)為在車鉤受壓時(shí)才產(chǎn)生摩擦力，因此鉤尾摩擦力的數(shù)學(xué)模型為：

式中：FD—相互作用力，F(xiàn)f—的摩擦力，vr—接觸點(diǎn)相對(duì)速度，vf—靜摩擦臨界速度，u—摩擦系數(shù)。

在上述分析基礎(chǔ)上，添加連掛面摩擦特性以及鉤銷止擋特性等特征元素，最終得到13A型鉤緩裝置動(dòng)力學(xué)模型。

3.2 重載機(jī)車動(dòng)力學(xué)模型

為了比較牽引桿和鉤緩裝置的承壓能力，本節(jié)通過SIMPACK軟件建立兩節(jié)33t大軸重機(jī)車組成的重聯(lián)機(jī)車與貨車連掛的列車動(dòng)力學(xué)模型進(jìn)行分析，如圖3所示。鉤緩裝置連接方案中，C_1、C_2分別為第一、第二位車鉤，即C1為兩節(jié)機(jī)車重聯(lián)處車鉤，C_2為機(jī)車與貨車相連車鉤；牽引桿連接方案中，R_1、R_2分別為第一、第二位牽引桿。模型中C_1和C_2處鉤緩裝置采用13A型鉤緩裝置動(dòng)力學(xué)模型。R_1和R_2處牽引桿模型，是將13A型車鉤用一根牽引桿代替，取消鉤尾摩擦面，用彈簧阻尼力元進(jìn)行模擬。

圖3 重聯(lián)機(jī)車動(dòng)力學(xué)模型Fig.3 Dynamics Model of Multi-Locomotive

設(shè)定機(jī)車的名義運(yùn)行速度為60km/h，線路條件為平直道，軌道不平順譜采用美國(guó)五級(jí)譜。仿真中，將縱向力均勻分配以力元形式作用于機(jī)車每位車軸上，如此C_1/R_1上的縱向壓力為C_2/R_2上縱向壓力的1/2。若模擬制動(dòng)力的力元大小為208kN，則R_2/C_2受到的縱向壓力為2500kN。根據(jù)《鐵道車輛動(dòng)力學(xué)性能評(píng)定和試驗(yàn)鑒定規(guī)范》和UIC518標(biāo)準(zhǔn)，確定33t大軸重機(jī)車的輪軸橫向力限制值為120kN，脫軌系數(shù)限制值為0.9，輪重減載率限制值為0.65。若分別采用牽引桿和鉤緩裝置連接的重聯(lián)機(jī)車在該縱向壓力下橫向動(dòng)力學(xué)指標(biāo)達(dá)到安全標(biāo)準(zhǔn)，則表明重聯(lián)機(jī)車橫向安全性較好，牽引桿和鉤緩裝置的承壓能力滿足要求。

4 牽引桿和鉤緩裝置承壓能力比較

4.1 鉤緩裝置承壓能力分析

C_1和C_2車鉤的運(yùn)行行為，如圖4所示。圖4（a）中，C_1車鉤受到1250kN縱向壓力，C_2車鉤受到2500kN的縱向壓力。由圖4（b）、圖4（c）可知，鉤尾摩擦力抑制了車鉤的偏轉(zhuǎn)，導(dǎo)致車鉤幾乎不偏轉(zhuǎn)，車鉤偏轉(zhuǎn)角最大值僅為0.4°。

第二位機(jī)車的橫向動(dòng)力學(xué)性能，如圖5所示。由于車鉤偏轉(zhuǎn)角極小，壓鉤力在橫向的分力可以忽略。因此機(jī)車B的橫向動(dòng)力學(xué)性能指標(biāo)未隨縱向壓力的增大呈明顯正相關(guān)變化。輪軸橫向力最大值為38kN，脫軌系數(shù)最大值為0.13，輪重減載率最大值為0.3，均在安全范圍內(nèi)。因此，13A型鉤緩裝置能在直線上承受2500kN的縱向壓力。

