牵引特性

2024-05-23

牵引特性（精选四篇）

牵引特性篇1

TY290重型轨道车为小型牵引动力车, 适用于供电段、工务段、车辆段及铁路专用线的线路施工、维修时的牵引作业及高速运行, 其动力传动系统采用液力传动方式, 具有启动平稳、启动牵引力大、操作简单等特点, 动力学性能满足115 km/h速度下平稳可靠运行的要求。

1 动力传动系统介绍

TY290重型轨道车动力传动系统主要由发动机、液力变速器、换向分动箱、传动轴、车轴齿轮箱、空压机等组成。柴油机通过弹性联轴器及万向轴与液力传动箱连接, 安装在整车的端部, 液力变速器在其输入端装有一个液力变矩器, 从而实现了发动机与变速箱间的柔性联接, 使动力传动系统具有诸多液力传动在低速牵引时的优越性, 而在高速运行时又可通过闭锁离合器将变矩器短接实现纯机械传动的高效率。

2 动力系统相关参数

柴油机 (ENGINE) 额定功率/转速:208 kW/2 300 (r·min-1) ;最大扭矩/转速:1 067 Nm/1 400 (r·min-1) 。液力变速器 (Gearbox) 的相关参数见表1。

3 牵引特性分析及其参数计算

液力变速器主要由液力变矩器及变速箱组成, 而液力变矩器由泵轮、涡轮、导轮3个基本元件组成。泵轮轴与柴油机输出轴相联, 涡轮轴与变速箱的输入轴相联, 3个工作轮组成一个循环圆系统, 柴油机输出的扭矩和转速由泵轮通过液体传递给涡轮并由变速箱输出。在这个能量传递的过程中, 因为导轮的作用, 使液力变矩器的涡轮扭矩与泵轮扭矩有一个变矩比, 这个变矩比随涡轮与泵轮之间转速比降低而增加, 因此液力变矩器能自动适应负载的变化, 在负载增大时, 液力变矩器的涡轮力矩自动增加, 转速自动降低;负载减小时, 情况相反。

3.1 整车参数

整备质量:36 t;牵引重量:G=0 t、30 t、60 t;线路坡度:j=0‰、15‰、25‰。

3.2 柴油机净输出特性数据与轨道车辅助功率

风扇额定功率约13 kW;充电发电机实耗功率1.67 kW;空压机实耗功率8.33 kW。风扇功率消耗与转速的立方成正比, 空压机和充电发电机的功率消耗与转速的一次方成正比, 由此可得到柴油机不同转速下的辅助功率消耗值。辅助功率消耗值为不同转速下对应的风扇消耗功率值、空压机消耗功率值与充电发电机消耗功率值之和。柴油机输出特性数据见表2。柴油机的净输出值为柴油机的理论输出值减去辅助功率消耗值。

3.3 牵引计算

3.3.1 变矩器输入、输出特性计算

由柴油机外特性曲线上的值扣除辅助功率消耗得到柴油机的净输出特性曲线, 由变矩器公称特性曲线可得到不同传动比i下的变矩比k、泵轮公称扭矩Tp (1 000) 。由Tp=Tp (1000) · (np/1 000) 2 (其中:Tp为泵轮扭矩, np为泵轮转速) 可计算出不同i值下给定转速对应的泵轮扭矩值。由nt=inp、Tt=kTp (Tt为涡轮扭矩, nt为涡轮转速) 可计算出不同i值下给定转速对应的涡轮扭矩。将泵轮扭矩、转速值与柴油机的净输出特性曲线比较, 可得到柴油机与液力变矩器共同工作的输入特性曲线, 再在此输入特性曲线的范围内对相应的Tp、np值计算出Tt、nt值, 得到柴油机与液力变矩器共同工作的输出特性数据, 见表3。

3.3.2 机车速度v与牵引力F的计算

机车速度v (km/h) 的计算公式为:

v=nt·π·D·60/{1 000·IG·i车} 。 (1)

牵引力F (kN) 的计算公式为:

F=2·Tt·IG·E液·i车·E齿/D 。 (2)

式中: D——车轮直径, 这里取915 mm;

i车 ——车轴齿轮箱传动比, 这里取4.26;

