縱向沖動對大秦線重聯機車渡板變形的影響*

劉　嘉, 羅世輝， 馬衛華, 伍泓樺

(1　西南交通大學　牽引動力國家重點實驗室， 成都 610031；2　中鐵二院工程集團有限責任公司　機械動力工程設計研究院， 成都 610031)

HXD1型機車主要承擔大秦線2萬t重載組合列車牽引任務，較好地適應了重載運輸的需求，但渡板變形問題一直未得到很好的解決。實際調研發現，故障主要集中發生于大秦線147 km等彎道處。從渡板變形部位來看，碰撞發生在列車通過彎道時，一節機車的渡板與另一節機車端部在列車縱向沖動力的作用下車鉤將產生偏轉行為[1-2]，車鉤的偏轉將使得車鉤力產生橫向分力，兩節機車發生較大的橫向錯位，引起渡板碰撞。重聯機車渡板的變形表明機車在運行過程中，有出現緩沖器失效、車鉤尾框變形、二系吸收元件裂損等機車故障的可能，同時帶來一定安全隱患，嚴重時甚至可能引發列車脫軌[3]。所以重聯渡板的變形情況必須引起相關人員的高度重視。

國內外的研究中，王璐科[4]采用疊加法分析了重聯機車過小半徑曲線時的狀態,分析了渡板發生大的相對橫向位移的原因。李明明[5]通過分析柔性重聯渡板的結構及其運行環境，找出其故障原因，并提出了改進方案。朱國輝[6]等人通過對車鉤緩沖裝置結構分析，闡明了在列車縱向沖動力作用下，13B型車鉤擺角超限的形成機理，找到渡板變形的根本原因，以上都是基于結構對該問題的理論分析。

文中主要通過動力學方法來研究渡板的變形問題，是基于對重載列車鉤緩裝置行為與其對列車的運行性能影響的研究。陽光武等將鉤緩裝置簡化為只有單一轉動自由度的直桿，研究列車曲線通過時車鉤偏轉對列車的影響[7]；El-Sibaie提出大車鉤擺角在縱向壓力下會影響列車運行安全性[8]；Cole等研究了不同鉤緩裝置下列車的車鉤力與車鉤緩沖器的參數對列車的影響[9-10]。以上的研究將鉤緩裝置簡化為線性彈簧阻尼系統或將車鉤的影響以力的形式輸入列車模型，不能實時研究鉤緩裝置的運行性能，也不能對車鉤運動進行限制。許自強等在此基礎上建立了考慮車鉤自由擺角、緩沖器部分阻抗特性、車鉤止擋的鉤緩動力學子模型，將此模型輸入列車模型，分析了列車電制動工況安全問題，并研究了車鉤的運行行為與緩沖器阻抗特性對機車動力學的影響[11]。

1　理論分析

1.1　HXD1型機車渡板碰撞的理論分析

根據實際調研情況發現，中部機車渡板發生碰撞變形時，基本都有以下特征：一是列車運行至曲線路段；二是中部機車重聯車鉤處于壓縮狀態；三是中部機車受到縱向沖動的瞬間。

大秦線開行的重載組合列車中部重聯機車主要配備13A型車鉤，13A型車鉤在從板與鉤尾間設置了摩擦弧面。在摩擦面的作用下，如果兩個面間有相對運動或相對運動趨勢則會有相應的動摩擦或靜摩擦力f產生。這個摩擦力的作用就是阻止車鉤發生偏轉,提供穩鉤力矩。列車運行至曲線路段時，兩節中部機車之間形成一定的夾角，若此時重聯車鉤受縱向沖動力F，會產生一個沿車體橫向的分力F′通過車鉤緩沖裝置作用于車體，使兩節車體間產生橫向錯位，車鉤偏轉角α進一步增大，特別是當中部機車受到縱向沖動的瞬間，可能產生車體嚴重錯位。

圖1　鉤緩裝置受力分析

1.2　渡板碰撞臨界條件分析

渡板邊角變形主要是重聯機車在運行中，渡板與車體后端部發生碰撞卷邊，即：渡板A圓弧1和圓弧2分別與機車B端點1和端點2發生碰撞；渡板B圓弧1和圓弧2分別與機車A端點1和端點2發生碰撞。各點位置由圖2所示，由渡板尺寸及機車位置關系可知初始狀態車體端點與對應圓心的距離為450 mm，確定車體端點與對應渡板圓弧圓心兩點之間的距離小于渡板圓弧半徑250 mm即為發生碰撞的臨界條件。

