動車組塞拉門輔助鎖鎖閉安全分析

王國慶，薛學棟，李雨蔚，鄂鵬宇，蘇曉峰

(1.中車青島四方機車車輛股份有限公司 國家工程研究中心，山東 青島 266111；2.中車青島四方機車車輛股份有限公司 技術中心，山東 青島 266111)

目前動車組客室側門主要有塞拉門和內置式側拉門兩種[1]。內置式側拉門的結構和控制方式簡單，在日系動車組平臺得到了廣泛使用，但因其模塊化程度較低，且安裝及檢修調整項點較多，已不能適應動車組側門發展要求[2]；塞拉門結構模塊化程度高，容易實現精細化控制，在歐系動車組平臺應用較廣，已成為動車組客室側門的主流門型。國內動車組客室側門結構選型順應這一發展趨勢，在動車組統型設計中采用了塞拉門結構[3]。

動車組在正常運行、通過隧道運行及會車等過程中，車內外會產生較大氣壓差，客室側門作為車體側墻的一部分，承受著和車體側墻等同的大氣壓力，如果鎖閉力不足容易導致車門喪失氣密性甚至出現異常打開的情況，嚴重影響行車安全。針對動車組內置式側拉門結構，李善飛 等[4]研究了側拉門在運營壽命中承受的疲勞載荷工況，并通過疲勞試驗驗證了側拉門長期服役的疲勞性能；王國慶 等[5]通過計算驗證了側拉門在不同工作條件下壓緊裝置輸出力矩均大于外部載荷作用力矩，能夠滿足動車組正常運行的安全性要求。針對動車組塞拉門結構,徐泉軍 等[6]對某型地鐵塞拉門扇進行有限元仿真分析與模態分析，找出了門扇變形嚴重區域與共振頻率，為門扇的優化設計和避免車輛與門扇共振提供了理論依據；王金 等[7]分析了25T型客車在運行中塞拉門下導軌、攜門架、鎖閉裝置鎖銷出現的問題，同時制訂了優化改進方案。

由于目前對于動車組塞拉門鎖閉狀態下安全問題研究較少，本文通過理論計算和仿真分析對動車組塞拉門輔助鎖輸出力和結構強度進行校核，驗證塞拉門輔助鎖結構的鎖閉安全性能滿足要求。

1 動車組塞拉門及其輔助鎖結構

塞拉門主要由承載驅動裝置、輔助鎖、主鎖、門扇和門框等組成(圖1)。塞拉門門扇通過攜門架與承載驅動裝置連接，其質量主要由承載驅動裝置承載，其開閉動作由集成在承載驅動裝置上的電機驅動絲杠控制，門扇動作主要包括沿車寬方向的塞拉動作和沿車長方向的開閉動作。

圖1 塞拉門結構

塞拉門輔助鎖為氣動鎖閉結構，主要由鎖體、氣缸、轉臂、鎖舌和復位彈簧等零部件組成(圖2)，其主要作用是利用車輛供給的壓縮空氣驅動氣缸活塞，氣壓經內部機構轉化為鎖鉤的鎖閉力。輔助鎖工作氣壓為0.45～0.7 MPa，校核鎖閉力時按其最低工作氣壓(0.45 MPa)計算。

圖2 輔助鎖結構

在動車組運行過程中，塞拉門主鎖提供過死點機械鎖閉功能，同時車輛始終給輔助鎖供氣，使輔助鎖鎖舌壓緊門扇上的鎖扣，與安裝在車體上的門前擋斜楔塊相配合，保證了車門鎖閉安全。2把輔助鎖提供了車門鎖閉所需的主要壓緊力，是保證動車組運行過程中塞拉門鎖閉安全的關鍵部件。圖3為塞拉門輔助鎖鎖閉斷面示意圖。

圖3 輔助鎖鎖閉斷面示意圖

2 輔助鎖鎖閉力分析

日本標準JISE 7106：2006《鐵路機車車輛客車車體設計一般要求》規定了鐵路機車車輛車體設計中必須承載載荷的一般要求[8]，其中要求氣密強度試驗中的試驗壓力P按式(1)計算：

P=380×(V/200)2×9.806 65

(1)