E液 ——液力变速器效率;

E齿 ——车轴齿轮箱效率, 这里取0.88。

由式 (1) 、式 (2) 计算出各档位速度与牵引力, 见表4。

3.3.3 粘着力计算

粘着力计算公式:

Fu=Pu·9.8·uj/2 。 (3)

式中:Fu——粘着力, kN;

Pu ——粘着重量, 这里取36 t;

uj ——粘着系数, uj=0.25+8/ (100+20v) , v为机车速度, km/h。

3.3.4 阻力计算

(1) 启动阻力Fq:

Fq=[ (Pu+G) ·j+Pu·Wq′+G·Wq″]×9.8 。 (4)

式中:Wq′——机车单位启动阻力, 一般取5 N/kN;

Wq″ ——货车单位启动阻力, Wq″=3+0.4i。

当货车单位阻力计算结果小于5 N/kN时, 按5 N/kN计算。

(2) 运行阻力Fc:

Fc=[ (Pu·Wc′+G·Wc″) +j (Pu+G) ]×9.8 。 (5)

式中: Wc′——轨道车运行基本阻力, Wc′=1.96+0.010 5v+0.000 549v2;

Wc″——货车运行基本阻力, Wc″=1.07+0.001 1v+0.000 236v2。

具体计算结果见表5。

4 结论

通过对TY290重型轨道车的牵引特性分析与参数计算, 可以获得下列关键数据或结论:①TY290重型轨道车的最大牵引力为67.4 kN;②最大粘着牵引力为58.2 kN;③机车最大运行速度为115 km/h;④该车的牵引曲线形成一条近似恒功率曲线, 即车速低时, 牵引力大;车速高时, 牵引力小, 此牵引特性与我国现行的正线运行的机车相近, 该重型轨道车更适应铁路牵引的要求。

参考文献

[1]徐灏.机械设计手册[M].北京:机械工业出版社, 1992.

[2]孙竹生.内燃机车总体及走行部[M].北京:中国铁道出版社, 1995.

[3]唐经世.工程机械[M].北京:中国铁道出版社, 1998.

潜入牵引式自动导引车运动特性研究篇2

1 潜入牵引式自动导引车车体运动学模型分析

2 潜入牵引式自动导引车车体动力特性分析

自动导引车是一个比较复杂的机电一体化机械设备, 要实现对自动导引车的理想控制仅凭运动模型远远不够, 同时还要建立自动导引车的动力学模型[4]。潜入牵引式自动导引车车体动力特性分析主要涉及到三个方面, 车轮受力、驱动单元受力以及车体动力。

自动导引车的车轮与地面之间产生的摩擦力为车体提供了驱动力, 自动导引车驱动轮进行等速滚动是的受力分析。其中自动导引车驱动轮半径为r, 地面提供的支持力为FN1, 驱动轮承受的压力为P1, 所受到的阻力为F1, T1表示作用于驱动轮的转矩, 驱动自动导引车向前行驶的是作用于地面切向反作用力, FX1。自动导引车运动过程中驱动轮滚动时产生的阻力教小, 可以忽略不计, 根据平衡条件可以得出公式 (7) :FX1r=T1。

当车体等速运动时, 驱动单元的受力分析, FX1、FX2分别表示地面对自动导引车左轮、右轮的切向反作用力, F表示自动导引车车体对驱动单元产生的作用力, 在x1 方向上有公式 (8) :FX1=FXr=F。

从以上分析可以得到自动导引车车体的受力情况, 在x轴上分析车体的受力情况可得到公式 (9) :Fcosθ-F1acosδ1-Fracosδ2-Ft1sinδ1-Ftrsinδ2-F1b-Frb=mcax (mc、ax分别表示车体质量以及x轴上车体的行驶加速度, F1a、Fra分别表示自动导引车左、右前轮受到的滚动摩擦力, Ft1、Ftr分别表示左、右前轮受到的侧向摩擦力, F1b、Frb分别表示自动导引车左、右后轮受到的滚动摩擦力) 。y轴方向上分析车体的受力情况可得到公式 (10) :

