重载组合列车中间机车13aqkx50钩缓系统承压能力仿真研究

重载组合列车中间机车13aqkx50钩缓系统承压能力仿真研究

0组合列车试验随着铁路的高速运输，其在世界经济中的地位日益巩固。作为运能扩展的重要手段,组合列车技术已在世界范围内得到了广泛应用。2003年以来,我国大秦线逐步开行了组合1万t列车、组合1.5万t列车、组合2万t列车,今后还将开行组合3万t列车和组合4万t列车。然而,组合列车的编组形式及动力集中的因素使得重载机车的工作环境更加复杂,特别是中间机车。数次列车脱轨事故及重载列车线路试验也表明:中间机车是重载列车安全问题的薄弱环节之一。本文以HXD1八轴机车为研究对象,研究机车配备不同特性钩缓系统时中间机车的承压能力。113车辆的横向动态特性分析HXD1八轴机车采用的13A/QKX100钩缓系统如图1所示,与普通圆销钩缓系统(如FT、LAF钩缓系统)相比,独特之处在于13A车钩通过钩尾框上钩尾销孔的特殊外形与钩尾销形成车钩摆角止挡,而非圆销钩缓系统采用的钩肩摆角限制方式。另一不同之处在于13A车钩钩尾与前从板间形成一对摩擦弧面,其对车钩的动态行为形成限制,这是其他圆销车钩所不具有的特征。当13A/QKX100钩缓系统承受拉力时,车钩力传递顺序为:钩头—钩扁销—钩尾框—缓冲器—前从板—底架。此时车钩力由钩尾框传向从板,所以钩尾与前从板间的摩擦面没有相互作用。但当其承受纵向压力时,车钩压力传递顺序为:钩头—钩尾弧面—前从板弧面—缓冲器—底架。钩尾框基本不承力,只是当前从板在压力作用下与车钩进一步移动时扁销带动钩尾框一起移动,此时扁销和尾框承力均很小。也就是说,此时车钩力主要通过钩尾直接传递给从板。综合上述分析可知,当13A/QKX100钩缓系统承受纵向压力时在从板与钩尾间的摩擦弧面作用下,如果2个面间有相对运动或相对运动趋势则会有相应的动摩擦或静摩擦力产生。而这个摩擦力的作用是阻止两者之间相对运动的发生,以此提供稳钩作用力矩。如果在车钩发生偏转的初始阶段就向车钩施加一个摩擦稳钩力矩则可以很好地限制车钩摆角的进一步增大,从而实现较优的钩缓系统动态特性,降低钩缓系统对机车动力学性能的不良影响,增强机车的承压能力。2缓冲器模型的建立缓冲器建模时将缓冲器的加载与卸载特性定义为2个缓冲器行程的函数fu(x)、fl(x)。2个函数中均考虑车钩间隙、初压力、刚性冲击等因素。再为缓冲器迟滞特性定义一个切换速度ev,由此可建立如图2所示的缓冲器模型。如图3所示为钩缓系统模型原理图。由于车钩间隙在缓冲器模型中已有考虑,则可假设相连挂的两车钩为一直杆。假设车钩与从板直接相连且只有z轴旋转的相对自由度,从板通过缓冲器与车体相连,且只具有x向位移自由度。在A、B两点处用摆角止挡特性及库仑摩擦力元进行约束,形成如图3所示的钩缓系统模型。3相关系统仿真动力学仿真模型由1台HXD1八轴机车及2节C80货车模型组成。模型编组方式采用货车+机车+货车模式。各机车、车辆之间采用钩缓系统相互连接,且与货车相连的钩缓系统采用17号/MT-2特性系统。仿真工况设为列车以60km/h的速度在设有德国高干谱的平直道上行驶,机车由第2s开始实施电制动,制动力经10s后达到最大值后保持,共计算20s。机车制动力最大值57.5kN/轴。