102型鉤緩裝置重載適應(yīng)性研究

錢 銘，張啟平，黃成榮，張志超

（1.中國(guó)國(guó)家鐵路集團(tuán)有限公司，北京 100844；2.中國(guó)國(guó)家鐵路集團(tuán)有限公司 機(jī)輛部，北京 100844；3.中國(guó)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）

大力發(fā)展重載運(yùn)輸，提高鐵路貨物運(yùn)輸能力，是鐵路發(fā)展的一個(gè)重要途徑［1-2］。對(duì)重載運(yùn)輸而言，重載機(jī)車安全性及其鉤緩裝置可靠性始終是重載列車安全運(yùn)行的薄弱環(huán)節(jié)［3-8］。尤其對(duì)于“1+1+可控列尾”編組的2萬(wàn)t組合列車，受線路坡度復(fù)雜多變性、主從控機(jī)車制動(dòng)同步性、機(jī)車與車輛制動(dòng)匹配性、鉤緩裝置穩(wěn)定性等多方面因素影響，容易產(chǎn)生較大的縱向沖擊載荷；組合列車中部從控機(jī)車處于列車縱向特性突變的斷面，往往承受最大的縱向力；中部從控機(jī)車鉤緩裝置在大縱向力的作用下可能發(fā)生橫向或者垂向失穩(wěn)現(xiàn)象，從而產(chǎn)生作用于車體的明顯增大的橫向或者垂向分力，并通過(guò)一系、二系懸掛傳遞形成大輪軌力，直接影響列車行車安全性，發(fā)生中部機(jī)車脫軌事故［3-5］、2 節(jié)機(jī)車間渡板變形［6］、中部機(jī)車與車輛間車鉤“跳鉤”分離［8-9］等問(wèn)題。加拿大Camrose 和Bowden，Al?berta 脫軌事故［10-11］以及澳大利亞重載列車脫軌事故［12］也都是因?yàn)檐囥^受壓失穩(wěn)而導(dǎo)致過(guò)大的車鉤橫向力，擠翻鋼軌或推倒相鄰機(jī)車車輛。因此，開(kāi)展重載機(jī)車及其鉤緩裝置動(dòng)力學(xué)性能和重載適應(yīng)性研究具有十分重要的現(xiàn)實(shí)意義和科學(xué)價(jià)值。

目前我國(guó)重載機(jī)車鉤緩裝置主要包括100 型、101 型和102 型，按照結(jié)構(gòu)特點(diǎn)劃分，100 型屬于扁銷鉤緩裝置，主要應(yīng)用于HXD1，SS4和SS4G 型重載電力機(jī)車，它通過(guò)鉤尾與前從板之間圓弧面的接觸摩擦作用提供車鉤受壓穩(wěn)定能力；101 型和102 型都屬于圓銷鉤緩裝置，它們通過(guò)鉤尾兩側(cè)鉤肩結(jié)構(gòu)與前從板位置支承塊相接觸獲得車鉤水平偏轉(zhuǎn)回復(fù)力矩，101 型車鉤與法維萊緩沖器配合主要應(yīng)用于大秦線HXD2 型電力機(jī)車，102 型鉤緩裝置主要用于HXN3 和HXN5 系列內(nèi)燃機(jī)車、技術(shù)提升HXD2 型電力機(jī)車以及FXD1B 和FXD2B 型電力機(jī)車。針對(duì)扁銷鉤緩裝置的受壓穩(wěn)定性問(wèn)題已開(kāi)展大量研究［3-4，6-7，13-16］，例如吳慶［13］和郭力榮等［15］建立了考慮緩沖器非線性遲滯特性、鉤尾摩擦面作用、鉤尾止擋特性的鉤緩裝置動(dòng)力學(xué)模型；張志超等［6-7，16］采用具有主從關(guān)系的“曲面-曲面”摩擦單元建立能夠反映車鉤動(dòng)態(tài)特性的鉤緩裝置模型，分析了機(jī)車與車鉤關(guān)鍵參數(shù)對(duì)其壓鉤穩(wěn)定性的影響。對(duì)于圓銷鉤緩裝置，羅世輝等［3］最早建立了考慮車鉤轉(zhuǎn)角和鉤肩特性的圓銷車鉤動(dòng)力學(xué)模型，分析了機(jī)車制動(dòng)工況下輪軸橫向力過(guò)大問(wèn)題；中國(guó)鐵道科學(xué)研究院通過(guò)重載列車綜合試驗(yàn)［5，17-18］研究了101 型鉤緩裝置的動(dòng)態(tài)特性和HXD2 型機(jī)車的運(yùn)行安全性，提出并驗(yàn)證101 型車鉤最大自由轉(zhuǎn)角在2.0°～3.5°的技術(shù)方案；黃成榮等［19-20］分析了100 型、101 型和102 型車鉤的結(jié)構(gòu)及其對(duì)列車縱向力傳遞與分解的影響，并系統(tǒng)研究了102 型鉤緩系統(tǒng)對(duì)中控制功能的作用機(jī)理；曲天威等［21］采用理論分析與動(dòng)態(tài)仿真相結(jié)合的方法研究了曲線與直線工況下102 型車鉤自由轉(zhuǎn)角與機(jī)車結(jié)構(gòu)參數(shù)的關(guān)系；張江田等［22］分析了102 型鉤緩裝置在壓縮荷載作用下的橫向穩(wěn)定性機(jī)理及其與機(jī)車懸掛的匹配規(guī)律。上述研究涵蓋了扁銷和圓銷鉤緩裝置的動(dòng)力學(xué)模擬方法、作用機(jī)理、受壓穩(wěn)定性及其對(duì)機(jī)車動(dòng)力學(xué)性能的影響，其中對(duì)扁銷鉤緩裝置的研究更為全面和深入。