(ay表示y轴上车体的加速度, Ffl、Ffr分别表示自动导引车左、右后轮受的侧向摩擦力) 。z轴方向上分析车体的受力情况可得到公式 (11) :

(β 表示车体加速度, Iz表示负载后车体的转动惯量, m表示x轴方向上定向轮与车体重心之间的距离, n表示x轴方向上驱动单元中心与与车体重心之间的距离)

3 仿真结果分析

设置相关参数, B=406mm, L=1140mm, M=386mm, b=595mm。设定自动导引车行驶速度为0.1m/s, 让车体沿椭圆形轨迹运动。观察分析车体运动一周时 θ 的变化曲线, 并得到 δ1、δ2随着时间的变化曲线, 两条曲线基本吻合, 相比实验值, 由 θ 得出的 δ1的值略大, 证明车体运动弯道的半径过小, 此时不属于纯滚动。结果显示以上构建的自动导引车运动模型是正确的。

对所构建的自动导引车运动模型进行动力特性试验, 车体行驶路径均为向左转向, 车体运动速度为0.5m/s, 负载为100kg。经试验证明, 在路面状况较好的情况下, 承载轮载荷随着万向轮转动切角的变化而变化。结合公式 (9) 、 (10) 、 (11) 可以得到车体角加速度变化。由此可见, 自动导引车在速度为0.5m/s, 负载为100kg时可以忽略侧向力, 将其视为纯滚运动, 只要车体角加速度不超过一定范围就可以保证车体的稳定运动。所以所构建的自动导引车运动模型具有一定可行性。根据自动导引车的车体与左前轮的夹角 δ1随时间的变化特点得出, 当 δ1的大小不超过60°时可以忽略侧向力, 此时可以将车体运动视为纯滚动行驶。

4 结束语

文章分析了潜入牵引式自动导引车运动特性, 并对所建结构进行仿真验证, 结果显示潜入牵引式自动导引车运动性能稳定, 证实了该结构的正确性、可行性。同时确定了可忽略侧向力的条件, 即车体的加速度不能过大, 车体与左前轮的夹角 δ1不能超过60°, 此时可以忽略侧向力的影响, 自动导引车的运动稳定性较好, 可视为纯滚动。

参考文献

[1]武星, 楼佩煌, 唐敦兵, 等.自动导引车路径跟踪和伺服控制的混合运动控制[J].机械工程学报, 2011, 47 (3) :43-48.

[2]钱晓明, 吴斌, 武星, 等.潜入牵引式自动导引车运动特性分析[J].农业机械学报, 2015, 46 (2) :294-300.

[3]史恩秀, 黄玉美, 郭俊杰, 等.自主导航小车 (AGV) 轨迹跟踪的模糊预测控制[J].机械科学与技术, 2008, 27 (5) :592-596.

牵引特性篇3

全并联自耦变压器(AT)供电系统是在原有复线AT牵引网的基础上将上行和下行线路在AT处通过横联线连接形成的。相比已有供电方式，全并联AT供电方式具有牵引网阻抗小、网损和电压降落低及抗干扰能力强等优点，有效改善了动车组的受电环境[1,2]。针对牵引供电系统供电功率大、供电区段长、可靠性高的需求，目前我国大多客运专线及城际铁路接触网均按全并联AT供电方式设计。但由于高速铁路牵引网露天架设，经受风雨冰霜、雷电及恶劣的环境污染，且无备用;同时，受电弓和接触网之间存在滑动接触，不断引起接触网的振动，引发接触网部件松动或断线脱落，常导致牵引网发生短路故障[3]。

国内外专家学者指出牵引网空间的磁场分布与牵引网线路中的电流分布密切相关，采集牵引网周围电磁场信息用于描述其运行状态是准确可靠的。目前针对牵引网电磁场分布的研究主要分为3个方向[4,5,6,7]：利用电磁工具测量出磁场分布;利用Cason、有限元等理论进行电磁强度计算;建立模型进行电磁仿真分析。文献[8]针对意大利高速铁路低频电磁环境的特性，利用Maxwell 3D Ansoft软件对高速列车和牵引网进行二维、三维的磁场分布计算;文献[9]给出了详细的高速铁路动态电磁场分布公式，在Simulink中建立了完整的系统电磁仿真模型。但目前鲜有针对牵引网短路故障时空间磁场分布的研究。

