張志超，李 谷，儲高峰，祖宏林

(中國鐵道科學(xué)研究院集團(tuán)有限公司 機(jī)車車輛研究所，北京 100081)

鐵路道岔作為不同線路間的連接設(shè)備，因其結(jié)構(gòu)復(fù)雜一直都是軌道的薄弱環(huán)節(jié)。重載列車側(cè)向通過道岔時(shí)會在輪軌之間產(chǎn)生復(fù)雜而劇烈的相互作用，引起明顯的輪軌橫向作用力和車鉤水平偏轉(zhuǎn)。而此時(shí)往往機(jī)車還需要施加電制動(dòng)力控制重載列車進(jìn)站速度，機(jī)車壓鉤力會隨著車鉤的大幅水平偏轉(zhuǎn)而產(chǎn)生明顯的橫向分力，該橫向分力通過機(jī)車一系和二系懸掛系統(tǒng)傳遞至輪軌界面，最終會加劇輪軌橫向相互作用，直接影響列車運(yùn)行安全性和道岔使用壽命[1]，因此十分有必要對重載機(jī)車電制側(cè)向通過道岔時(shí)的動(dòng)力學(xué)性能和車鉤動(dòng)態(tài)特性開展深入的研究。

近些年，隨著我國重載列車長度和牽引噸位的不斷增加，重載機(jī)車車鉤緩沖器裝置(簡稱鉤緩裝置)的受壓穩(wěn)定性及其對機(jī)車動(dòng)力學(xué)性能的影響問題愈加明顯，科研人員對此投入了大量的研究力量并取得了卓有成效的研究成果[2-13]。中國鐵道科學(xué)研究院集團(tuán)有限公司組織在大秦、神朔和朔黃、唐呼等重載線路開展了一系列的重載列車綜合試驗(yàn)[2-5]，其中機(jī)車動(dòng)力學(xué)測試主要監(jiān)測了重載機(jī)車運(yùn)行安全性指標(biāo)及鉤緩裝置的運(yùn)動(dòng)形態(tài)，分析了車鉤偏轉(zhuǎn)角、縱向力大小與機(jī)車運(yùn)行安全性的相互關(guān)系。張志超等[6-7]曾建立了重載機(jī)車扁銷鉤緩裝置的動(dòng)力學(xué)分析模型，分析直線線路上鉤尾摩擦面狀態(tài)對鉤緩裝置受壓穩(wěn)定性以及機(jī)車運(yùn)行安全性的影響。EI-SIBAIE[8]在鉤緩系統(tǒng)建模時(shí)將1對連掛車鉤簡化為1根直桿，并考慮了鉤體的轉(zhuǎn)角。馬衛(wèi)華等[9]和吳慶[10]建立了13A/QKX100型和DFC-E100型鉤緩裝置的動(dòng)力學(xué)分析模型，著重分析了這2類鉤緩裝置系統(tǒng)特性對重載機(jī)車動(dòng)力學(xué)性能的影響。許自強(qiáng)[11]通過數(shù)值仿真計(jì)算研究了既有重載機(jī)車采用的13A型和102型鉤緩裝置對33t軸重機(jī)車的適應(yīng)性。許期英等[12]采用SIMPACK軟件反演得到車鉤鉤頭輪廓曲線，通過動(dòng)力學(xué)仿真計(jì)算分析重載機(jī)車通過曲線時(shí)車鉤的偏轉(zhuǎn)行為。這些研究工作主要集中在直線線路上重載機(jī)車及其鉤緩裝置的運(yùn)行安全性和受壓穩(wěn)定性，曲線線路的相關(guān)問題較少涉及[11-12]，而對電制側(cè)向過岔重載機(jī)車及車鉤動(dòng)態(tài)特性的研究更是少之甚少。