同时在两端货车外侧车钩钩销处施以不同幅值的纵向力,不断加大中间机车所受纵向力。以行车方向为基准,与后端货车相连的机车车钩为受力最大的机车车钩,机车第8轮对为离前述机车车钩最近的机车轮对来作为主要考查对象。4车钩接触状态的仿真分析为研究钩缓系统特性对中间机车承压能力的影响,首先分析钩缓系统承压时的动态行为。控制被考查车钩所承受的纵向力为1600kN,分别考查钩尾摩擦面摩擦系数=0.32与=0(没有摩擦面)时机车车钩转角、车钩力及钩尾摩擦力的时间历程,并将=0情况下车钩自由角分别设定为3°、6°、9°时的仿真结果与=0.32时的仿真结果作对比。图4、图5分别为机车车钩钩尾摩擦力的时间历程及几种不同情况下车钩转角的时间历程。从图4、图5中可以看出:13A车钩在钩尾摩擦力的作用下没有发生明显偏转,而是在一个极小的幅值下实现了动态稳定;而当车钩没有摩擦作用时,其车钩转角分别发生了不同程度的偏转,偏转角度都达到了最大自由角;由于车钩止挡作用,当车钩达到最大自由角时,车钩摆角出现一定程度的振荡(这里的3°、6°、9°是一个预设的参数值,即在计算过程中,假定车钩偏转无限接近预设值,以此来考察车钩的稳定性能)。图6所示为4种情况下车钩力的时间历程,结合图5分析可知,当车钩发生偏转时车钩力会呈现出不稳定状态,车钩摆角越大车钩力振荡越厉害,而有摩擦面作用的13A/QKX100钩缓系统的车钩力则显示极为平稳。图7所示为不同仿真工况下第8轮对轮横向力的时间历程。从图中可以看出,在相当幅值的纵向力作用下,轮轴横向力随车钩自由角的增大而增大,在钩尾摩擦力作用下13A车钩偏转角度动态稳定且幅值较小,故其轮轴横向力较小,且呈动态稳定状态。5车钩自由角n诚然,机车安全性评估不能依靠单一评价指标来进行,但是轮轴横向力是平直道工况中最具指示性的安全性指标,限于篇幅下面以第8轮对轮轴横向力为指标分析中间机车承压能力。首先分析=0时轮轴横向力最大值随车钩自由角及纵向力幅值的变化情况。图8所示为轮轴横向力最大值三维映射图,图中纵向压钩力由600kN增大到2500kN,间隔计算20个点;车钩自由角由1°增大到10°,间隔计算10个点。从图8中可以看出,轮轴横向力最大值随纵向压钩力及车钩自由角的增大而增大,但当车钩自由角较小时轮轴横向力相对于纵向力增大并不明显,按轮轴横向力不超过93kN的标准判定,当车钩自由角小于等于6°时,中间机车可以承受大于2500kN的纵向压力,当车钩摆角分别为7°、8°、9°、10°时,中间机车可以分别承受2300kN、1900kN、1600kN、1200kN的纵向压力。图9所示为钩尾摩擦系数=0.32时,机车承受2500kN纵向压钩力工况下车钩摆角及机车第8轴轮轴横向力时间的历程。需要注意的是车钩摆角单位的数量级为10E-2,也就是说仿真工况中车钩摆角在一个极小的幅值下动态稳定。从图9中还可以看出,轮轴横向力时间历程表现为在时间轴上下动态变化,且轮轴横向力最大值不超过25kN。仿真结果表明该工况下中间机车可承受大于2500kN的纵向压力。6中间客车横向力(1)当机车配备没有摩擦稳钩作用的钩缓系统时,中间机车轮轴横向力最大值随纵向压钩力及车钩自由角的增大而增大,但当车钩自由角较小时轮轴横向力相对于纵向力的增大不明显。(2)当机车配备没有摩擦稳钩作用的钩缓系统且车钩自由角小于