圖4 鉤緩裝置運(yùn)行行為Fig.4 Coupler Rotation Behavior

圖5 重聯(lián)機(jī)車動(dòng)力學(xué)性能Fig.5 Dynamics Performances of Multi-Locomotive

4.2 牽引桿承壓能力分析

由于牽引桿缺少鉤尾摩擦面，沒有自動(dòng)對(duì)中功能，不能利用鉤尾摩擦力產(chǎn)生相應(yīng)的穩(wěn)鉤作用力矩，在較大的縱向壓力下，牽引桿將自由轉(zhuǎn)動(dòng)，直接偏轉(zhuǎn)到系統(tǒng)所允許結(jié)構(gòu)最大偏轉(zhuǎn)角，產(chǎn)生巨大的橫向分力并把橫向分力傳遞給機(jī)車輪對(duì)，增加重聯(lián)機(jī)車脫軌的安全隱患。

圖6 牽引桿偏轉(zhuǎn)行為Fig.6 Traction Rod Rotation Behavior

圖7 重聯(lián)機(jī)車動(dòng)力學(xué)性能Fig7 Dynamics Performances of Multi-Locomotive

牽引桿的偏轉(zhuǎn)行為，如圖6所示。在縱向壓力作用下，牽引桿迅速偏轉(zhuǎn)到結(jié)構(gòu)最大偏轉(zhuǎn)角。由圖可知，牽引桿系統(tǒng)所允許結(jié)構(gòu)最大偏轉(zhuǎn)角為9°。采用牽引桿連接的第二位機(jī)車的橫向動(dòng)力學(xué)性能，如圖7所示。由圖可知，第二位機(jī)車的W_6輪對(duì)（與R_2牽引桿相鄰的輪對(duì)）三項(xiàng)橫向動(dòng)力學(xué)性能指標(biāo)表現(xiàn)最壞，輪軸橫向力達(dá)到300kN，脫軌系數(shù)達(dá)到1.2，輪重減載率達(dá)到0.86，三個(gè)動(dòng)力學(xué)指標(biāo)均超過了規(guī)范要求的限制值。因此，采用牽引桿連接重聯(lián)機(jī)車承受2500kN的縱向壓力是極其不安全。

圖8 不同縱向壓力下，機(jī)車B的W_6輪對(duì)的輪軸橫向力Fig8 Under Different Longitudinal Pressure，Transverse Forces of Axle of the Second Locomotive of the Sixth Wheelset

由圖8可知，以機(jī)車B的W_6位輪對(duì)的輪軸橫向力低于規(guī)范要求的120kN限制值為基準(zhǔn)，采用牽引桿連接重聯(lián)機(jī)車可以承受的縱向壓力約為1000kN。

5 結(jié)論

（1）重聯(lián)機(jī)車采用牽引桿連接對(duì)減少列車縱向沖動(dòng)的影響很小，機(jī)車電制動(dòng)工況，重聯(lián)機(jī)車采用車鉤連接，列車最大車鉤力為737kN；當(dāng)重聯(lián)機(jī)車采用牽引桿連接，列車最大車鉤力為731kN，兩者相差不大。（2）13A型鉤緩裝置在直線上承受縱向壓力為2500kN時(shí)，車鉤幾乎沒有偏轉(zhuǎn)，輪軸橫向力、脫軌系數(shù)和輪重減載率的最大值分別為38kN、0.13和0.3，均在安全范圍內(nèi)。而采用牽引桿連接的重聯(lián)機(jī)車承受縱向壓力為2500kN時(shí)，牽引桿偏轉(zhuǎn)到結(jié)構(gòu)極限值9°，輪軸橫向力最大值為300kN，脫軌系數(shù)和輪重減載率的最大值分別為1.2和0.86，三項(xiàng)橫向動(dòng)力學(xué)性能指標(biāo)均超出限制值。因此，將重載重聯(lián)機(jī)車的車端連接裝置由車鉤改為牽引桿不可行。

［1］Wolf G P，Kieres K C.Innovative engineering concepts for unit train service：the slack less drawbar train and continuous center sill through train［C］.Proceedings of 4th International Heavy Haul Conference，1989：124-128.

［2］Bartley G W，Cavanaugh S D.The Second Generation Unit Train［C］.Proceedings of 4th International Heavy Haul Conference，1989：129-133.