本文一方面理論推導(dǎo)了曲線線路上受壓連掛車鉤準(zhǔn)靜態(tài)水平轉(zhuǎn)角的計(jì)算公式，分析準(zhǔn)靜態(tài)車鉤轉(zhuǎn)角隨曲線半徑的變化規(guī)律；另一方面在前期研究成果[6-7]的基礎(chǔ)上，采用SIMPACK軟件建立了重載機(jī)車動(dòng)力學(xué)模型和包括鉤尾“曲面—曲面”接觸摩擦單元、非線性遲滯特性緩沖器單元和扁銷止擋單元的鉤緩裝置動(dòng)力學(xué)模型，通過子結(jié)構(gòu)方法搭建了雙機(jī)重聯(lián)牽引的重載列車動(dòng)力學(xué)模型。同時(shí)將道岔側(cè)向線路簡化為不考慮轉(zhuǎn)轍區(qū)和轍岔區(qū)鋼軌型面變化的S形曲線。在驗(yàn)證模型正確性后，仿真計(jì)算了重載列車側(cè)向通過我國重載鐵路仍較為常見的12號道岔的機(jī)車動(dòng)力學(xué)響應(yīng)和車鉤動(dòng)態(tài)偏轉(zhuǎn)，與準(zhǔn)靜態(tài)車鉤轉(zhuǎn)角對比分析的同時(shí)，深入研究機(jī)車電制級位和車鉤鉤尾弧面摩擦系數(shù)等因素的影響規(guī)律。

1 曲線線路上受壓連掛車鉤準(zhǔn)靜態(tài)轉(zhuǎn)角計(jì)算

依據(jù)標(biāo)準(zhǔn)TB/T 3334—2013《機(jī)車車鉤緩沖裝置》[13]的規(guī)定，機(jī)車鉤緩裝置按照結(jié)構(gòu)形式分為100型、101型、102型和輕型。目前，我國重載機(jī)車大都采用100型鉤緩裝置。它的主要結(jié)構(gòu)特點(diǎn)：車鉤鉤尾具有凸形圓弧面，能夠與前從板凹形圓弧面形成圓弧接觸摩擦副，提供車鉤受壓穩(wěn)鉤力矩；車鉤與鉤尾框采用橢圓形扁銷連接，在車鉤偏轉(zhuǎn)角較大時(shí)通過扁銷與鉤尾框梨形孔的配合實(shí)現(xiàn)止檔作用。該鉤緩裝置鉤尾圓弧面接觸摩擦作用對車鉤受壓穩(wěn)定性和重載機(jī)車運(yùn)行安全性具有至關(guān)重要的作用[7]。

一般重載列車側(cè)向通過道岔時(shí)速度較低，可以不考慮道岔轉(zhuǎn)轍區(qū)和轍岔區(qū)鋼軌型面變化帶來的沖擊效應(yīng)，僅考慮岔區(qū)線路曲線變化的影響(將其簡化為具有相同線路線形的S形曲線)后，可通過幾何關(guān)系計(jì)算推導(dǎo)曲線線路上受壓連掛機(jī)車車鉤準(zhǔn)靜態(tài)轉(zhuǎn)角的計(jì)算公式。

通常認(rèn)為，理想狀態(tài)下機(jī)車運(yùn)行于曲線線路上時(shí)，機(jī)車前后車鉤沿著曲線中心線切線方向呈“八”字形分布，輪軌導(dǎo)向力的作用使得轉(zhuǎn)向架導(dǎo)向輪對貼靠曲線外軌，而非導(dǎo)向輪對貼靠曲線內(nèi)軌。假設(shè)前后轉(zhuǎn)向架中心依然處于曲線中心線上，根據(jù)幾何關(guān)系推導(dǎo)可以得到連掛機(jī)車曲線通過時(shí)車鉤靜態(tài)轉(zhuǎn)角的計(jì)算結(jié)果[12-13]。但是，此車鉤靜態(tài)轉(zhuǎn)角僅是機(jī)車曲線通過時(shí)車鉤的最小自由轉(zhuǎn)角，并未考慮縱向車鉤力作用。如果機(jī)車在曲線線路上運(yùn)行同時(shí)承受縱向壓鉤力作用，機(jī)車與車鉤的運(yùn)動(dòng)狀態(tài)會有很大變化。此時(shí)，壓鉤力的作用勢必使具有弧面鉤尾結(jié)構(gòu)的兩連掛車鉤相對各自車體產(chǎn)生相反方向的水平偏轉(zhuǎn)，單節(jié)機(jī)車前后車鉤會呈“之”字形分布，如圖1所示，圖中：Lb為機(jī)車車體中心點(diǎn)至轉(zhuǎn)向架中心點(diǎn)的縱向距離；Lc為機(jī)車車體中心點(diǎn)至車鉤鉤尾的縱向距離；Lg為2個(gè)連掛車鉤總長度；v為車速。