前期研究發(fā)現(xiàn)，扁銷鉤緩裝置在一般水平縱向壓鉤力作用下依靠鉤尾圓弧面接觸摩擦作用能夠?qū)④囥^偏轉(zhuǎn)角控制在較小范圍，但當(dāng)遭遇極端縱向壓鉤力時(shí)，由于缺少機(jī)械性的防失穩(wěn)機(jī)構(gòu)，容易因鉤尾摩擦約束作用失效而發(fā)生橫向偏轉(zhuǎn)失穩(wěn)，造成過(guò)大輪軌橫向作用和安全事故。為了不斷探索與研究真正適應(yīng)于我國(guó)重載鐵路運(yùn)輸?shù)臋C(jī)車鉤緩裝置，國(guó)鐵集團(tuán)組織中國(guó)鐵道科學(xué)研究院、相關(guān)鐵路局和主機(jī)企業(yè)，陸續(xù)開(kāi)展了102 型鉤緩裝置受壓穩(wěn)定性及其與機(jī)車懸掛參數(shù)匹配關(guān)系等研究工作，在中車大同公司試車線進(jìn)行了技術(shù)提升HXD2 型機(jī)車102 型鉤緩裝置的受壓穩(wěn)定性試驗(yàn)［23］，在唐包線分別開(kāi)展了技術(shù)提升HXD2 型機(jī)車和HXD3A 型機(jī)車雙機(jī)重聯(lián)牽引單元萬(wàn)噸列車重載適應(yīng)性試驗(yàn)［24-26］，研究評(píng)估了2 種型號(hào)機(jī)車雙機(jī)重聯(lián)牽引單元萬(wàn)噸列車運(yùn)用的適應(yīng)性和102型鉤緩裝置的動(dòng)力學(xué)性能。

本文在這些研究基礎(chǔ)上采用試驗(yàn)與仿真相結(jié)合的方法，系統(tǒng)研究102 型鉤緩裝置的重載適應(yīng)性問(wèn)題。一方面，通過(guò)試驗(yàn)數(shù)據(jù)綜合分析研究重載機(jī)車及其102 型鉤緩裝置在雙機(jī)重聯(lián)運(yùn)用環(huán)境的重載適應(yīng)性和結(jié)構(gòu)參數(shù)影響規(guī)律；另一方面，基于試驗(yàn)數(shù)據(jù)建立準(zhǔn)確可靠的重載機(jī)車及其102 型鉤緩裝置動(dòng)力學(xué)計(jì)算分析模型，分析102 型鉤緩裝置與機(jī)車懸掛參數(shù)匹配關(guān)系，研究其在組合編組運(yùn)用環(huán)境下的重載適應(yīng)性，為我國(guó)重載鐵路安全、平穩(wěn)、高效運(yùn)輸提供技術(shù)支撐。

1 102型鉤緩裝置結(jié)構(gòu)特點(diǎn)

102 型鉤緩裝置包括鉤頭、車鉤、鉤尾框、鉤尾圓銷、對(duì)中復(fù)原裝置（鉤肩+支承塊）、前從板、橡膠緩沖器等，其結(jié)構(gòu)如圖1 所示。在縱向壓鉤力作用下，車鉤繞其鉤尾圓銷可在一定范圍內(nèi)自由水平偏轉(zhuǎn)，當(dāng)車鉤偏轉(zhuǎn)至鉤尾單側(cè)鉤肩與支承塊接觸時(shí)，鉤肩支承力會(huì)促使前從板偏壓緩沖器，產(chǎn)生阻止車鉤進(jìn)一步偏轉(zhuǎn)的阻力矩，具有機(jī)械止擋的特性，當(dāng)車鉤偏轉(zhuǎn)角達(dá)到最大受壓自由轉(zhuǎn)角后很難繼續(xù)增大。

圖1 102型鉤緩裝置結(jié)構(gòu)圖

根據(jù)102 型車鉤的結(jié)構(gòu)，其自由轉(zhuǎn)角取決于鉤肩與支承塊之間的間隙，而該間隙在拉鉤力和壓鉤力作用下存在明顯變化，從而使車鉤在拉鉤力和壓鉤力作用下具有不同的最大自由轉(zhuǎn)角。

102 型鉤緩裝置受壓和受拉狀態(tài)下的結(jié)構(gòu)位置關(guān)系原理圖如圖2 所示。圖中：d1為鉤尾鉤肩與復(fù)原塊間的設(shè)計(jì)間隙；d2為緩沖器裝車時(shí)在預(yù)壓力作用下產(chǎn)生的預(yù)壓縮量。當(dāng)車鉤承受縱向壓力時(shí)，車鉤通過(guò)鉤尾銷推動(dòng)鉤尾框向車體內(nèi)移動(dòng)，緩沖器預(yù)壓縮量存在于緩沖器后面，鉤肩與支承塊間隙仍然為d1；而當(dāng)車鉤承受縱向拉力時(shí)，車鉤通過(guò)鉤尾銷拉動(dòng)鉤尾框向車體外移動(dòng)，緩沖器預(yù)壓縮量會(huì)移至緩沖器前面，鉤肩與復(fù)原塊間隙增大為d1+d2，從而使車鉤最大自由轉(zhuǎn)角增大。由此可知，102 型車鉤受拉狀態(tài)下的最大自由轉(zhuǎn)角大于受壓狀態(tài)下的最大自由轉(zhuǎn)角，其變化量取決于緩沖器裝車的預(yù)壓縮量。

圖2 102型鉤緩裝置在不同受力狀態(tài)下的結(jié)構(gòu)位置關(guān)系原理圖

為區(qū)分起見(jiàn)，將102 型車鉤正常受拉狀態(tài)下的最大自由轉(zhuǎn)角稱為最大自由轉(zhuǎn)角，受壓狀態(tài)下的最大自由轉(zhuǎn)角稱為受壓最大自由轉(zhuǎn)角。