全并联AT网具有半段效应，即在故障区段上、下行牵引网电流分布不对称，故障点短路电流是由相邻2个AT等比例提供。因此，发生短路的2条线路的电流大小和方向在故障点前后处会随着故障距离和过渡电阻的变化而变化。基于此，本文在仿真电流分布的基础上，研究了全并联AT牵引网发生不同类型短路时，故障点两侧的磁场环境变化，并分析了故障所在区段、过渡电阻、机车位置和运行工况对于故障后磁感应强度的影响。

1 基本磁场理论推导

1.1 测量单元位置的选取

根据某一实际全并联AT牵引网空间线路位置分布[10,11]，建立全并联AT牵引网14导体模型，并假设坐标原点位于短路故障点所在切面，如图1所示。图中，各大写字母含义如下：T为接触线;R为钢轨;F为正馈线;PW为保护线;SW为承力索;GW为地线。

根据线路特点选取了磁场测量点的最佳放置位置P1和P2，由于z轴方向每隔一定距离放置1个测量单元，所以此处仅给出P1和P2的x轴、y轴最佳坐标为(-3.5,4.5)、(8.5,4.5)。选取P1和P2放置的原因为：与牵引网各导线的距离较为一致，不会因为靠近某一条线路而造成测量误差;在正常情形下，接触线和馈线中电流方向相反，产生的磁场相抵消，故障时有利于凸显特征;可忽略大地和综合地线回流对于测量的影响。

1.2 空间任意分布线路的磁场分析

牵引供电系统与电力系统类似，均通过多条平行导线的供电方式来传输电能。通过基本电磁学知识可知，无限长直导体在空间某处产生的磁感应强度和磁场强度大小与该点到导体之间的距离r成反比。由空间动态位的达朗贝尔方程和洛伦兹规范可知，一般变化电流分布J(x′，t)所激发的矢势为：

其中，μ为相对磁导率;β为电流激励源角频率和磁场传输速度之比。

由式(1)可看出场点上的动态位和引起它的激励源δc存在时间上的差异，若激励源频率变化越快，则推迟势作用的效果越明显。考虑牵引网为工频交流供电，则空间中所产生的电磁波波长达到6000 km，故在考察牵引网线路空间附近几十km范围内的磁场变化时都可看作是似稳场。所以通过测量牵引网空间磁场的有效值变化可以反映出牵引网线路中电流分布的变化。

然而牵引网线路在发生短路故障时，无限长直导线求解磁场的公式将不再适用，因此需对空间有限长直导线产生的磁场公式进行理论推导。为便于分析，考虑导线与直角坐标系中的z轴平行，如图2所示。

根据Bior-Savart定律可知，载流导体M1M2在场点产生的磁感应强度为：

其中，μ0为真空磁导率常数;r为场点到源点的矢量;i、j、k分别为x、y、z轴方向向量;电流I如果沿着z轴正方向取正，沿着z轴负方向则取负。所以k×r可写为：

因此磁感应强度可写成分量表达式：

其中，可积分，故可得在场点产生的磁场分量表达式为：

式(6)中Bz恒等于0，这与分析中假设导线与z轴平行有关，Bx、By分别为水平和垂直线圈测量到的磁感应强度的大小。若定义的物理意义是场点处磁感应强度幅值的大小。磁感应强度B在Bx-By二维直角坐标系下不同象限时，θ的表达式为：

θ值描述了磁感应强度B的矢量相角。牵引网短路故障点两侧线路中，突变的电流大小和方向会导致牵引网空间磁场分布的变化，因线路空间分布位置不同，故不同短路故障类型在测量点处的磁感应强度亦会发生不同的变化。

2 全并联AT牵引网电流分布仿真

假设牵引网线路供电臂长45 km，每个AT段长15 km，即可把供电臂划分为3个AT区段，以某一实际线路的参数建立全并联AT网的仿真模型[12,13,14]。通过设置不同短路类型发生时的故障距离和过渡电阻可得到在不同情形下的电流分布图。例如，全并联AT上行牵引网在距离牵引变电所22.5 km处发生过渡电阻为5Ω的T-R短路故障时，牵引网中的电流分布如图3所示，图中电流单位为A。