圖1 曲線線路上受壓連掛機(jī)車及車鉤位置狀態(tài)

連掛機(jī)車曲線線路上受壓鉤力作用時(shí)車鉤轉(zhuǎn)角計(jì)算分析圖如圖2所示。

圖2 連掛機(jī)車曲線線路上受壓時(shí)車鉤轉(zhuǎn)角計(jì)算分析圖

依然假設(shè)機(jī)車前后轉(zhuǎn)向架中心都處于曲線中心線上，點(diǎn)O1和O2分別為2節(jié)連掛機(jī)車車體中心點(diǎn)，分別以這2個(gè)點(diǎn)為原點(diǎn)、以沿車體縱向中心線方向?yàn)閤軸建立坐標(biāo)系O1X1Y1和O2X2Y2。點(diǎn)A和點(diǎn)B分別為連掛車鉤兩端連接點(diǎn)，2個(gè)連掛車鉤中的前鉤和后鉤相對于各自車體的轉(zhuǎn)角分別為α1和α2。根據(jù)圖2所示幾何關(guān)系，2個(gè)車體中心點(diǎn)O1和O2所處曲線半徑R1要小于線路曲線半徑R，即

(1)

近似認(rèn)為點(diǎn)O1和O2之間弧長s為

s≈2Lc+Lg

(2)

由式(1)和式(2)可以得到2車體中心點(diǎn)O1和O2間的圓弧角θ，也即坐標(biāo)系O1X1Y1和O2X2Y2間相對轉(zhuǎn)動(dòng)角度為

(3)

壓鉤力的作用會使得2機(jī)車車體分別繞其中心產(chǎn)生搖頭偏轉(zhuǎn)直至二系橫向止檔發(fā)揮作用，設(shè)dmax為機(jī)車二系橫向止擋最大間隙，包括自由間隙d和彈性壓縮量d1兩部分，則連掛機(jī)車車體搖頭偏轉(zhuǎn)角θ1和θ2分別為

(4)

當(dāng)車體未發(fā)生搖頭偏轉(zhuǎn)時(shí)，車鉤上點(diǎn)A和點(diǎn)B在坐標(biāo)系O1X1Y1和O2X2Y2中的坐標(biāo)分別為

(5)

(6)

而當(dāng)受壓狀態(tài)下的車體產(chǎn)生搖頭偏轉(zhuǎn)角θ1和θ2時(shí)，車鉤上點(diǎn)A和點(diǎn)B在坐標(biāo)系O1X1Y1和O2X2Y2中的坐標(biāo)變換為

(7)

(8)

幾何關(guān)系分析可知，坐標(biāo)系O2X2Y2相對于坐標(biāo)系O1X1Y1轉(zhuǎn)動(dòng)了角度θ和平移了距離Dc，根據(jù)坐標(biāo)系變換關(guān)系可以得到坐標(biāo)系O2X2Y2中的點(diǎn)B在坐標(biāo)系O1X1Y1中的坐標(biāo)為

(9)

其中，

則連掛車鉤AB與坐標(biāo)軸O1X1的夾角α為

(10)

前鉤和后鉤相對于各自車體的轉(zhuǎn)角α1和α2分別為

α1=α+θ1

(11)