式中：V——列車最高運行速度，km/h。

我國350 km/h速度等級動車組氣密強度要求為12 kPa，該指標的確定參考了JISE 7106：2006和國際鐵路協會發布的UIC 660：2002《保證高速列車技術兼容性的措施》[9]，同時考慮了我國武廣線線路試驗的實測數據。

動車組塞拉門凈開寬度根據需求分為2種：800 mm和900 mm，兩者區別僅在于門扇寬度不同，其他主要結構一致。在車內正壓條件下，門扇面積越大其承受的壓力越大，輔助鎖的受力也越苛刻，因而本文選擇寬幅塞拉門為研究對象校核輔助鎖的鎖閉力。

2.1 輔助鎖承受作用力

在車內正壓達到12 kPa條件下，作用在寬幅塞拉門門扇上的大氣壓力F的計算公式如下：

F=P′×S

(2)

式中：P′——車內正壓最大值，取12 kPa；

S——寬幅塞拉門門扇面積，取S=2.1 m2。

通過式(2)計算得到：F=25 200 N。

當塞拉門處于完全鎖閉狀態時，門板外部周圈的密封膠條壓縮量達到最大，經測試，在此條件下每100 mm長密封膠條可提供16.5 N的回彈力。作用在密封膠條上的總回彈力F彈的計算公式如下：

F彈=F′×L/100

(3)

式中：F′——每100 mm長密封膠條達到最大壓縮量時的回彈力，F′=16.5 N；

L——門板密封膠條總長度，取L=6 000 mm。

通過式(3)計算得到：F彈=990 N。

門扇作用在輔助鎖上的力如圖4所示。

Ff.門扇作用在輔助鎖上的平行作用力。

作用在門扇上的大氣壓力及密封膠條壓縮回彈力主要由門前擋的斜楔塊和門后擋的1把主鎖與2把輔助鎖承擔。假設門后擋所承受的力在主鎖和輔助鎖上平均分配，根據力的平衡原理，作用在單個輔助鎖上的力FN的計算公式如下：

FN=(F+F彈)/(2×3)

(4)

式(4)中，2表示作用在門扇上的大氣壓力及膠條壓縮回彈力在門前擋和門后擋平均分配，3表示分配在門后擋上的大氣壓力及密封膠條壓縮回彈力由1把主鎖和2把輔助鎖共同承擔。通過式(4)計算得到：FN=4 365 N。

在此工況下垂直作用于輔助鎖鎖舌面的力F3′=FN×cos55°=4 365×cos55°=2 504(N)。

2.2 輔助鎖鎖閉安全性分析

為校核輔助鎖鎖閉力，對輔助鎖結構進行理論力學計算簡化，其受力模型如圖5所示。在動車組運行過程中，如需保證車門的鎖閉密封性能，則由壓縮空氣驅動輔助鎖氣缸所提供的鎖閉力必須大于車內最大正壓條件下門扇傳遞給輔助鎖的力。

在車輛供氣壓力一定的前提條件下，輔助鎖氣缸輸出力的大小主要取決于輔助鎖氣缸缸徑大小。輔助鎖氣缸輸出力F1的計算公式如下：

F1=P1×S1-Ft=P1×πD2/4-Ft

(5)

式中：P1——輔助鎖最低工作氣壓，取0.45 MPa；

S1——輔助鎖氣缸截面積，mm2；

D——輔助鎖氣缸缸徑，取D=63 mm；

Ft——輔助鎖氣缸復位力，Ft=53 N。

通過式(5)計算得到：F1=1 350 N。

F2.鎖舌滾輪與轉臂之間作用力；F3.門扇在輔助鎖鎖舌上的垂直作用力；F4.轉臂復位彈簧力。

輔助鎖在鎖閉狀態下受力達到平衡，根據力的平衡原理對O點建立如下力矩平衡公式：

F2×9.6+F4×23.6-F1×cos25°×25=0

(6)

在輔助鎖鎖閉條件下F4=118 N，根據式(6)可計算出輔助鎖鎖舌滾輪與轉臂之間作用力F2=2 896 N。根據力的作用與反作用原則，轉臂作用在鎖舌上的力F2′也為2 896 N，方向與F2相反。

式(7)為根據力平衡原理對鎖舌轉動O′點建立的力矩平衡公式：

F2′×28-F3×23.2-M=0

(7)