由于全并联AT网具有上、下行完全对称的特点，所以图中非故障AT区段上、下行线路电流分布相同，而在故障AT区段上、下行牵引网线路中电流分布不同。这是因为当发生短路故障时，由于有过渡电阻的存在，短路点前后的电流方向不同。对于电压较高的导线，其电流流向为从线路两端流向故障点，而电压较低的导线电流流向为从故障点流向线路两端。

通过上述电流分布仿真的特征分析可知：当全并联AT网线路发生短路故障时，非故障AT区段上、下行线路同一距离处测量到的磁感应强度应大致相同;而在故障AT区段，由于上、下行牵引网中电流分布的大小不同，故导致同一距离处上、下行线路测量到的磁感应强度不同，且在短路故障点前后测量的磁感应强度会有明显不同。

3 磁场环境特性分析

为研究短路故障点两侧磁感应强度变化的特点，文中算例考虑了全并联AT牵引网发生不同类型短路故障时，故障区段、过渡电阻、故障距离以及机车运行位置和工况对于故障点两侧磁场环境所带来的影响。

3.1 故障AT区段对磁感应强度的影响

牵引网上存在电压波动，不同AT区段发生短路故障时，牵引网导线中电流分布不同，因此需要考虑短路故障点所在AT区段对于磁场环境的影响。当距离前一AT所5 km和9 km处发生过渡电阻5Ω的牵引网T-F短路时，故障点两侧测量单元处的磁感应强度见表1。

由表1可以看出，当故障点所在AT区段一定而与前一AT所的距离d不同时，故障点两侧测量点处的磁感应强度的幅值和相角都发生了较大的变化;但当短路故障与前一AT所的距离相同时，故障区段对于故障前后磁感应强度的幅值影响较大，而对相角的影响较小。通过对牵引网在不同位置处发生T-R、F-R短路故障的多组仿真结果表明，故障发生在不同AT区段对故障点两侧磁感应强度的相角影响不大。

3.2 过渡电阻和故障距离对磁感应强度的影响

短路故障发生时过渡电阻值和故障距离是随机变化的，因此有必要考察发生短路故障时，不同过渡电阻值和故障位置对于故障点两侧磁感应强度的影响。取短路故障均发生在AT区段2内，考察故障点距AT1所的距离在0～15 km范围内变化、过渡电阻在0～50Ω[15]范围内变化的情况下，故障点两侧磁场环境的变化，磁感应强度幅值和相角的仿真结果分别如图4、5所示。

由图4可看出：故障距离确定时，随着过渡电阻的不断增加，不同短路故障类型下测量到的磁感应强度的幅值都随之减小;当过渡电阻值确定时，随着短路故障点远离牵引变电所，在靠近牵引变电所侧，不同类型短路故障下测量到的磁场幅值均不断减小，而在远离牵引变电所侧，磁场幅值均不断增大。

从图5中可看出：当过渡电阻值确定时，不同类型短路故障下测量到的磁感应强度的相角随距离增加的变化不大。当过渡电阻变化时，不同类型短路故障下测量到的磁感应强度的相角在故障点两侧区别分明，并保持在一个互不重叠的范围内。

3.3 机车对磁感应强度的影响

机车作为牵引供电系统的主要负载，具有瞬时移动和功率变化快的特点，所以在考察牵引网短路故障点两侧的磁场环境时，应计及机车运行位置和工况对测量单元量测结果所带来的影响[16]。

3.3.1 机车与故障点不在同一AT区段

假设牵引网在AT区段2的7.5 km处发生过渡电阻为5Ω的T-F短路故障，考察机车分别行至AT区段1的9 km处(记为(1))和AT区段3的6 km处(记为(2))时，机车两侧和故障点两侧100 m处的磁感应强度大小。考虑高速动车组具有功率因数高的特点，可取cosφ=0.96[17]，并假设机车功率满负荷(10 MW)运行，计算可得机车阻抗为58+j17Ω。磁场仿真结果如表2所示。