α2=α+θ2-θ

(12)

某現(xiàn)役重載電力機(jī)車計(jì)算參數(shù)為Lc=17.652 m，Lb=10.06 m，Lg=10.06 m和dmax=0.03 m，根據(jù)式(11)和式(12)可計(jì)算2臺連掛機(jī)車受壓狀態(tài)下通過不同半徑曲線線路時(shí)的車鉤轉(zhuǎn)角見表1。

表1 曲線線路上受壓連掛機(jī)車車鉤轉(zhuǎn)角靜態(tài)計(jì)算結(jié)果

由表1可見：車鉤轉(zhuǎn)角隨著曲線半徑的減小而逐漸增大，并且前鉤轉(zhuǎn)角始終大于后鉤轉(zhuǎn)角，當(dāng)曲線半徑為350 m時(shí)，前鉤和后鉤轉(zhuǎn)角分別為5.54°和4.86°。

2 重載列車側(cè)向過岔動(dòng)力學(xué)模型

為了分析電制側(cè)向過岔時(shí)重載機(jī)車及車鉤的動(dòng)態(tài)特性，借助多體動(dòng)力學(xué)分析SIMPACK軟件，采用子結(jié)構(gòu)方法建立雙機(jī)重聯(lián)牽引重載列車動(dòng)力學(xué)模型，主要包括單節(jié)機(jī)車子結(jié)構(gòu)、鉤緩裝置子結(jié)構(gòu)和貨列簡化子結(jié)構(gòu)3個(gè)部分，其中貨列子結(jié)構(gòu)為將貨車部分簡化成只具有縱向自由度的1個(gè)虛擬貨車。

2.1 單節(jié)機(jī)車子結(jié)構(gòu)模型

單節(jié)機(jī)車可簡化為由車體、構(gòu)架、輪對、驅(qū)動(dòng)單元等質(zhì)量體和彈簧、阻尼元件構(gòu)成的多剛體動(dòng)力學(xué)模型。一系懸掛剛度由軸箱彈簧提供的垂向、橫向和縱向3個(gè)方向剛度及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；二系懸掛剛度主要包括彈簧(或橡膠堆)提供的3個(gè)方向剛度及橫向止檔剛度、搖頭止檔剛度，二系懸掛垂向、橫向阻尼則由垂向、橫向減振器提供；電機(jī)懸掛剛度包括由電機(jī)吊桿及兩端橡膠關(guān)節(jié)提供的6個(gè)方向剛度。單節(jié)機(jī)車動(dòng)力學(xué)模型共計(jì)52個(gè)運(yùn)動(dòng)自由度，如圖3所示。

圖3 單節(jié)機(jī)車動(dòng)力學(xué)模型

2.2 鉤緩裝置子結(jié)構(gòu)模型

鉤緩裝置動(dòng)力學(xué)模型如圖4所示，該模型不考慮兩連掛車鉤鉤頭之間相對水平轉(zhuǎn)角，將其假設(shè)為1根直桿；從板通過緩沖器與車體相連接且僅具有縱向自由度，車鉤鉤體與從板之間建立“曲面—曲面”接觸摩擦單元，相對從板具有橫向、縱向和繞垂向軸轉(zhuǎn)動(dòng)3個(gè)自由度；同時(shí)在鉤尾銷位置加入模擬扁銷止擋特性的單元。鉤緩裝置子結(jié)構(gòu)主要包括鉤尾“曲面—曲面”接觸摩擦單元、非線性遲滯緩沖器單元和扁銷止擋單元等[6-7]。

圖4 扁銷鉤緩裝置動(dòng)力學(xué)模型

鉤尾“曲面—曲面”接觸摩擦單元通過兩圓弧上具有主從關(guān)系的移動(dòng)點(diǎn)模擬接觸點(diǎn)位置的變化，并聯(lián)合使用接觸力元和摩擦力元建立具有接觸摩擦特性的模型，能夠準(zhǔn)確模擬鉤尾圓弧面和前從板圓弧面的接觸摩擦作用。根據(jù)接觸原理和庫侖摩擦模型，接觸點(diǎn)處的接觸力Fgc和摩擦力Ff分別為