圖2　重聯機車渡板

2　動力學計算分析

2.1　列車動力學模型

2.1.1縱向動力學方程和TDEAS軟件介紹

列車中各車輛間沿軌道方向相互運動產生的振動響應屬于列車縱向動力學研究范疇。當以車鉤力分布規律為分析重點時，可忽略車輛的橫、垂向運動，僅考慮車輛的縱向伸縮自由度[12]。將機車車輛看作剛體，受力如圖3所示。

因此列車縱向動力學運動方程寫為：

miXi″=Fci-1-Fci-Fwi+FTEi-FDBi-FBi

(1)

式中mi為第i輛車的質量；Xi″為第i輛車的加速度；Fci為第i對車鉤的車鉤力；Fwi為運行總阻力(包括：運行阻力、空氣阻力、坡道阻力和曲線阻力等)；FTEi為牽引力；FDBi為機車電制動力；FBi為空氣制動力。

TDEAS縱向動力學仿真軟件是西南交通大學牽引動力國家重點試驗室機輛所相關研究人員以列車縱向動力學、列車牽引制動和列車能耗等理論為基礎開發的動力學及能量仿真平臺[13]。將機車車輛基本參數、機車牽引制動特性曲線、鉤緩裝置特性、機車操控和線路狀況等條件導入軟件，則可以仿真模擬列車運行。

圖3　機車車輛受力分析

2.1.2列車編組模型

仿真模擬采用的列車編組模式為：2臺HXD1型電力機車，‘1+1’編組牽引2萬t，即1臺主控機車+105輛C80貨車+1臺從控機車+105輛C80貨車+可控列尾裝置。根據實際試驗測試結果的概率統計分析，LOCOTROL裝備的主控機車與從控機車之間的操縱動作通常存在3～4 s的延遲時間[14]，本次仿真中部機車滯后時間設置為3.5 s。鉤緩裝置均采用牽引桿與16號17號連鎖車鉤并用(3車一組)，配備MT-2緩沖器。

2.1.3多體動力學模型

通過SIMPACK多體動力學軟件，建立13A型車鉤+QKX100緩沖器連接的中部機車動力學模型，各彈簧及減振器均按實際結構建模，并充分考慮了減振器、輪軌接觸的非線性特性。列車模型中，與機車相鄰的貨車采用的詳細模型，這是因為簡化貨車只考慮了單一縱向自由度，不會發生搖頭或點頭運動，影響與之相連車鉤的偏轉角度，而詳細模型貨車車體具有6個方向的自由度，在運行時可以真實的反應出車鉤的運行行為。鉤緩裝置的建模充分考慮鉤尾摩擦特性，鉤肩、鉤銷止擋特性，膠泥緩沖器在加載、卸載曲線上考慮初壓力、最大行程、最大阻抗力、吸收率及緩沖器壓死后的剛性沖擊等特性[15]。

圖4　中部重聯機車模型

2.2　線路條件設置

大秦線147 km處于一個長大下坡，最大坡度-11‰，曲線半徑800 m。選取130～160 km為仿真區間，最大高度差198 m。仿真模型具體線路設置如圖5、圖6，其中直線和圓曲線之間設置60 m緩和曲線，起到過渡連接作用，在直線上曲率、超高均為0，而在圓曲線上曲率、超高是一個穩定值。緩和曲線的存在，可以避免曲率和超高的突變。

圖5　大秦線100～200 km高度差

圖6　大秦線100～200 km曲率

2.3　仿真結果

2.3.1縱向動力學仿真

大秦線130～160 km區間機車牽引運行速度和中部機車車鉤的受力情況如圖7和圖8所示。

由圖7可知，列車以60 km/h速度進入K130，經過一小段爬坡后進入長大下坡，電制動力從0%增加至80%并一直保持，此時列車在沿坡道方向的重力分力大于電制動力和運行阻力之和，列車速度迅速增加，在K144+700處，速度增加至75 km/h。此時施加減壓量為70 kPa的空氣制動。列車經過一段空走后速度迅速降低，在K147+300處緩解，緩解時速度約為59 km/h。此后速度略微下降后回升，且受緩解后列車縱向沖動影響，列車運行速度也出現小幅度波動。

圖8為通過TDEAS軟件縱向動力學仿真得到的列車中部機車車鉤受力情況。在K146處，施加減壓量為70 kPa的空氣制動后，車鉤力迅速增大。在K147處緩解后，由于中部機車緩解信號滯后和前部列車充氣較快，導致前部列車先緩解，造成瞬間較大的拉鉤力。在緩解信號給出約20 s后，壓鉤力達到最大，出現在C109車鉤，即中部機車與貨車相連車鉤，最大值達到970 kN。此后列車繼續受縱向沖動傳遞影響，車鉤力振蕩變小。