由表2可看出：当机车所在AT区段靠近牵引所时，机车两侧的磁感应强度未发生明显改变，这是因为机车等效阻抗一般大于过渡电阻;当机车所在AT区段远离牵引所时，虽然机车前后的电流变化引起了机车两侧磁场环境的变化，但因横联线的存在，机车所在AT段的电流相对较小，故机车两侧的磁场幅值变化较小。仿真结果显示，当机车与故障不在同一AT区段时，机车运行的位置对故障点两侧磁感应强度的幅值和相角影响都不大。

3.3.2 机车与故障点在同一AT区段

考虑机车与短路故障发生在同一AT区段内，假设牵引网在AT区段2的7.5 km处发生过渡电阻为5Ω的T-F短路故障，考察机车分别行至AT区段2的4 km处(记为(3))和10 km处(记为(4))时，机车两侧和故障点两侧100 m处的磁感应强度大小。机车处于满负荷运行状态，磁场仿真结果如表3所示。

由表3可以看出，当机车运行在故障点所在AT区段内时，无论机车在故障点的前侧或后侧，机车两侧的磁感应强度的幅值和相角相差较小，但在故障点两侧的磁场环境却差别很大。通过比较可以看出，机车运行的位置对于故障点两侧的磁感应强度幅值影响很大，而对相角影响很小。

3.3.3 机车处于不同运行工况

高速动车组处于快速移动状态，在运行过程中可能会出现启动、加速、制动和惰行等不同的运行工况，因此需要考虑机车运行工况带来的影响。

假设牵引网在AT区段2的6 km处发生过渡电阻为5Ω的T-F短路故障，牵引网电压取为25 kV;机车满负荷运行功率为10 MW，机车功率因数cosφ=0.96，运行在AT区段2的7.5 km处。通过计算可得出机车在满负荷、半负荷、空载3种运行状态下机车阻抗分别为58+j17Ω、115+j33Ω、∞，故障点前后磁场相角结果如表4所示。

由表4可知，机车处于这3种运行工况时，故障点两侧磁场环境的变化均不大，这是因为随着机车阻抗的增大，机车等效阻抗相比短路电阻也不断增大，机车运行工况对于牵引网短路故障点两侧磁场环境的影响会越小。

3.4 噪声对磁感应强度的影响

需要指出的是，上述仿真均建立在理想仿真信号的基础上，但牵引网空间磁场在不同环境背景下的变化十分复杂。表5给出了在不同噪声强度影响下短路故障点两侧的磁场环境[18]，其中故障发生在AT区段2的7.5 km处，过渡电阻5Ω。

由表5可知，在考虑噪声干扰的情况下，故障点两侧磁感应强度的幅值和相角均发生了较大的变化，当噪声强度增大到35 dB时，不同训练样本得到的结果均不相同，这说明强噪声条件下对于不同类型短路故障后的磁场环境具有较大的影响。

3.5 不同类型短路故障点两侧磁场分布统计

通过理论和仿真分析可知，当牵引网线路间发生短路故障时，在故障点两侧的磁感应强度的幅值变化明显，但统计发现无任何规律分布。磁感应强度的相角在故障点两侧象限偏转明显，经统计发现当外界噪声强度不大于45 dB时，故障点两侧相角分布基本符合以下规律。

a.故障点前侧磁感应强度的相角范围：T-R短路,-99°～-45°;T-F短路，-116°～-100°;F-R短路，-158°～-125°。

b.故障点后侧磁感应强度的相角范围：T-R短路，148°～162°;T-F短路，38°～52°;F-R短路，4°～13°。故障点两侧磁场测量相角分布如图6所示。

从图6中可以看出，在不同短路故障类型下，磁场相角分布不重叠，故障点两侧的磁场相角象限及范围均发生了大幅度偏转。

4 基于Ansoft Maxwell的仿真分析

实际牵引网专有导线具有非简谐横截面圆的特征，但上述理论分析中，对线路横截面利用等面元思想进行了简化处理[19]。因此有必要针对牵引网线路的专有截面进行仿真验证。

本文采用有限元分析软件Ansoft Maxwell 12进行仿真计算，建立了精确的导线仿真模型，其中考虑了牵引网专有导线(接触线、钢轨、馈线)的非简谐横截面的特征，根据实际情况设置了形状大小、材料属性、激励，在网格划分时考虑了导体的趋肤效应[20]。图7为当牵引网在AT区段2的3 km处发生过渡电阻为5Ω的T-R短路故障时，在故障点前侧测量到的磁感应强度。