式中：M——鎖舌復位扭簧扭矩，取M=825 N·mm。

通過式(7)可計算出在0.45 MPa供氣條件下，門扇在輔助鎖鎖舌上的垂直作用力F3=3 460 N。在車內正壓達到12 kPa條件下，門扇作用在單個輔助鎖上的力為2 504 N，可計算出在車內正壓為12 kPa條件下輔助鎖鎖閉安全系數a=3 460/2 504=1.38，滿足輔助鎖鎖閉安全要求。

3 輔助鎖鎖體強度仿真分析

采用有限元軟件對輔助鎖鎖體強度進行仿真計算，建立的輔助鎖有限元計算模型如圖6所示。輔助鎖鎖體通過4個螺栓緊固安裝在門后端車體立柱上，在有限元計算模型中對鎖體安裝螺栓孔位移全約束。

圖6 輔助鎖有限元計算模型

建立有限元模型后對輔助鎖中各零部件分別進行材料參數賦值，為簡化模型和方便計算，對材料屬性做出以下假設：

(1) 零部件為各向同性材料；

(2) 輔助鎖受力時各零部件的變形均在材料線性范圍內。

輔助鎖主要零部件材料參數如表1所示。

表1 輔助鎖主要零部件材料參數

在車內正壓達到12 kPa條件下輔助鎖受力工況最為惡劣，此時將垂直作用于輔助鎖鎖舌面的力加載到有限元模型上，以校核輔助鎖主要零部件的應力。圖7為輔助鎖載荷示意圖，圖7中黑色箭頭代表垂直作用在輔助鎖鎖舌面的力。

圖7 輔助鎖載荷示意圖

3.1 鎖體應力計算

輔助鎖鎖體應力計算結果如圖8所示。計算結果顯示，輔助鎖鎖體最大應力為230 MPa，出現在鎖體懸臂段根部和螺栓孔剛性約束處。在輔助鎖受力情況下，鎖體懸臂段根部和螺栓孔處為所受彎矩最大區域，同時也承受著門扇通過鎖舌所傳遞過來的剪力，在彎矩和剪力的共同作用下應力達到最大值。鎖體材料為ZL101A-T5鑄鋁，其屈服強度為265 MPa，最大應力處材料安全系數S=265/230=1.152，能夠滿足EN 12663∶2000《鐵道應用 軌道車身的結構要求》規定的安全系數大于1.15的要求[10]。

3.2 鎖舌應力計算

輔助鎖鎖舌應力計算結果如圖9所示，計算結果顯示，鎖舌最大應力為66.7 MPa，出現在鎖舌滾輪軸孔拐角位置。鎖舌材料為40Cr鋼，其屈服強度為785 MPa，最大應力處材料安全系數S=785/66.7=11.7，能夠滿足EN 12663∶2000要求。

圖8 輔助鎖鎖體應力云圖

圖9 輔助鎖鎖舌應力云圖

3.3 轉臂應力計算

輔助鎖轉臂應力計算結果如圖10所示，鎖舌最大應力為53.3 MPa，發生在轉臂端部位置。鎖舌材料為40Cr鋼，其屈服強度為785 MPa，應力最大處材料安全系數S=785/53.3=14.7，能夠滿足EN 12663∶2000要求。

圖10 輔助鎖轉臂應力云圖

4 結論

本文通過分析動車組塞拉門結構，選擇受力工況較惡劣的寬幅塞拉門作為研究對象，建立簡化輔助鎖受力模型進行了分析。分析結果顯示，動車組在車內極限正壓條件下以最低工作壓力(0.45 MPa)給輔助鎖供氣時，其輸出鎖閉力大于門扇傳遞的作用力，表明能夠滿足鎖閉安全要求；建立了塞拉門輔助鎖有限元計算模型，采用有限元軟件對輔助鎖主要組成零部件進行強度仿真計算，計算結果顯示，在車內最大正壓條件下輔助鎖鎖體、鎖舌和轉臂的最大應力處安全系數均大于1.15，能夠滿足EN 12663∶2000中關于安全系數的要求。

后續需繼續開展塞拉門主鎖鎖閉安全、輔助鎖動作疲勞壽命和門扇在內外壓差條件下的疲勞壽命研究，以進一步驗證塞拉門系統的鎖閉安全。