［3］黃猛，李維忠，宋亞昕.新型機(jī)車車鉤緩沖器研發(fā)與優(yōu)化設(shè)計(jì)［J］.機(jī)械設(shè)計(jì)與制造，2011（7）：14-16.（Huang Meng，Li Wei-zhong，Song Ya-xin.Development and optimal design for a new kind of draft gear［J］.Machinery Design&Manufature，2011（7）：14-16.）

［4］孟慶民，姜巖.牽引桿技術(shù)在大秦鐵路重載貨車上的應(yīng)用［J］.鐵道機(jī)車車輛，2008，S1（28）：91-94.（Meng Qing-min，Jiang Yan.Application of drawing-bar technology on Daqin Line heavy haul freight car［J］.Railway Locomotive&Car，2008，S1（28）：91-94.）

［5］張志超，李谷，儲(chǔ)高峰.重載列車縱向動(dòng)力學(xué)計(jì)算程序綜述和研制［J］.鐵道機(jī)車車輛，2014，6（34）：1-7.（Zhang Zhi-chao，Li Gu，Chu Gao-feng.Summary and development of the longitudinal dynamic calculation program for heavy haul trains［J］.Railway Locomotive&Car，2014，6（34）：1-7.）

［6］丁莉芬.重載列車縱向動(dòng)力學(xué)建模研究［D］.北京：北京交通大學(xué)，2012.（Ding Li-fen.Study on modelling the longitudinal dynamics of heavy haul train［D］.Beijing：Beijing Jiaotong University，2012.）

［7］池茂儒，蔣益平，張衛(wèi)華.長(zhǎng)大重載列車系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)［J］.交通運(yùn)輸工程學(xué)報(bào)，2011，11（3）：34-40.（Chi Mao-ru，Jiang Yi-ping，Zhang Wei-hua.System dynamics of long and heavy haul train［J］.Journal of Traffic and Transportation Engineering，2011，11（3）：34-40.）

［8］魏偉，趙旭寶，姜巖.列車空氣制動(dòng)與縱向動(dòng)力學(xué)集成仿真［J］.鐵道學(xué)報(bào)，2012，34（4）：39-46.（Wei wei，Zhao Xu-bao，Jiang Yan.The integrated model of train air brake and longitudinal dynamics［J］.Journal of the China Railway Society，2012，34（4）：39—46.）

［9］羅世輝，吳慶，杜志輝.基于縱向動(dòng)力學(xué)的列車能量及能耗分析［J］.鐵道機(jī)車車輛，2013，33（z2）：52-55.（Luo Shi-hui，Wu Qing，Du Zhi-hui.Analysis of heavy haul train energy and consumption based on LTD［J］.Railway Locomotive&Car，2013，33（z2）：52-55.）

［10］卜繼玲，王旭東.車端聯(lián)接裝置對(duì)擺式列車橫向動(dòng)力學(xué)的影響［J］.電力機(jī)車技術(shù)，2002，5（25）：6-10.（Bu Ji-ling，Wang Xu-dong，F(xiàn)u Mao-hai.Influence of joint device for lateral dynamics behavior of tilting train［J］.Technology for electric locomotives，2002，5（25）：6—10.）

［11］許自強(qiáng)，羅世輝，馬衛(wèi)華.基于縱向壓力的2B0重載機(jī)車動(dòng)力學(xué)特性［J］.交通運(yùn)輸工程學(xué)報(bào)，2009，3（9）：49-52.（Xu Zi-qiang，Luo Shi-hui，Ma Wei-hua.Dynamics properties of 2B0 heavy haul locomotive based on longitudinal stress［J］.Journal of Traffic and Transportation Engineering，2009，3（9）：49-52.）

［12］羅世輝，封全保，楊俊杰.承受縱向壓力時(shí)HXD2型重載機(jī)車動(dòng)力學(xué)問題研究［J］.鐵道機(jī)車車輛，2008，S1（28）：145-148+177.（Luo Shi-hui，F(xiàn)eng Quan-bao，Yang Jun-jie.Research on dynamics of the HXD2 heavy load locomotive bearing longitudinal compressive strength［J］.Railway Locomotive&Car，2008，S1（28）：145-148+177.）

［13］王開云，翟婉明，封全保.重載機(jī)車車鉤自由角對(duì)輪軌動(dòng)態(tài)安全性能的影響［J］.中國(guó)鐵道科學(xué)，2009，6（30）：72-76.（Wang Kai-yun，Zhai Wan-ming，F(xiàn)eng Quan-bao.Effect of the coupler free angle on Wheel/Rail dynamic safety performance of heavy haul locomotive［J］.China Railway Science，2009，6（30）：72-76.）