制動工況關門車位置對全列空車安全性影響

蔣益平，池茂儒，楊春輝，朱海燕

(1.華東交通大學機電與車輛工程學院,南昌 330013;2.西南交通大學牽引動力國家重點實驗室,成都 610031)

中國高速鐵路的快速發展促進了既有線客貨運輸分離，既有線的貨運能力得到了進一步釋放，越來越多的既有線路在開展貨物列車的提速[1-2]。關門車作為貨物列車中的特殊存在，給鐵路貨物運輸安全、運輸效率、運行秩序和車輛、車務、機務部門的工作帶來了較大影響[3-4]。根據《鐵路技術管理規程》規定，貨物列車中因裝載的貨物規定需停止制動作用的車輛，自動制動機臨時發生故障的車輛，準許關閉截斷塞門，稱為關門車[5]。因此，關門車是關閉了車輛制動支管與列車管連接的截斷塞門，不起制動作用的車輛。因關門車不起制動作用，會對列車的制動距離產生影響，更嚴重的是在制動時加劇關門車與其前后車輛的沖動和擠壓，尤其當關門車編組位置及數量不當時，關門車與其前后車輛間的沖動就更加劇烈，嚴重時可能因制動沖擠而造成脫軌、斷鉤、脫鉤等事故，給鐵路貨物運輸安全帶來較大影響。因此，在當前既有線貨物列車提速的背景下，對提速貨物列車中的關門車進行研究非常必要。與此同時，大量的試驗及研究均表明空車的動力學性能要差于同等條件下的重車[6-7]，且鐵路貨車的研究主要集中于重車，因此對提速情況下的全空貨物列車中的關門車的運行安全性進行研究十分重要而且迫切。

針對關門車，李立志等[3]分析了關門車對鐵路貨物運輸的影響；趙玉波等[8]對利用鐵路貨車故障軌邊圖像檢測系統(trouble of moving freight car detection system,TFDS)識別列車中的關門車進行了研究；李巖[9]、王保平[10]對C80關門車關門原因進行了分析；李月亮[4]、郁陳[11]、楊世權[12]和王建崗[13]從不同的方面對關門車產生的原因進行了分析，并提出了相應的措施和建議；管文濤[14]提出應在關門車維修中增加緊急制動試驗；于丙辰[15]對關門車維修過程管理進行了研究；陳建黎[16]分析了直線線路和坡道線路上制動時，不同數量關門車分別在重載列車的前、中、尾部編組時對列車縱向車鉤力的影響；楊興光[17]對2×104t重載組合列車中關門車相對集中分布于列車的頭尾部時重載列車的縱向車鉤力進行了分析。

以上研究對加強關門車的維修和管理，對貨物列車運輸安全起到了巨大的促進作用，但是這些研究主要集中在關門車的產生原因及維修措施，而對既有線貨物列車中關門車編組位置的研究較少。尤其在當前既有線貨物列車提速的背景下，開展相關研究非常必要。鑒于此，建立貨物列車-軌道耦合動力學模型，分析了列車在提速情況下，當列車頭部(機車之后)、中、尾部同時編組關門車時貨物列車在不同線路制動時的安全性，為既有線提速貨物列車編組關門車時的安全運行提供理論支持。

1 動力學模型

采用車輛系統動力學、列車縱向動力學和車輛-軌道耦合動力學理論，并采用數值方法建立了貨物列車-軌道耦合系統動力學模型。具體情況如下。

1.1 機車/車輛系統動力學模型

貨車以安裝轉K2轉向架(圖1)的平車為研究對象，主要由車體、側架、搖枕、輪對、承載鞍以及鋼彈簧、干摩擦減振器等零部件組成。其中車體、側架、輪對均取6個自由度，搖枕考慮搖頭和側滾自由度，承載鞍考慮繞輪對旋轉的點頭自由度，模型自由度如表1所示[18]。機車還另外考慮電機的點頭自由度，車輛的垂向、橫向運動耦合在一起。

圖1 轉K2轉向架結構示意圖Fig.1 Schematic diagram of K2 bogie structure

表1 貨車系統自由度Table 1 Freedom of freight vehicle system

建模時，車體、搖枕、側架、承載鞍、輪對等均視為剛體，而橡膠墊、鋼彈簧、摩擦減振器、旁承、交叉拉桿等部件視為彈性元件。輪軌接觸幾何關系采用非線性單點接觸，蠕滑力采用Kalker簡化蠕滑理論進行計算[18]，同時考慮軸箱和側架間的縱、橫向間隙，以及搖枕和楔塊之間、楔塊和側架導框之間的干摩擦阻尼的非線性特性。綜合考慮以上因素，建立機車、貨車的非線性動力學模型如圖2所示。

