適應30 t軸重的車輛減速器關鍵技術研究

李秀杰

重載鐵路因其運能大、效率高、運輸成本低而受到世界各國鐵路運輸界的廣泛重視，目前世界上大量開行的重載貨物列車軸重在28～36 t。我國通用貨車的軸重從 21 t 逐步發展到 23 t［1］，2013 年開啟27 t 軸重貨車的系列試驗；2014 年，30 t 軸重貨車正式進入我國貨運發展舞臺［2-3］。雖然目前30 t軸重的貨車只在專用線上運行，不經過駝峰場，但相關設備的技術儲備研究必須提前進行。駝峰車輛減速器（以下簡稱“減速器”）作為駝峰調車場的重要調速設備，需不斷適應貨車軸重的變化需求，本文研究的即是在重載化大背景下的技術儲備。

軸重提高會給重力式減速器帶來一系列問題，如：制動和緩解功能可靠性下降、基礎破損、制動鉗等關鍵受力部件疲勞失效、輕車跳動加劇等。在解決這些問題的基礎上，完成適應30 t軸重、基本軌為60 kg/m的目的位減速器設計，意義重大。

根據現場調研和既有產品的運用情況，重載化對減速器的總體要求為：功能可靠、運用穩定、少維修、壽命長等。設計中的關鍵技術有以下幾個方面。

1 傳動系統可靠性

減速器制動、緩解功能的可靠實現，關鍵在動力輸出和傳動系統的參數設計上。重力式減速器的工作原理是將氣動或液壓的壓力能轉化為機械動能，經過傳動系統的傳遞，使減速器制動部件在標準規定的時間內，實現制動和緩解功能［4］。重力式減速器的動力輸出是間接控制力，氣缸推力約為1.8 t，與制動軌直接施加在23 t軸重重車車輪上的正壓力約13 t相比（具體值取決于減速器參數和車重），低一個數量級。

減速器可靠進行制動鎖閉和緩解解鎖動作，需要滿足以下條件［5］。

式中：Q軸為車輛軸重，按30 t 軸重計算時，取值3.0E+05（N）；η軸為鉸軸摩擦力影響系數，取值0.9；η缸max為氣缸效率-制動，取值0.8；η缸min為氣缸效率-緩解，取值0.75；μ為制動鉗與滾輪間摩擦系數，滑動摩擦時取值0.15；lmax為曲拐偏心最大值，取設計值的公差上限（mm）；lmin為磨耗后的曲拐最小值（mm）。P制min、P緩min分別為制動氣壓最小值及緩解氣壓最小值（MPa）；η滾為滾輪的傳動效率；L為制動力臂（mm）；H為緩解力臂（mm）。

軸重從既有的23 t 增加至30 t，軸重增加30%。滾輪所受正壓力和摩擦阻力同比增加，制動鎖閉和緩解解鎖的可靠性均降低。為解決此問題，可采用以下措施。

1）采用增強型氣缸，缸徑從160 mm 增加到180 mm，受力面積提高27%，輸出力與受力面積成正比，增加約27%。

2）優化傳動系統機構參數，以提高輸出力矩，動力臂長度增加17%，阻力臂長度減小9%。

3）采用新型滾輪結構減小摩擦系數。

經計算，實施1）、2）項措施的T.JK2-C60 型減速器，在23 t軸重時，P制min=0.50 MPa，P緩min=0.42 MPa，均滿足小于0.7 MPa 的要求，氣壓需求低于按23 t 軸重設計的T.JK2-B50 減速器；在30 t 軸重時，P制min=0.66 MPa，P緩min=0.55 MPa，也滿足小于0.7 MPa的要求。

在此基礎上，采用新型滾輪結構，摩擦系數從0.15降低為0.10，傳動效率提高至0.98。經計算，30 t軸重時，P制min=0.69 MPa，P緩min=0.04 MPa，均滿足小于0.7 MPa的要求。為了使制動鎖閉和緩解解鎖壓力均衡，可適當降低曲拐偏心值，則P制min=0.47 MPa，P緩min=0.42 MPa，均滿足小于0.7 MPa的要求。

采取多種措施后，T.JK2-C60 型減速器30 t軸重時的制動鎖閉和緩解解鎖氣壓值均低于T.JK2-B50 減速器在23 t 軸重的氣壓值，因此保證了30 t 重載下的傳動可靠性。具體計算結果見表1。

表1 T.JK2-C60減速器傳動系統計算結果

2 預應力軌道板-鋼臺座技術

減速器軌道板的基礎采用無砟軌道。在此基礎上，設計了預應力軌道板，取代軌枕板的主道床，現場實物見圖1?；A采用預應力軌道板與鋼臺座相結合［6］，具有以下優點。

圖1 預應力軌道板-鋼臺座道床

1） 預應力軌道板抗裂性好，剛度大，結構的耐久性好；節省材料，可減少鋼筋用量和構件尺寸；耐疲勞性能高。

2） 將混凝土基礎表面設計為簡單的平面結構，去除軌枕板的復雜結構，混凝土采用預應力加工工藝，一次澆筑，克服了混凝土抗拉強度是抗壓強度1/16～1/12 的強度不平衡的缺點［7-8］。