102 型車鉤最大自由轉(zhuǎn)角與受壓最大自由轉(zhuǎn)角存在的差異，也得到了唐包線雙機(jī)重聯(lián)牽引單元萬(wàn)噸列車試驗(yàn)相關(guān)測(cè)試數(shù)據(jù)的驗(yàn)證［24-26］，具體如下。

唐包線正線運(yùn)行試驗(yàn)前，對(duì)技術(shù)提升HXD2 型機(jī)車和HXD3A 型機(jī)車的102 型鉤緩裝置均進(jìn)行了車鉤最大自由轉(zhuǎn)角的測(cè)量。具體測(cè)量方法：車鉤上布置位移傳感器，人工將車鉤推至一側(cè)最大自由轉(zhuǎn)角位置，然后再將其推至另一側(cè)最大轉(zhuǎn)角位置，期間分別測(cè)量?jī)蓚?cè)位置時(shí)車鉤橫向位移量，計(jì)算車鉤自由偏轉(zhuǎn)角。在人工橫向推動(dòng)車鉤時(shí)，鉤尾框在車鉤慣性帶動(dòng)下被向外移動(dòng)，使緩沖器預(yù)壓縮量移到緩沖器前面，此時(shí)測(cè)量的最大自由轉(zhuǎn)角可視為車鉤最大自由轉(zhuǎn)角。

唐包線正線運(yùn)行試驗(yàn)期間，在12 號(hào)道岔側(cè)向通過(guò)工況中車鉤由于機(jī)車電制動(dòng)力作用均處于受壓狀態(tài)，且受道岔導(dǎo)曲線影響均已偏轉(zhuǎn)至鉤肩發(fā)揮作用的位置，此時(shí)測(cè)量的車鉤最大偏轉(zhuǎn)角接近但略大于受壓最大自由轉(zhuǎn)角。

2 種型號(hào)機(jī)車試驗(yàn)前6 次實(shí)測(cè)車鉤最大自由轉(zhuǎn)角平均值和正線運(yùn)行試驗(yàn)側(cè)向通過(guò)12 號(hào)道岔時(shí)實(shí)測(cè)車鉤最大偏轉(zhuǎn)角的測(cè)量結(jié)果見(jiàn)表1。由表1 可以看出：2 種型號(hào)機(jī)車側(cè)向通過(guò)道岔時(shí)車鉤的最大偏轉(zhuǎn)角均小于最大自由轉(zhuǎn)角，驗(yàn)證了車鉤受壓最大自由轉(zhuǎn)角小于最大自由轉(zhuǎn)角，與結(jié)構(gòu)分析所得結(jié)論一致。

表1 2種型號(hào)機(jī)車102型車鉤偏轉(zhuǎn)角實(shí)測(cè)結(jié)果對(duì)比

2 雙機(jī)重聯(lián)運(yùn)用環(huán)境下重載適應(yīng)性實(shí)車試驗(yàn)

為了評(píng)估裝用102 型鉤緩裝置重載機(jī)車雙機(jī)重聯(lián)牽引單元萬(wàn)噸列車的適應(yīng)性問(wèn)題，國(guó)鐵集團(tuán)組織中國(guó)鐵道科學(xué)研究院等相關(guān)單位在唐包線共同開(kāi)展了多次雙機(jī)重聯(lián)牽引單元萬(wàn)噸列車重載適應(yīng)性試驗(yàn)［24-26］。通過(guò)試驗(yàn)數(shù)據(jù)深入挖掘和對(duì)比分析，明確車鉤最大自由轉(zhuǎn)角、機(jī)車懸掛參數(shù)等對(duì)機(jī)車運(yùn)行安全性和102 型鉤緩裝置動(dòng)態(tài)響應(yīng)的影響規(guī)律，研究102 型鉤緩裝置在機(jī)車電制側(cè)向通過(guò)12 號(hào)道岔的動(dòng)態(tài)運(yùn)動(dòng)特性，評(píng)估其重載適應(yīng)性。

2.1 試驗(yàn)概述

試驗(yàn)區(qū)間為唐包線十八臺(tái)—曹妃甸西，線路總長(zhǎng)約740 km，最小曲線半徑R600 m，最大下坡坡度12‰，最大上坡坡度6‰。試驗(yàn)工況包括3 個(gè)長(zhǎng)大下坡區(qū)間最大電制力試驗(yàn)和西土城站、興和西站、友誼水庫(kù)、張家口站的道岔側(cè)向通過(guò)試驗(yàn)等。

被試的技術(shù)提升HXD2 型機(jī)車和HXD3A 型機(jī)車均裝用102 型鉤緩裝置，其車鉤最大自由轉(zhuǎn)角≤8°。期間，還對(duì)技術(shù)提升HXD2 型機(jī)車車鉤最大自由轉(zhuǎn)角控制在2.0°～3.5°的工況（簡(jiǎn)稱小車鉤角工況）進(jìn)行了試驗(yàn)。

雙機(jī)牽引單元萬(wàn)噸列車試驗(yàn)編組示意圖如圖3所示，為本務(wù)機(jī)車+被試重聯(lián)機(jī)車+105 輛貨車（C80型重車，共10 500 t）+試驗(yàn)車。

圖3 技術(shù)提升HXD2型機(jī)車雙機(jī)重聯(lián)牽引單元萬(wàn)噸列車編組示意圖

被試重聯(lián)機(jī)車運(yùn)行安全性試驗(yàn)測(cè)試內(nèi)容及測(cè)點(diǎn)布置詳見(jiàn)表2，測(cè)力輪對(duì)與測(cè)力車鉤及其相關(guān)測(cè)點(diǎn)如圖4所示。