圖7　列車運行速度

圖8　中部機車車鉤受力

2.3.2多體動力學仿真

圖9為大秦線縱向動力學仿真車鉤力時間歷程，在Simpack軟件中模擬該縱向沖動，其時間歷程參考圖9中1 030～1 070 s的變化曲線，給列車設置一個正弦波縱向壓力，壓鉤力最大值970 kN，計算時間40 s。

圖10為機車端點和對應渡板圓弧圓心距離的時間歷程，由圖可知，機車A端點1與渡板B圓心1的距離和渡板A圓心2與機車B端點2的距離變化趨勢類似；渡板A圓心1與機車B端點1的距離和機車A端點2與渡板B圓心2的距離變化趨勢類似。

圖9　車鉤力時間歷程

圖10　機車端點和對應渡板 圓心距離的時間歷程

圖11為重聯車鉤偏轉角時間歷程，當t<12 s時，車鉤1的車鉤偏轉角不大，因此4條曲線記錄的距離呈減小趨勢主要是由于壓鉤力增大，造成的緩沖器壓縮行程變大引起的。當12

2.4　機車橫向安全性分析

機車運行時，在線路、車輛狀態等多種因素的影響下，可能會導致脫軌，評定防止車輪脫軌的安全指標為脫軌系數。研究4個導向輪對，最大脫軌系數為0.38，小于TB/T 2360-1993《鐵道機車動力學性能試驗鑒定方法及評定標準》對脫軌系數的限值0.9。同樣用該標準評價輪軸橫向力，過大的輪軸橫向力，會導致軌距加大，造成軌距不平順。仿真得到的最大輪軸橫向力為62 kN，小于標準限值116 kN。

輪重減載率是指輪重的減載量與左右側車輪平均輪重的比值。計算結果最大值為0.45，小于《鐵道車輛動力學性能評定和試驗鑒定規范》規定車輛輪重減載率的限值0.65。

圖11　重聯車鉤偏轉角時間歷程

圖12　彎道處渡板碰撞示意圖

指標脫軌系數輪重減載率輪軸橫向力/kN標準限值0.90.65116仿真結果0.380.4562

2.5　縱向沖動對車體橫向錯位的影響

圖13為在相同仿真條件不同縱向沖動力下渡板圓心到對應車體端點的最小距離和重聯車鉤偏轉角。隨著縱向沖動增大，車鉤偏轉角呈增大趨勢，車體橫向錯位越嚴重，達到最大自由偏轉角后不再增加。由圖還可以看出，在曲線半徑800 m的彎道處，當縱向沖動力為920 kN時，渡板圓心到對應車體端點的最小距離為碰撞臨界值250 mm，縱向沖動力大于920 kN時，渡板將發生碰撞。

圖13　渡板圓心到車端最小距離和車鉤偏轉角

2.6　制動操作方式的影響

在大秦線130～160 km區段，采用同樣的計算條件，列車在K146長大下坡空氣制動時，列車管減壓量從70 kPa減小到50 kPa，列車中部機車的車鉤力歷程如圖14。

圖14　中部機車車鉤受力

此操縱方式也可保證列車正常運行通過該區段，整個運行過程中車鉤的最大壓鉤力為806 kN，小于渡板碰撞的臨界縱向沖動力920 kN，可見減小空氣制動的減壓量可有效控制縱向沖動，從而避免渡板發生碰撞。

3　結　論

(1) HXD1型機車渡板變形故障主要發生于長大下坡的彎道路段，以大秦線130～160 km區間為典型路段進行仿真分析，列車通過該區間時實施調速制動，仿真結果表明采用常用的最小列車管減壓量50 kPa調速制動時，中部機車最大車鉤力為806 kN，未發生渡板碰撞；而增大調速制動時的減壓量，將發生更大的縱向沖動，可引起渡板發生碰撞；

(2) 仿真計算得到大秦線147 km處以70 kPa的減壓量調速制動，最大車鉤力為970 kN，中部機車脫軌系數0.38，輪重減載率0.45，輪軸橫向力62 kN，以上機車運行安全性指標滿足相關標準要求。

(3) 列車制動緩解時產生的縱向沖動是引起渡板碰撞的主要原因。在曲線半徑800 m的彎道，渡板碰撞的臨界縱向沖動力為920 kN，更大的縱向沖動將會引起渡板碰撞；

(4) 列車操縱方法對縱向沖動的影響較大，通過優化制動操作等方法可減小2萬t重載列車通過困難路段時縱向沖動，從而減小機車的橫向錯位避免渡板碰撞變形，可通過本文的研究方法對碰撞進行預測。