由图7可以看出，测量点处的磁感应强度大小为204.22μT，与本文中通过简化处理得到的该点磁感应强度理论结果(206μT)误差为0.8%。仿真结果说明在考察牵引网专有线路空间磁场分布时，当场点距离导线足够远时，在测量精度范围内，用圆形截面的导线代替不考虑横截面形状的长直导线来计算磁感应强度的大小是合理的。

5 结论

本文在全并联AT牵引网电流分布仿真的基础上，通过选取特定位置的磁场测量点，仿真研究了牵引网发生短路故障后的磁场环境的变化，分析了不同环境特性对故障点两侧磁感应强度的影响。分析得出以下结论。

a.故障所在AT区段、过渡电阻值的大小、故障距离、机车所在位置和运行的工况对故障点两侧磁感应强度的幅值影响较大，而对相角的影响较小;外界环境噪声的强度对于磁场环境的影响较大。

b.当噪声信噪比大于45 dB时，不同类型短路故障发生后，在故障点两侧的磁感应强度的幅值变化无任何分布规律;但磁感应强度的相角在故障点两侧的象限及范围均发生了大幅度偏转，区分明显。

牵引特性篇4

振动压路机与其他工程机械不同的是，压路机的压实作业性能就是以其行走状态实现的，压路机的行走有使用振动压实、不使用振动压实、行驶转移及坡道试验四种工况。这就意味着，压路机的牵引性能不仅是其行走能力的体现，而且更是其工作能力和工作质量的重要表征。

1 闭式液压传动系统的动力匹配

对于液压驱动行走压路机，可以简化为图1的传动系统，其牵引特性通常有如图2所示的PK-v曲线，图中水平坐标v为压路机的行走速度，垂直坐标PK为压路机的牵引力。图中的曲线A表示未考虑传动系统功率损失时，PK=NK/v,NK为牵引功率;曲线B表示考虑传动系统功率损失时，PK=NKη/v，η为系统的传动效率;水平线(1)处的极限取决于液压系统安全阀的最大许用释放压力，即短时间内的许用峰值压力;水平线(2)处的极限取决于液压系统的连续工作压力，也就是系统连续工作的最低安全压力;垂直线(3)处的极限取决于压路机的最高行驶速度，而这个最高行驶速度又取决于驱动泵的转速、泵和马达的排量及其容积效率。很显然，曲线A和B都各为一条双曲线。

假如选择一种较大动力的发动机而转速不变，就将得到图3的PK-v曲线图。由于发动机的功率增大了，其曲线A和B向右移动，而液压系统的极限压力并没有改变，所以水平线(1)和(2)也不会改变。但由于发动机动力的变化，影响了液压系统的容积效率，所以垂直线(3)稍有变化(左移一点点)。

另一种情况是选择一种较小动力的发动机而转速不变,将得到图4的PK-v曲线图。该图中的曲线A和B向左移动，与上相同的道理，水平线(1)和(2)也不会改变，而垂直线(3)稍有变化(右移一点点)。

比较一下这三种匹配方案的PK-v曲线，能够看到在整个速度范围内，图3中的发动机都能实现压路机的最大牵引力。实际上这种工况并不总是很需要的，一般都是在使用到最大牵引力时并不使用其最高行驶速度，譬如说能在1/2的速度范围内使用到极限(2)的牵引力就足够了。这就意味着发动机的功率太大了，完全可以改用较低动力的发动机。如果是水平线(2)给出的极限值不足以满足压路机的牵引力需求，那就应该选用较高许用压力的液压系统。这时要注意到，改变泵和马达可能会影响传动系统的传动比和传动效率。

图4的PK-v曲线表示在整个速度范围内压路机的牵引力都是比较低的，压路机只有在很小的行走速度时才能有足够的牵引力。如果压路机在高速时那样小的牵引力都能满足压路机行走的需要，那么在低速行走时能需要那样大的牵引力吗?其实不需要。这说明是发动机的动力选小了，要不就是液压系统的许用压力并不需要那样高。