表2 被試重聯(lián)機(jī)車測(cè)試內(nèi)容及測(cè)點(diǎn)布置表

2.2 重載安全性與適應(yīng)性評(píng)價(jià)

2 種型號(hào)機(jī)車（包括小車鉤角工況）在最大電制100%區(qū)間運(yùn)行、最大電制80%側(cè)向通過(guò)12 號(hào)道岔工況下的運(yùn)行安全性指標(biāo)最大值見(jiàn)表3。從表3 可以看出：2 種型號(hào)機(jī)車采用雙機(jī)重聯(lián)牽引單元萬(wàn)噸列車在唐包線上運(yùn)行時(shí)，各項(xiàng)運(yùn)行安全性指標(biāo)試驗(yàn)結(jié)果符合安全限度值要求［24-27］，102 型鉤緩裝置工作狀態(tài)正常。

表3 被試機(jī)車運(yùn)行安全性指標(biāo)最大值匯總

重載機(jī)車電制時(shí)側(cè)向通過(guò)12 號(hào)道岔安全風(fēng)險(xiǎn)相對(duì)較大。通過(guò)道岔導(dǎo)曲線的動(dòng)態(tài)過(guò)程中會(huì)產(chǎn)生較大的車鉤偏轉(zhuǎn)角和復(fù)雜的輪軌橫向作用，如果再疊加電制力引起的較大車鉤橫向分力，勢(shì)必進(jìn)一步惡化輪軌關(guān)系，可能引發(fā)安全問(wèn)題，需要重點(diǎn)關(guān)注。

通過(guò)對(duì)比分析技術(shù)提升HXD2 型機(jī)車（裝用102 型鉤緩裝置）和深度國(guó)產(chǎn)化HXD2 型機(jī)車（裝用100 型鉤緩裝置）［28］電制時(shí)側(cè)向通過(guò)12 號(hào)道岔的試驗(yàn)數(shù)據(jù)，可以研究102 型鉤緩裝置的道岔側(cè)向通過(guò)能力。技術(shù)提升和深度國(guó)產(chǎn)化HXD2 型機(jī)車以不同電制級(jí)位側(cè)向通過(guò)12 號(hào)道岔的輪軸橫向力散點(diǎn)圖及相應(yīng)趨勢(shì)線如圖5所示。

圖5 2 種型號(hào)機(jī)車輪軸橫向力隨電制級(jí)位變化散點(diǎn)及趨勢(shì)線（側(cè)向通過(guò)12號(hào)道岔）

由圖5 可以看出：由于試驗(yàn)時(shí)輪軌作用力會(huì)受到軌面狀態(tài)、道岔結(jié)構(gòu)差異、司機(jī)操縱、過(guò)岔速度等眾多因素影響，其運(yùn)行安全性指標(biāo)存在較大的離散性；但通過(guò)對(duì)散點(diǎn)數(shù)據(jù)進(jìn)行線性化，可以看出裝用100 型鉤緩裝置機(jī)車的輪軸橫向力隨著電制級(jí)位的增大呈明顯增大趨勢(shì)，而裝用102 型鉤緩裝置機(jī)車的輪軸橫向力隨著電制級(jí)位的增大基本保持不變。

尤其是2 次試驗(yàn)中在興和西站出站道岔時(shí)的電制力均已達(dá)到70%，100 型車鉤偏轉(zhuǎn)角最大值7.2°、機(jī)車輪軸橫向力最大值91.1 kN，已接近限度值，而102 型車鉤偏轉(zhuǎn)角最大值4.6°、輪軸橫向力最大值61.9 kN，表明裝用102 型鉤緩裝置的技術(shù)提升HXD2 型機(jī)車在電制工況側(cè)向通過(guò)道岔時(shí)具有更多的安全裕量。

分別裝用102 型和100 型鉤緩裝置的技術(shù)提升和深度國(guó)產(chǎn)化HXD2型機(jī)車在72%電制力下側(cè)向通過(guò)同一組12 號(hào)道岔的響應(yīng)波形如圖6 所示。由圖6可以看出：102 型車鉤在較大壓鉤力作用下，其偏轉(zhuǎn)角能隨著道岔導(dǎo)曲線方向改變而變化，具有較好的線路跟隨性，機(jī)車輪軸橫向作用力也能夠隨之改變方向，不會(huì)產(chǎn)生異常增大現(xiàn)象；而100 型車鉤在較大壓鉤力作用下，因鉤尾接觸摩擦作用，其偏轉(zhuǎn)角未能隨著道岔導(dǎo)曲線方向變化而改變偏轉(zhuǎn)方向，會(huì)始終朝1個(gè)方向偏轉(zhuǎn)，導(dǎo)致在進(jìn)入反向?qū)€時(shí)出現(xiàn)較大輪軸橫向力。由此可見(jiàn)，102 型車鉤具有較好的隨曲線方向變化的跟隨性，有利于其電制工況側(cè)向通過(guò)道岔的運(yùn)行安全性。

圖6 裝用不同鉤緩裝置的2種型號(hào)機(jī)車側(cè)向通過(guò)12號(hào)道岔動(dòng)力學(xué)響應(yīng)波形

綜上分析可知，裝用102 型鉤緩裝置的重載機(jī)車滿足在唐包線上雙機(jī)重聯(lián)牽引單元萬(wàn)噸列車的運(yùn)行安全性要求，并且在列車電制側(cè)向通過(guò)道岔時(shí)具有良好的線路曲線方向跟隨性，相較于100 型鉤緩裝置具有更大的安全裕量，表明102 型鉤緩裝置具有較好的雙機(jī)重聯(lián)編組模式重載適應(yīng)性。