Fgc=Kcxc+Ccvc

(13)

(14)

式中：Kc和Cc分別為兩接觸面間的接觸剛度和阻尼；xc和vc分別為接觸點(diǎn)上兩物體的相互浸入位移和速度；vr為接觸點(diǎn)相對速度；vf為靜摩擦臨界速度；μ為摩擦系數(shù)。

緩沖器模型是具有遲滯特性的非線性模型，其加載與卸載特性曲線定義為2個(gè)以其行程為變量的函數(shù)fu(x)和fl(x)。定義切換速率ev來避免緩沖器阻抗力在加載和卸載切換時(shí)的不連續(xù)跳躍。緩沖器的數(shù)學(xué)模型為

FC=

(15)

其中：FC為當(dāng)前緩沖器作用力； sign(x, Δv)為符號函數(shù)；Δv為緩沖器相對速度。

扁銷止擋的數(shù)學(xué)模型為

M1(αc)=

(16)

其中：M1(αc)為鉤尾扁銷止擋提供的回復(fù)力矩；αc為當(dāng)前車鉤轉(zhuǎn)角；αfree為車鉤最大自由轉(zhuǎn)角；l為2個(gè)連掛車鉤鉤尾銷中心的距離。

2.3 雙機(jī)重聯(lián)牽引重載列車動(dòng)力學(xué)模型

基于單節(jié)機(jī)車和鉤緩裝置的子結(jié)構(gòu)模型，采用子結(jié)構(gòu)方法建立如圖5所示的雙機(jī)重聯(lián)牽引重載列車動(dòng)力學(xué)模型，編組方式為“HX型機(jī)車+HX型機(jī)車+貨車”，其中每臺HX型機(jī)車都由2個(gè)單節(jié)機(jī)車組成，每個(gè)單節(jié)機(jī)車間通過鉤緩裝置連接，貨車簡化為僅具有縱向自由度的單質(zhì)點(diǎn)模型。采用輪軸處施加電機(jī)扭矩的方式模擬機(jī)車電制動(dòng)力，具體方式是在每條輪對中心點(diǎn)施加1個(gè)與前進(jìn)方向相反的扭矩，同時(shí)在構(gòu)架相應(yīng)位置上施加反向扭矩模擬實(shí)際軸重轉(zhuǎn)移情況。

2.4 簡化道岔模型

我國重載鐵路道岔由基本軌、轉(zhuǎn)轍區(qū)、連接部分、轍岔區(qū)等幾個(gè)部分組成，重載列車側(cè)向通過道岔時(shí)，轉(zhuǎn)轍區(qū)和轍岔區(qū)鋼軌型面變化、固定轍叉有害空間等都會引起頻率較高的輪軌沖擊作用。這些高頻輪軌作用力對道岔區(qū)段鋼軌疲勞損傷問題具有很大影響，在進(jìn)行道岔區(qū)段輪軌動(dòng)力學(xué)分析和道岔結(jié)構(gòu)疲勞分析時(shí)需要重點(diǎn)關(guān)注。而本文主要關(guān)注重載列車側(cè)向過岔時(shí)的機(jī)車運(yùn)行安全性和車鉤動(dòng)態(tài)特性，進(jìn)行濾波或平滑處理后的輪軌力響應(yīng)只保留較低頻率部分，加之我國12號重載鐵路道岔側(cè)向通過速度較低，因此可以不考慮道岔轉(zhuǎn)轍區(qū)和轍岔區(qū)鋼軌型面變化帶來的沖擊效應(yīng)，將其簡化為具有相同線路線形的S形曲線。該簡化方法的可行性將在下一節(jié)通過數(shù)據(jù)對比分析進(jìn)行驗(yàn)證。