通过上面的分析，可以断定的是图2那样的匹配关系比较合理。当然，这里并没有说如图3或图4所示的匹配绝对错误，而只是说在某种程度上功能不足或浪费了资源。

2 行驶速度与牵引力

2.1 单桥驱动单轮振动压路机

对于单桥驱动单轮振动压路机的液压传动系统，在液压系统之后设置的驱动桥作为减速增扭装置(见图1)，并设置了2～3个变速挡位(机械变速或马达变速)。当油泵斜盘倾角为εP时，在计入液压系统的传动效率后，压路机的行走速度v(km/h)和牵引力PK(N)为：

式中np—驱动泵转速(r/min);

∆P—液压系统的压力差(MPa);

qp、qM—油泵和马达的排量(mL/r);

ηm P、ηvP—泵的机械效率与容积效率;

ηm M、ηvM—马达的机械效率与容积效率;

iR、ηR—马达到驱动轮的传动比与传动效率;

rR—驱动轮胎的动力半径(m)，取其自由半径的0.95。

液压系统匹配时除了合适的规格型号之外，一个不可忽略的问题是传动效率的取值。液压系统的机械效率和容积效率取决于系统的压力差∆p、泵的转速np、马达的转速nM，以及泵的斜盘倾角εP，而斜盘倾角εP和压力差∆p又是转速np、nM的函数。为了液压系统传动效率取值的需要，应该先来设法了解在没有功率损失的情况下，这些参数之间的函数关系。由图5可知：

式中NP—压路机的驱动泵功率，为行驶分配功率减去补油泵功率(kW)。

在做压路机的功率匹配时，可仅做两个特征点的计算，看看最大牵引力时的行驶速度能否满足工况需求;压路机在最高行驶速度时的牵引力是否足够。液压系统在发挥最大功率时，压路机行驶有一个调速范围。在此调速范围内，有最大牵引力PKmax时的曲线拐点，即与马达转速nMN相对应的泵斜盘倾角εPN和系统额定压力差∆Pmax，以及与泵斜盘倾角εPmax=1时相对应的马达最高转速nMmax=qPnP/qM和牵引力Pnma x(压力差∆Pnmax)。在不考虑液压系统的传动效率的情况下，可以用下式估算εPN、nMN(r/min)及∆Pnma x(MPa):

式中∆Pmax—液压系统的最大工作压力差，为其最大工作压力减去补油泵的供油压力(MPa)。

在εP为εPN～1的调速范围内，可利用式(2)的函数关系及油泵和马达的效率曲线图来确定在不同εP状况的机械效率和容积效率，并计算出相应的系统压力∆P和马达转速nM，然后再按式(1)计算压路机行走的速度和牵引力。对于两挡速度的单轮振动压路机，在使用振动压实、无振动压实及公路行驶时，具有不同的功率用于驱动行走，所以可作出3条不同的动力匹配PK-v曲线，如图6所示。

2.2 全轮驱动单轮振动压路机

图7是典型的全轮驱动单轮振动压路机行走驱动系统，设有驱动桥和振动轮减速器作为机械传动装置，液压系统由1台变量柱塞泵和2个柱塞马达组成，分别驱动前后轮行走。由于2个马达的流量之和等于泵的总流量QP(mL/min)，两个驱动轮的速度v(m/min)相等，则有方程：

式中qP、qF、qR—泵与前后轮马达的排量(mL/r);

nP、nF、nR—泵及前后轮马达转速(r/min);

ηvP、ηvF、ηvR—驱动泵与前后轮马达的容积效率;

rF、rR—前轮与后轮的动力半径(m);

iF、iR—前轮与后轮的机械传动比。

解上述方程组，可得压路机的行驶速度v(km/h)为

式中Cv—振动轮速比分配系数，

前后两个驱动轮的牵引力PF、PR分别等于

式中ηm P、ηm F、ηm R—驱动泵与前后轮马达的机械效率;

ηF、ηR—前轮与后轮的机械传动效率。