2.3 車鉤最大自由轉(zhuǎn)角影響

通過(guò)對(duì)比分析技術(shù)提升HXD2 型機(jī)車（車鉤最大自由轉(zhuǎn)角≤8°）及其小車鉤角工況（車鉤最大自由轉(zhuǎn)角為2°～3.5°）在唐包線上雙機(jī)重聯(lián)牽引單元萬(wàn)噸列車的試驗(yàn)數(shù)據(jù)，研究車鉤最大自由轉(zhuǎn)角對(duì)機(jī)車動(dòng)力學(xué)性能影響規(guī)律。2 臺(tái)機(jī)車區(qū)間運(yùn)行工況下車鉤偏轉(zhuǎn)角、脫軌系數(shù)、8 軸機(jī)車A 節(jié)與B 節(jié)車體間橫向相對(duì)位移（簡(jiǎn)稱車間橫向相對(duì)位移）隨里程分布的散點(diǎn)圖如圖7所示。

圖7 裝用不同最大自由轉(zhuǎn)角車鉤機(jī)車動(dòng)力學(xué)響應(yīng)隨里程分布散點(diǎn)

由圖7 可以看出：在最大電制100%區(qū)間運(yùn)行工況下，技術(shù)提升HXD2 型機(jī)車車鉤偏轉(zhuǎn)角除個(gè)別點(diǎn)外基本低于3°，其小車鉤角工況的車鉤偏轉(zhuǎn)角除個(gè)別點(diǎn)外基本低于2°，2 種情況下102 型車鉤均未偏轉(zhuǎn)至鉤肩發(fā)揮作用，機(jī)車運(yùn)行安全性未受到明顯影響，運(yùn)行安全性指標(biāo)未見(jiàn)顯著差異，脫軌系數(shù)均在直向通過(guò)道岔、較小半徑曲線等工況時(shí)有所增大；但從機(jī)車動(dòng)態(tài)響應(yīng)來(lái)看，技術(shù)提升HXD2 型機(jī)車的車間橫向相對(duì)位移和二系橫向位移分別為84和21 mm，其小車鉤角工況下分別為25 和18 mm，車鉤最大自由轉(zhuǎn)角較大時(shí)車間橫向相對(duì)位移和二系橫向位移明顯增大。由此可見(jiàn)，在所對(duì)比的車鉤最大自由轉(zhuǎn)角范圍內(nèi)，102 型車鉤鉤肩止擋均未發(fā)揮作用，對(duì)機(jī)車運(yùn)行安全性影響較小，但對(duì)機(jī)車動(dòng)態(tài)響應(yīng)產(chǎn)生一定影響，隨車鉤最大自由轉(zhuǎn)角增大，車間橫向相對(duì)位移明顯增大。

2.4 機(jī)車二系懸掛橫向剛度影響

通過(guò)對(duì)比分析技術(shù)提升HXD2 型機(jī)車（二系懸掛采用橡膠堆，單個(gè)橫向剛度0.5 MN·m-1）和HXD3A 型機(jī)車（二系懸掛采用高圓簧，單個(gè)橫向剛度0.242 MN·m-1）在唐包線上雙機(jī)重聯(lián)牽引單元萬(wàn)噸列車試驗(yàn)數(shù)據(jù)，研究機(jī)車二系懸掛橫向剛度對(duì)機(jī)車動(dòng)力學(xué)性能影響規(guī)律。區(qū)間運(yùn)行工況下2種型號(hào)機(jī)車車鉤偏轉(zhuǎn)角、脫軌系數(shù)、車間橫向相對(duì)位移隨里程分布的散點(diǎn)圖如圖8所示。

圖8 不同二系懸掛橫向剛度下2 種型號(hào)機(jī)車動(dòng)力學(xué)響應(yīng)隨里程分布散點(diǎn)

由圖8 可以看出：在區(qū)間最大電制100%工況下，技術(shù)提升HXD2 型機(jī)車能夠保持相對(duì)穩(wěn)定狀態(tài)，車鉤偏轉(zhuǎn)角最大值3.5°，未出現(xiàn)偏轉(zhuǎn)至鉤肩發(fā)揮作用的情況，而HXD3A 型機(jī)車在電制未達(dá)到100%滿級(jí)時(shí)便會(huì)出現(xiàn)明顯增大的車鉤偏轉(zhuǎn)角，其最大值達(dá)到6°，車鉤鉤尾鉤肩與支承塊相抵。可見(jiàn)，HXD3A 型機(jī)車二系懸掛橫向剛度相對(duì)較小，在同樣水平縱向壓鉤力作用下機(jī)車更容易發(fā)生車鉤偏轉(zhuǎn)。但由于雙機(jī)重聯(lián)模式機(jī)車所有縱向壓鉤力大都在1 000 kN 以內(nèi)，且HXD3A 型機(jī)車相對(duì)較小的二系懸掛橫向剛度能減弱輪軌橫向約束作用，因此2 種型號(hào)機(jī)車的各項(xiàng)運(yùn)行安全性指標(biāo)未見(jiàn)明顯差異，并且HXD3A 型機(jī)車在直向通過(guò)道岔、較小半徑曲線等條件下脫軌系數(shù)和輪軸橫向力還會(huì)略有減小。對(duì)于機(jī)車動(dòng)態(tài)響應(yīng)，由于HXD3A 型機(jī)車車鉤發(fā)生了明顯的橫向偏轉(zhuǎn)，因此其車鉤偏轉(zhuǎn)角、車間橫向相對(duì)位移、二系橫向位移均明顯大于技術(shù)提升HXD2 型機(jī)車，其中車間橫向相對(duì)位移最大值達(dá)到135 mm，存在明顯的車間錯(cuò)位，二系橫向位移最大值達(dá)到48 mm，大于二系橫向止擋自由間隙（40 mm），二系橫向止擋發(fā)生接觸。