圖5 雙機(jī)重聯(lián)牽引重載列車動(dòng)力學(xué)模型

2.5 動(dòng)力學(xué)模型驗(yàn)證

除了簡化的S形曲線道岔模型外，本文還建立了考慮轉(zhuǎn)轍區(qū)和轍岔區(qū)鋼軌型面變化的12號道岔結(jié)構(gòu)模型，然后分別采用該實(shí)際道岔模型和簡化道岔模型進(jìn)行某雙機(jī)重聯(lián)牽引萬噸重載列車側(cè)向通過12號道岔試驗(yàn)的數(shù)值模擬計(jì)算，通過計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)對比分析來驗(yàn)證本文模型的正確性。重載列車動(dòng)力學(xué)模型和簡化道岔模型的部分參數(shù)見表2，車鉤鉤尾摩擦系數(shù)取0.20。計(jì)算中軌道不平順采用由鐵科院綜合檢測車在既有線路實(shí)測得到的軌道幾何不平順，緩沖器阻抗特性曲線由重載線路試驗(yàn)實(shí)測數(shù)據(jù)通過擬合插值處理得到。計(jì)算所得輪軌力和運(yùn)行安全性指標(biāo)均采用“2 m”平滑方式進(jìn)行處理。

表2 仿真計(jì)算部分結(jié)構(gòu)參數(shù)

該機(jī)車滿級電制時(shí)單軸電制動(dòng)力約為64 kN，根據(jù)車輪半徑換算成扭矩為40 kN·m，電制動(dòng)力輸入曲線假設(shè)為每軸電機(jī)扭矩在0～5 s時(shí)間內(nèi)從0線性增大至40 kN·m，在5～30 s時(shí)間內(nèi)始終保持為40 kN·m。不同電制級位的電制動(dòng)力輸入曲線通過該滿級電制輸入曲線乘以對應(yīng)級位百分比的方式得到。

需要說明的是，由于第4組車鉤后鉤與貨列相連，其鉤尾的平面接觸在一定程度上限制了它的水平偏轉(zhuǎn)，因此最大車鉤轉(zhuǎn)角出現(xiàn)在第3組車鉤處，故以下選取第3組車鉤轉(zhuǎn)角和第3節(jié)機(jī)車第2位轉(zhuǎn)向架第1軸的運(yùn)行安全性指標(biāo)進(jìn)行分析，后文不再贅述。

30%電制工況下計(jì)算和試驗(yàn)所得重載機(jī)車側(cè)向過岔時(shí)車鉤轉(zhuǎn)角、脫軌系數(shù)的波形分別如圖6和圖7所示。從圖6和圖7可以看出：2個(gè)道岔模型的計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)相比都具有一致的變化趨勢，車鉤轉(zhuǎn)角都在進(jìn)、出道岔導(dǎo)曲線位置出現(xiàn)峰值，都在通過道岔后仍保持在2°左右，且其最大值也未見明顯差異；2種道岔模型計(jì)算所得車鉤轉(zhuǎn)角和脫軌系數(shù)較為接近，表明鋼軌型面變化對機(jī)車動(dòng)力學(xué)和車鉤動(dòng)態(tài)特性的影響并不十分明顯；通過以上對比分析，驗(yàn)證了本文重載列車動(dòng)力學(xué)模型的正確性，表明該模型能夠較好地模擬此類重載機(jī)車側(cè)向通過道岔的動(dòng)力學(xué)問題。

圖6 第3組車鉤后鉤轉(zhuǎn)角計(jì)算和試驗(yàn)波形圖

圖7 脫軌系數(shù)計(jì)算和試驗(yàn)波形圖

3 數(shù)值計(jì)算分析

采用重載列車側(cè)向過岔動(dòng)力學(xué)模型，分別計(jì)算不同機(jī)車電制級位和鉤尾摩擦系數(shù)下的動(dòng)力學(xué)響應(yīng)，分析這2個(gè)因素對重載機(jī)車運(yùn)行安全性和車鉤轉(zhuǎn)角的影響規(guī)律。