圖2 機車/車輛動力學模型Fig.2 Locomotive/vehicle dynamics model

1.2 列車-軌道耦合動力學模型

考慮機車車輛間的車鉤緩沖器特性，車鉤采用13號車鉤，緩沖器為MT-3型。采用落錘實驗所得加載和卸載特性曲線，參照文獻[19]建立鉤緩系統模型(圖3)，模型中包含了車鉤間隙，彈性膠泥緩沖器特性、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元素。

在此基礎上，利用車輛-軌道耦合動力學理論[20]，考慮軌道和車輛之間的垂向、橫向耦合作用，建立列車-軌道耦合動力學模型，因此模型可以考慮列車-軌道系統垂向、橫向、縱向3個方向的動力學性能，建立的貨物列車-軌道耦合動力學模型如圖4所示。

圖3 車鉤緩沖器模型Fig.3 Coupler and buffer dynamics model

圖4 列車-軌道耦合動力學模型Fig.4 Train-track coupling dynamics model

2 求解方法

針對機車車輛多剛體系統，由振動力學原理可表示為

(1)

對于制動工況下的貨物列車，還需考慮制動力、機車車輛之間的相互作用，以及線路等外部環境對列車作用的阻力。因既有線貨車編組長度相對較短，為考慮惡劣運行工況，僅采用空氣制動而不考慮機車的再生制動作用，列車阻力和制動力等均按照《列車牽引計算 第1部分：機車牽引式列車》[20]計算。因此，列車的運動方程可寫為

(2)

式(2)中:P、F分別為外部環境作用于列車系統的力矩陣以及車輛之間的相互作用力矩陣，均根據《列車牽引計算 第1部分：機車牽引式列車》[20]計算。

采用循環變量法[21-23]對列車系統進行求解，按照該方法，列車運動方程可以進一步分解為n個基本積分單元分別進行計算[21-23]，其表達式為

(3)

3 關門車位置

貨物列車由1輛機車牽引65輛空車組成，為分析關門車編組位置對列車安全性的影響，關門車編組位置為2、33、34、66，其中數字代表關門車在列車中的位置，從機車開始編號，即機車編號為1，列車中關門車的編組數量為4輛，關門車分別編組在列車的前、中、后3個不同的位置。

開展空重混編貨物列車動力學分析時，線路不平順采用美國(Federal Railway Administration of America,FRA)第5級線路譜，運行速度為80、85、90 km/h 3個等級，其中80 km/h為既有線當前最高運行速度，90 km/h為提速目標速度。分別分析了直線線路和曲線線路上的制動情況，其中曲線線路半徑為600 m，緩和曲線長110 m，制動時減壓量為70 kPa。曲線上的輪軸橫向力、脫軌系數、輪重減載率等動力學指標取通過緩和曲線和圓曲線部分的最大值。

4 關門車位置對安全性影響

4.1 編組關門車時的安全性

利用列車-軌道耦合動力學模型分析關門車編組在不同位置時安全性，采用《機車車輛動力學性能評定及試驗鑒定規范》(GB/T 5599—2019)[24]標準對輪軸橫向力、脫軌系數和輪重減載率等運行安全性指標進行評價，并與列車中無編組關門車時的情況進行對比。具體結果如圖5～圖8和表2所示。

4.1.1 輪軸橫向力

輪軌橫向力為車輪和鋼軌之間的相互橫向作用力，輪軸橫向力為左右輪軌橫向力的向量和，用于評定車輛在運行過程中是否會因為過大的橫向力而導致軌距擴寬或線路產生嚴重變形[24]。根據《機車車輛動力學性能評定及試驗鑒定規范》(GB/T 5599—2019)，空車重量為20.5 t，其輪軸橫向力評價標準為31.74 kN。

輪軸橫向力如圖5所示，從圖5可以看出，在80～90 km/h 制動初速范圍內，直線、曲線工況下的輪軸橫向力均未超過《機車車輛動力學性能評定及試驗鑒定規范》(GB/T 5599—2019)要求的限度值；車輛在曲線上的輪軸橫向力大于直線；關門車編組在列車頭部時輪軸橫向力大于中部和尾部；隨著制動初速的增大，輪軸橫向力也增大。

圖5 有關門車時直線和曲線輪軸橫向力最大值Fig.5 Maximum lateral wheelset force while marshalling vehicles without braking function