試驗(yàn)結(jié)果表明，機(jī)車二系懸掛橫向剛度對(duì)鉤緩裝置穩(wěn)定性和機(jī)車動(dòng)力學(xué)性能具有一定影響，增大二系懸掛橫向剛度可有效提高102 型鉤緩裝置受壓穩(wěn)定性，使車鉤保持對(duì)中穩(wěn)定狀態(tài)，減小機(jī)車車間錯(cuò)位、二系橫向位移等動(dòng)態(tài)響應(yīng)。

3 組合編組運(yùn)用環(huán)境下重載適應(yīng)性仿真計(jì)算

采用多體動(dòng)力學(xué)分析方法建立重載機(jī)車102 型鉤緩裝置受壓穩(wěn)定性分析模型，通過(guò)試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)模型進(jìn)行驗(yàn)證后，計(jì)算分析車鉤最大自由轉(zhuǎn)角、機(jī)車二系懸掛參數(shù)等對(duì)2 萬(wàn)t 組合編組列車中部從控機(jī)車運(yùn)行安全性和車鉤受壓動(dòng)態(tài)性能的影響規(guī)律，探討其在組合編組運(yùn)用環(huán)境下的安全性和適應(yīng)性。

3.1 動(dòng)力學(xué)模型建立與驗(yàn)證

針對(duì)102 型車鉤鉤肩止擋特性以及由此引起的緩沖器偏壓特性，建立模擬其實(shí)際運(yùn)用狀態(tài)的102型鉤緩裝置子模型，如圖9所示。子模型中將連掛車鉤簡(jiǎn)化為直桿，忽略它們鉤頭間的相對(duì)水平轉(zhuǎn)動(dòng)，車鉤相對(duì)前從板僅具有1 個(gè)水平偏轉(zhuǎn)自由度；前從板通過(guò)緩沖器連接于車體，相對(duì)于車體具有縱向和水平轉(zhuǎn)動(dòng)自由度；為了考慮緩沖器在鉤肩止擋作用下的偏壓特性，采用加權(quán)離散方法［29］將橡膠緩沖器離散為具有相同遲滯特性的等距離排列的阻抗力元，同時(shí)引入剪切剛度用于考慮離散力元之間的剪切效應(yīng)；鉤尾鉤肩位置通過(guò)止擋力元模擬鉤肩的接觸支承作用。

圖9 102型鉤緩裝置動(dòng)力學(xué)子模型

根據(jù)緩沖器的非線性遲滯特性，也即其加載特性曲線與卸載特性曲線存在明顯不同，建立緩沖器數(shù)學(xué)模型［6，16］為

式中：x為緩沖器行程；F（x）為緩沖器輸出阻抗力；Fu(x)和Fl(x)分別為緩沖器以其行程為變量的加載力和卸載力函數(shù)；Δv為緩沖器速度變化量；ve為臨界切換速率。

式（1）中，引入臨界切換速率ve，可以避免緩沖器在加載和卸載之間轉(zhuǎn)換時(shí)其阻抗力發(fā)生跳躍。

緩沖器阻抗力函數(shù)由n個(gè)相同的離散阻抗力元模擬，離散阻抗力元越多，計(jì)算準(zhǔn)確性越高，但也會(huì)帶來(lái)明顯增大的計(jì)算量。綜合考慮計(jì)算精度和計(jì)算效率，可以確定采用7 個(gè)離散阻抗力元進(jìn)行離散模擬為宜，每1個(gè)離散力元的阻抗力函數(shù)f(x)為

緩沖器橡膠材料分子之間的摩擦碰撞會(huì)起到耗散能量和衰減振動(dòng)的作用，并且每個(gè)離散部分的運(yùn)動(dòng)也會(huì)受到相鄰離散部分的牽制，因此緩沖器各離散部分之間存在明顯的剪切效應(yīng)，對(duì)緩沖器整體的偏壓剛度會(huì)有一定影響。引入緩沖器附加偏轉(zhuǎn)剛度，綜合考慮剪切效應(yīng)對(duì)其整體偏壓剛度的影響，附加偏轉(zhuǎn)剛度通過(guò)計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)比確定為kq=3×106N ? m-1。

車鉤鉤肩與支承塊存在的最大間隙Dgj決定了車鉤最大自由轉(zhuǎn)角的大小，鉤肩接觸作用力Fgj為鉤肩與支承塊動(dòng)態(tài)間隙dgj的函數(shù)，為

在建立102 型鉤緩裝置動(dòng)力學(xué)子模型后，分別建立如圖10（a）所示的雙機(jī)重聯(lián)位機(jī)車的列車動(dòng)力學(xué)模型和圖10（b）所示的中部從控位機(jī)車的列車動(dòng)力學(xué)模型，用于模擬分析機(jī)車位于雙機(jī)重聯(lián)編組重聯(lián)位置和組合編組中部從控位置的運(yùn)用工況。各節(jié)機(jī)車之間采用102型鉤緩裝置連掛模型，機(jī)車與C80型貨車之間采用102 型車鉤和17 型車鉤連掛模型。雙機(jī)重聯(lián)位機(jī)車的列車動(dòng)力學(xué)模型中將所牽引貨物列車簡(jiǎn)化為僅具有1個(gè)縱向自由度的虛擬貨列。