3） 將受力復雜、容易受震動拍擊載荷的部位采用全鋼結構，抗壓強度、抗拉強度、受拍擊、抗震動性能大幅提升。

4） 鋼臺座與軌道板的結合面為簡單的大平面［9］，有效分散了車輛傳遞的集中載荷，使受力均勻地分布在混凝土基礎上。鋼結構與預應力軌道板相結合的方案起到了應力分布“削峰填谷”的效果，避免了個別部位受力集中導致局部失效、進而整體失效的問題。

如此設計出的適應30 t軸重的預應力軌道板基礎，經過軌道板橫截面、縱截面的極限承載能力計算，均滿足30 t重載的設計需求。

3 關鍵受力部件強度

制動部件是減速器對車輛制動力的直接施加和承受部分，主要包括制動鉗、鋼軌承座、制動軌等部件，其受力大小與車重成正比［10］。適應30 t 軸重的T.JK2-C60 減速器為了保障提供足夠的制動力，需要強度更大的制動部件。本方案從結構設計、材質選擇和生產工藝等環節著手，利用自主研發的車輛減速器有限元仿真平臺，進行制動鉗、鋼軌承座等關鍵受力部件的結構設計、應力校核和結構優化設計，研制了適應30 t軸重貨車的新型制動鉗（見圖2）等關鍵受力部件。采用更好的鑄鋼材料，提高了材料強度；改進鑄造工藝和熱處理工藝，保證產品的使用性能。

圖2 新型制動鉗

4 浮軌彈簧技術

減速器適應重載的常規做法包括：提高走行軌規格以提高耐磨性，提高設備自重以提高強度。但走行軌剛度提高和設備自重增加，會導致重力式結構的非線性因素加大，造成輕車跳動加劇。軸重提高至30 t，整車重量將達120 t，而既有的自重20 t級的平板空車重量不變，輕車與重車的重量范圍從20～92 t 擴大至20～120 t，范圍加大對減速器制動平穩性提出了更高的要求。重載還會引起走行軌的磨耗加劇，因未來采用60 kg/m 代替50 kg/m 的可能性增大，而相較于50 kg/m 走行軌，60 kg/m 走行軌變形后產生的應力更大，加大了輕車的附加制動力系數。另一方面，適應重載的減速器會采用重型制動鉗、重型鋼軌承座及制動軌，設備自重有所提高，也加大了輕車的附加制動力系數，造成輕車跳動加劇。因此輕車跳動問題是重載必須解決的問題。

為此，采用浮軌彈簧技術，其裝置見圖3，即在走行軌下安裝彈簧裝置，車輛經過時利用彈簧的彈力，平衡部分走行軌變形及設備自重所導致的附加制動力，減少輕車跳動問題。同時彈簧的柔性受力，改善了減速器的剛性沖擊受力工況，使設備的整體受力狀況得以改進。

圖3 浮軌彈簧裝置

5 其他技術

5.1 完全開放式制動鉗-承座組件

如圖4 所示，采用開放式制動鉗-承座組件結構設計，其開口大于基本軌寬度，而非傳統的通過制動鉗“鳥嘴部位”掛在基本軌的結構（見圖5），施工過程中不必采用穿軌或穿鉗的傳統施工方法，基本軌可直接落入制動鉗組之中，實現了制動鉗組的徹底開放。解決了困擾減速器行業多年的施工不便的難題，節省施工時間和人力，提高施工效率，也方便了維修作業。

圖4 完全開放式制動鉗-承座組件

圖5 非開放式制動鉗組件

5.2 低噪聲環保型制動梁及閥箱

由于城市規模的擴大，編組場周圍逐漸出現了居民區，噪聲環保問題進一步突顯。采用制動梁代替制動軌是降低減速器制動高頻噪聲的有效方案。它是在與車輪直接接觸的部件上，采用限制聲波傳播的設計結構；在接觸面材料上，采用與鋼軌材質差異較大的金屬基材及復合材料技術結合的方式，降低磨材料硬度，從而達到降低噪聲的目的，且同時保證材料良好的耐磨性能和使用壽命。采用降噪閥箱技術，降低氣動閥箱的排氣噪聲，從而控制了噪聲的2個主要來源。

5.3 耐磨性及壽命

減速器的耐磨性能直接關系到中修周期、中修范圍的設定，以及設備壽命周期的確定，主要包括轉動部件軸、套，制動軌或制動梁的耐磨性能。設計上需要在軸套的材質選擇、注油保養的方便性上采取措施。另外現場維護保養水平也尤為重要。

6 結論

圍繞適應30 t軸重、采用60 kg/m走行軌T.JK2-C60型目的位減速器的設計，闡述了關鍵技術的研究，解決了當前軌枕板基礎破損問題和未來30 t軸重減速器基礎強度問題，保證30 t軸重工況下減速器制動鎖閉和緩解解鎖；通過材料選擇和生產工藝提升強度，解決制動鉗等零部件重載情況下的疲勞破損問題；改善60 kg/m 走行軌減速器可能存在的輕車跳動問題，解決了困擾減速器行業多年的施工不便難題。設計中充分考慮了產品壽命和維修問題，預期在30 t軸重運用中達到壽命長、維修少的效果。