4.1.2 脫軌系數

脫軌系數為爬軌側車輪作用于鋼軌上的橫向力與其作用于鋼軌上的垂向力的比值，用于評定車輛的車輪輪緣在橫向力作用下是否會爬上軌頭而脫軌[24]。根據《機車車輛動力學性能評定及試驗鑒定規范》(GB/T 5599—2019)，貨車在曲線半徑大于400 m的線路上運行時，脫軌系數限定值為1.0，計算的曲線半徑為600 m，因此脫軌系數的評價限值為1.0。

脫軌系數如圖6所示，可以看出，在80～90 km/h 制動初速范圍內，直線、曲線工況下的脫軌系數均未超過《機車車輛動力學性能評定及試驗鑒定規范》(GB/T 5599—2019)要求的限度值1.0，且有較大裕量；車輛在曲線上的脫軌系數大于直線；曲線上關門車編組在頭部時脫軌系數大于中部和尾部，直線上各部分車輛的脫軌系數差異較小；脫軌系數隨著制動初速的增大而增大。

圖6 有關門車時直線和曲線脫軌系數最大值Fig.6 Maximum derailment coefficient while marshalling vehicles without braking function

4.1.3 輪重減載率

輪重減載率為輪重減載量與該軸平均靜輪重的比值，是用于評定因輪重減載過大而引起脫軌的另一種脫軌安全指標[24]。根據《機車車輛動力學性能評定及試驗鑒定規范》(GB/T 5599—2019)，當速度小于等于160 km/h時，輪重減載率的評價限值為0.65。

輪重減載率如圖7所示。從圖7可以看出，在80～90 km/h制動初速范圍內，直線、曲線工況下的輪重減載率均未超過標準限度值0.65；車輛在曲線上的輪重減載率略大于直線；關門車編組在頭部時輪重減載率小于中部和尾部，其他部位車輛的輪重減載率差異較??；3種制動初速下，輪重減載率差別很小。

4.2 無關門車時的安全性

常用制動工況下，當列車中無關門車時的安全性計算結果如表3和圖8～圖10所示，可以看出在直線、曲線線路條件下，無關門車時，分別以80、85、90 km/h初速度進行常用制動時，全列空車的輪軸橫向力、脫軌系數、輪重減載率均滿足《機車車輛動力學性能評定及試驗鑒定規范》(GB/T 5599—2019)的要求。各動力學指標的變化規律與編組關門車時的情況一致，且列車中的關門車及整列空車的安全性差別并不大。

圖7 有關門車時直線和曲線輪重減載率最大值Fig.7 Maximum wheel unloading rates while marshalling vehicles without braking function

圖8 無關門車時直線和曲線輪軸橫向力最大值Fig.8 Maximum lateral wheelset force of normal vehicle

表2 有關門車時常用制動工況不同速度安全性指標最大值Table 2 Maximum value of safety index for different speeds in service braking marshalling vehicles without braking function

表3 無關門車時常用制動工況不同速度安全性指標最大值Table 3 Maximum value of safety index for different speeds under service braking

圖9 無關門車時直線和曲線脫軌系數最大值Fig.9 Maximum derailment coefficient of normal vehicle

圖10 無關門車時直線和曲線輪重減載率最大值Fig.10 Maximum wheel unloading rates of normal vehicle

5 結論

在貨物列車提速背景下，通過對常用制動狀態下，關門車處于全列空車前、中、后部不同位置時的動力學安全性進行分析，并與無關門車時的列車狀態進行對比，得出以下結論。

(1)隨著制動初速度的增大，輪軸橫向力、脫軌系數、輪重減載率等安全性指標也有所增大，但是增幅較小。

(2)曲線上制動時，輪軸橫向力、脫軌系數、輪重減載率等安全性指標大于直線上制動時的情況。

(3)列車中有無關門車時，安全性相差不大，且均滿足《機車車輛動力學性能評定及試驗鑒定規范》(GB/T 5599—2019)要求；關門車的安全性能與正常車輛相比，差異不明顯；關門車位于列車頭部時，輪軸橫向力和脫軌系數略大于其他部位時的情況；關門車位于列車從中部、后部時，動力學性能相差并不大。

因此，關門車最好不要布置在列車頭部。本文研究只分析了全列空車編組關門車時在制動情況下的模擬和對比，也只考慮了關門車編組在列車頭部、中部、尾部的情況，還需要進一步探討關門車其他編組位置和數量對貨物列車運行安全性的影響。