3.1 機(jī)車電制級位的影響

假設(shè)電制級位在10%～100%范圍內(nèi)每隔10%取值，分別計(jì)算不同電制級位下重載列車側(cè)向通過12號道岔的動(dòng)力學(xué)響應(yīng)。不同電制級位下前鉤轉(zhuǎn)角、脫軌系數(shù)、輪軸橫向力的波形分別如圖8—圖10所示。前鉤和后鉤轉(zhuǎn)角、脫軌系數(shù)、輪軸和輪軌橫向力隨電制級位的變化曲線分別如圖11—圖13所示。從圖中可以看出：①機(jī)車側(cè)向過岔時(shí)車鉤轉(zhuǎn)角最大值隨著電制動(dòng)力的增大而逐漸增大；②電制級位大于50%時(shí)，重載機(jī)車側(cè)向過岔時(shí)的動(dòng)態(tài)車鉤轉(zhuǎn)角明顯大于第1節(jié)的準(zhǔn)靜態(tài)值，電制級位從50%增大至100%時(shí)前鉤轉(zhuǎn)角由6.01°增大至9.64°；③脫軌系數(shù)和輪軸橫向力在道岔區(qū)段曲線上均保持較高水平，其最大值在10%～50%電制級位范圍內(nèi)基本保持不變，而在電制級位大于50%后隨著車鉤轉(zhuǎn)角的顯著增大也呈明顯增大趨勢；并且當(dāng)100%電制級位時(shí)輪軸橫向力達(dá)到106 kN，已超出依據(jù)標(biāo)準(zhǔn)TB/T 2360—1993[14]得到的97 kN限值。④從圖11可以看出連掛車鉤前鉤轉(zhuǎn)角的始終大于后鉤，這與第1節(jié)靜態(tài)計(jì)算分析結(jié)果相同。

綜合分析，機(jī)車側(cè)向過岔的電制動(dòng)力對其運(yùn)行安全性具有重要影響作用，隨著電制動(dòng)力的增大，車鉤轉(zhuǎn)角逐漸增大，車鉤壓力的橫向分力隨之增大，進(jìn)而導(dǎo)致脫軌系數(shù)、輪軸橫向力等機(jī)車安全性指標(biāo)明顯增大。因此為了保證重載列車側(cè)向通過12號道岔的安全性，應(yīng)嚴(yán)格控制機(jī)車電制力級位在80%以下。