圖10 不同編組位機(jī)車的列車動(dòng)力學(xué)模型

根據(jù)機(jī)車在不同位置的縱向力傳遞方式，確定模型中縱向力的作用方式。雙機(jī)重聯(lián)位機(jī)車動(dòng)力學(xué)模型中，通過(guò)在機(jī)車車軸施加基于電制力換算的扭矩模擬機(jī)車所受縱向力。機(jī)車滿級(jí)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 kN·m 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(jí)位的電制動(dòng)力輸入曲線通過(guò)該滿級(jí)電制輸入曲線乘以對(duì)應(yīng)級(jí)位百分比的方式得到。中部從控位動(dòng)力學(xué)模型中，直接在列車兩端貨車車鉤位置施加實(shí)測(cè)的重載組合列車中部機(jī)車縱向車鉤力F。2 個(gè)模型中均施加實(shí)測(cè)得到的重載線路軌道幾何不平順。

選取技術(shù)提升HXD2 型機(jī)車，采用雙機(jī)重聯(lián)位動(dòng)力學(xué)模型仿真分析其通過(guò)12 號(hào)道岔和S 形曲線（半徑與12 號(hào)道岔一致）的動(dòng)力學(xué)性能，并與唐包線通過(guò)12 號(hào)道岔的同工況試驗(yàn)實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比，其車鉤偏轉(zhuǎn)角與脫軌系數(shù)對(duì)比情況如圖11 所示。由圖11 可以看出：計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)數(shù)據(jù)具有一致的變化趨勢(shì)，車鉤偏轉(zhuǎn)角最大值都在3.0°以內(nèi)，脫軌系數(shù)最大值未見(jiàn)明顯差異，該模型能較好地模擬雙機(jī)牽引萬(wàn)噸列車時(shí)重聯(lián)機(jī)車及其鉤緩裝置在受壓環(huán)境下的動(dòng)力學(xué)響應(yīng)。

圖11 計(jì)算與試驗(yàn)對(duì)比波形

中部從控位機(jī)車動(dòng)力學(xué)模型目前尚無(wú)試驗(yàn)數(shù)據(jù)可進(jìn)行對(duì)比，但該模型僅將雙機(jī)重聯(lián)位機(jī)車動(dòng)力學(xué)模型中的機(jī)車、貨車和鉤緩裝置子模型進(jìn)行重新編組，結(jié)構(gòu)參數(shù)等并未修改，因此該模型也基本得到驗(yàn)證。

3.2 結(jié)構(gòu)參數(shù)影響

選取技術(shù)提升HXD2 型機(jī)車為對(duì)象，采用雙機(jī)重聯(lián)位機(jī)車動(dòng)力學(xué)模型對(duì)相關(guān)影響規(guī)律進(jìn)行進(jìn)一步的系統(tǒng)分析。車鉤受壓最大自由轉(zhuǎn)角在2°～8°范圍內(nèi)按間隔1°變化取值，機(jī)車二系懸掛橫向剛度分別取0.5，0.3 和0.1 MN·m-1，計(jì)算直線工況下不同二系懸掛橫向剛度時(shí)的系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)響應(yīng)，計(jì)算中機(jī)車施加100%電制力。不同二系懸掛橫向剛度下車鉤偏轉(zhuǎn)角、機(jī)車脫軌系數(shù)和輪軸橫向力最大值隨車鉤受壓最大自由轉(zhuǎn)角的變化曲線如圖12所示。

圖12 機(jī)車動(dòng)力學(xué)響應(yīng)最大值隨車鉤受壓最大自由轉(zhuǎn)角變化曲線

由圖12 可以看出：當(dāng)機(jī)車二系懸掛橫向剛度取0.5 MN·m-1時(shí)，機(jī)車具有足夠的自身橫向穩(wěn)定性，其車鉤在滿級(jí)電制時(shí)未發(fā)生明顯橫向偏轉(zhuǎn)，車鉤偏轉(zhuǎn)角、脫軌系數(shù)、輪軸橫向力等指標(biāo)均隨車鉤受壓最大自由轉(zhuǎn)角的增大保持不變；當(dāng)減小機(jī)車二系橫向剛度后，機(jī)車自身橫向穩(wěn)定性減弱，102型車鉤在壓鉤力作用下會(huì)發(fā)生橫向偏轉(zhuǎn)直至鉤肩與支承塊相抵，這種情況下車鉤的偏轉(zhuǎn)角會(huì)隨受壓最大自由轉(zhuǎn)角的增大而線性增大，脫軌系數(shù)、輪軸橫向力等安全性指標(biāo)也會(huì)相應(yīng)逐漸增大；比較機(jī)車二系懸掛橫向剛度為0.1和0.3 MN· m-1工況，二系懸掛橫向剛度為0.3 MN·m-1工況的運(yùn)行安全性指標(biāo)會(huì)略大于0.1 MN·m-1工況，可見(jiàn)在車鉤偏轉(zhuǎn)至鉤肩發(fā)揮作用的情況下，二系懸掛橫向剛度的增大會(huì)增強(qiáng)來(lái)自輪軌的橫向約束，使安全性指標(biāo)數(shù)值有所增大。

分析機(jī)車二系懸掛橫向剛度為0.1和0.3 MN·m-1的計(jì)算結(jié)果還可以看出，當(dāng)機(jī)車二系懸掛橫向剛度不足并承受過(guò)大縱向壓鉤力而使車鉤發(fā)生橫向偏轉(zhuǎn)時(shí)，車鉤偏轉(zhuǎn)角、運(yùn)行安全性指標(biāo)會(huì)隨著車鉤受壓最大自由轉(zhuǎn)角的增大而明顯增大，因此應(yīng)當(dāng)在滿足現(xiàn)場(chǎng)車鉤連掛需求的前提下合理控制車鉤受壓最大自由轉(zhuǎn)角。

上述計(jì)算分析結(jié)果與唐包線試驗(yàn)結(jié)果趨勢(shì)一致。

3.3 組合編組適應(yīng)性

選取技術(shù)提升HXD2 型機(jī)車采用組合編組位動(dòng)力學(xué)模型對(duì)重載機(jī)車102 型鉤緩裝置在2 萬(wàn)t 組合編組運(yùn)用環(huán)境下的安全性和適應(yīng)性進(jìn)行分析。

車鉤受壓最大自由轉(zhuǎn)角考慮4°和6°這2 種情況，線路工況分別為直線、R400 m 曲線，列車速度為70 km·h-1，縱向車鉤力以實(shí)測(cè)2 萬(wàn)t 重載組合列車常用全制動(dòng)時(shí)的中部從控機(jī)車車鉤力為基礎(chǔ)，將該實(shí)測(cè)車鉤力乘以不同系數(shù)N，從而得到不同大小的縱向車鉤力如圖13 所示。圖中：橙色曲線為實(shí)測(cè)中部從控機(jī)車車鉤力即1.0 倍車鉤力，為-1 450 kN，負(fù)值表示壓鉤力。

圖13 不同實(shí)測(cè)車鉤力系數(shù)下的縱向車鉤力曲線

直線和R400 m 曲線上車鉤偏轉(zhuǎn)角、機(jī)車脫軌系數(shù)和輪軸橫向力最大值隨縱向壓鉤力的變化曲線分別如圖14 所示。由圖14 可以看出：在縱向壓鉤力較小時(shí)，車鉤能夠保持穩(wěn)定狀態(tài)，其偏轉(zhuǎn)角基本上保持在1°以內(nèi)，此時(shí)脫軌系數(shù)和輪軸橫向力也都保持不變，且處于較低水平；隨著縱向壓鉤力的增大，在直線工況縱向壓鉤力1 400 kN、R400 m 曲線工況縱向壓鉤力1 100 kN 時(shí)，車鉤會(huì)出現(xiàn)偏轉(zhuǎn)直至鉤肩發(fā)揮作用，此時(shí)脫軌系數(shù)和輪軸橫向力也會(huì)隨之明顯增大，尤其是受壓最大自由轉(zhuǎn)角為6°的情況；此后隨著縱向壓鉤力進(jìn)一步增大，車鉤偏轉(zhuǎn)角在鉤肩止擋作用下基本保持不變，而運(yùn)行安全性指標(biāo)會(huì)隨著縱向壓鉤力的增大繼續(xù)增大。對(duì)于直線線路車鉤受壓最大自由轉(zhuǎn)角4°和6°的情況，在2 000 kN 壓鉤力作用下，機(jī)車脫軌系數(shù)最大值0.46，輪軸橫向力最大值94.1 kN，均在安全限度值以內(nèi)；而曲線線路上，在1 740 kN 壓鉤力作用下，車鉤受壓最大自由轉(zhuǎn)角為4°時(shí)機(jī)車安全性指標(biāo)均在限度值以內(nèi)，車鉤受壓最大自由轉(zhuǎn)角為6°時(shí)輪軸橫向力最大值99.2 kN，已經(jīng)超出安全限度值。

圖14 不同線路工況下機(jī)車動(dòng)力學(xué)響應(yīng)最大值隨縱向車鉤力變化曲線

進(jìn)一步分析可見(jiàn)，縱向壓鉤力是引起機(jī)車及其鉤緩裝置受壓失穩(wěn)的根源，車鉤偏轉(zhuǎn)角和機(jī)車運(yùn)行安全性指標(biāo)隨縱向壓鉤力的增大而增大，且曲線工況下機(jī)車所能承受的縱向壓鉤力要明顯小于直線工況，通過(guò)優(yōu)化操縱控制小半徑曲線上中部從控機(jī)車的縱向壓鉤力尤為重要。當(dāng)縱向壓鉤力較大時(shí)，車鉤偏轉(zhuǎn)角和機(jī)車運(yùn)行安全性指標(biāo)在車鉤受壓最大自由轉(zhuǎn)角6°的計(jì)算結(jié)果明顯高于4°的計(jì)算結(jié)果，為保證2 萬(wàn)t 組合編組運(yùn)用環(huán)境下的安全性，需要在滿足現(xiàn)場(chǎng)車鉤連掛需求的前提下合理控制車鉤受壓最大自由轉(zhuǎn)角。

4 結(jié)論

（1）重載機(jī)車102 型車鉤受拉狀態(tài)下最大自由轉(zhuǎn)角大于受壓狀態(tài)下，其變化量取決于緩沖器裝車的預(yù)壓縮量。

（2）102 型鉤緩裝置具有較好的雙機(jī)重聯(lián)編組模式重載適應(yīng)性，并且102 型鉤緩裝置在列車電制側(cè)向通過(guò)道岔時(shí)具有良好的線路曲線方向跟隨性，相較于100型鉤緩裝置具有更大安全裕量。

（3）機(jī)車二系懸掛橫向剛度和102 型車鉤受壓最大自由轉(zhuǎn)角對(duì)機(jī)車運(yùn)行安全性具有明顯影響；增大機(jī)車二系橫向剛度可有效提高機(jī)車自身受壓穩(wěn)定能力，使車鉤在較大縱向壓鉤力作用下保持對(duì)中穩(wěn)定狀態(tài)；在因縱向壓鉤力過(guò)大而使車鉤必然偏轉(zhuǎn)至鉤肩發(fā)揮作用的情況下，減小機(jī)車二系橫向剛度能夠減弱機(jī)車輪軌約束作用，改善機(jī)車運(yùn)行安全性。另外在車鉤必然發(fā)生偏轉(zhuǎn)的情況下，減小車鉤受壓最大自由轉(zhuǎn)角能夠有效提高機(jī)車運(yùn)行安全性。

（4）在滿足現(xiàn)場(chǎng)車鉤連掛需求的前提下合理控制車鉤受壓最大自由轉(zhuǎn)角，102 型鉤緩裝置可滿足雙機(jī)組合牽引2萬(wàn)t列車的重載適應(yīng)性。