圖8 不同電制級位下重載機(jī)車側(cè)向過岔前鉤轉(zhuǎn)角波形

圖9 不同電制級位下重載機(jī)車側(cè)向過岔脫軌系數(shù)波形

圖10 不同電制級位下重載機(jī)車側(cè)向過岔輪軸橫向力波形

圖11 重載機(jī)車側(cè)向過岔前鉤和后鉤轉(zhuǎn)角隨電制級位變化曲線

圖12 重載機(jī)車側(cè)向過岔脫軌系數(shù)隨電制級位變化曲線

圖13 重載機(jī)車側(cè)向過岔輪軸橫向力和輪軌橫向力隨電制級位變化曲線

3.2 鉤尾摩擦系數(shù)的影響

機(jī)車電制級位設(shè)為80%，其他參數(shù)保持不變。假設(shè)鉤尾摩擦系數(shù)在0.05～0.40范圍內(nèi)每隔0.05取值，分別計(jì)算不同鉤尾摩擦系數(shù)下重載機(jī)車電制側(cè)向通過12號道岔的動(dòng)力學(xué)響應(yīng)。前鉤和后鉤轉(zhuǎn)角、脫軌系數(shù)、輪軸和輪軌橫向力隨摩擦系數(shù)的變化曲線分別如圖14—圖16所示。從圖中可以看出：隨著鉤尾摩擦系數(shù)的增大，機(jī)車側(cè)向過岔時(shí)車鉤轉(zhuǎn)角最大值逐漸減小，車鉤穩(wěn)鉤能力逐漸增強(qiáng)；當(dāng)摩擦系數(shù)μ≤0.10時(shí)，由于鉤尾摩擦約束較小，車鉤在進(jìn)出道岔位置均會發(fā)生大幅偏轉(zhuǎn)，前鉤轉(zhuǎn)角最大值達(dá)到9°，并且通過道岔后依然保持較大偏轉(zhuǎn)角；當(dāng)摩擦系數(shù)逐漸增大時(shí)，鉤尾摩擦約束增強(qiáng)，摩擦系數(shù)μ≥0.30時(shí)前鉤轉(zhuǎn)角最大值均在4°以內(nèi)，且降幅減?。慌c此同時(shí)，脫軌系數(shù)和輪軸橫向力表現(xiàn)出與車鉤轉(zhuǎn)角一致的變化規(guī)律，均隨著摩擦系數(shù)的增大而逐漸較小，并且在摩擦系數(shù)μ≥0.30時(shí)減小幅度變得不明顯。

圖14 重載機(jī)車側(cè)向過岔前鉤和后鉤轉(zhuǎn)角隨鉤尾摩擦系數(shù)變化曲線

圖15 重載機(jī)車側(cè)向過岔脫軌系數(shù)隨鉤尾摩擦系數(shù)變化曲線

圖16 重載機(jī)車側(cè)向過岔輪軸和輪軌橫向力隨鉤尾摩擦系數(shù)變化曲線

總體而言，鉤尾摩擦系數(shù)對于電制側(cè)向過岔時(shí)機(jī)車及車鉤動(dòng)態(tài)響應(yīng)均具有較大影響，隨著摩擦系數(shù)的增大，車鉤穩(wěn)鉤能力增強(qiáng)，車鉤轉(zhuǎn)角及安全性指標(biāo)明顯減小。因此可以通過改進(jìn)加工工藝或選用高摩擦系數(shù)的鉤尾結(jié)構(gòu)材質(zhì)提高其接觸摩擦系數(shù)，其合理控制范圍應(yīng)為0.20～0.30。

4 結(jié) 論

(1)理論推導(dǎo)曲線線路上受壓連掛車鉤準(zhǔn)靜態(tài)水平轉(zhuǎn)角的計(jì)算公式，分析發(fā)現(xiàn)車鉤轉(zhuǎn)角隨著曲線半徑的減小而逐漸增大，且前鉤轉(zhuǎn)角始終大于后鉤轉(zhuǎn)角。

(2)采用SIMPACK軟件和子結(jié)構(gòu)方法建立重載列車電制側(cè)向過岔動(dòng)力學(xué)模型，其中鉤緩裝置模型包括鉤尾“曲面—曲面”接觸摩擦單元、非線性遲滯特性緩沖器單元和扁銷止擋單元，道岔側(cè)向線路簡化為不考慮轉(zhuǎn)轍區(qū)和轍岔區(qū)鋼軌型面變化的S形曲線。該模型計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)具有較好一致性，能夠準(zhǔn)確模擬重載機(jī)車電制側(cè)向過岔時(shí)的動(dòng)力學(xué)問題。

(3)機(jī)車電制動(dòng)力對其側(cè)向過岔時(shí)運(yùn)行安全性具有重要影響作用，隨著電制級位的提高車鉤轉(zhuǎn)角逐漸增大，導(dǎo)致機(jī)車安全性指標(biāo)明顯增大，因此重載列車側(cè)向過岔時(shí)應(yīng)將機(jī)車電制級位控制在80%以下。

(4)車鉤鉤尾摩擦系數(shù)對于重載機(jī)車電制側(cè)向過岔時(shí)系統(tǒng)動(dòng)態(tài)響應(yīng)也具有較大影響，隨著摩擦系數(shù)的增大，車鉤穩(wěn)鉤能力增強(qiáng)，車鉤轉(zhuǎn)角及安全性指標(biāo)明顯減小，其合理控制范圍應(yīng)為0.20～0.30。