3萬t重載列車制動工況縱向力關鍵影響因素分析

何 聞，常崇義，王俊彪，郭 剛

(1.中國鐵道科學研究院 研究生部，北京 100081；2.中國鐵道科學研究院集團有限公司 鐵道科學技術研究發展中心，北京 100081)

重載運輸具有運能大、效率高和經濟性好等特點,長期以來都是國內外鐵路貨運的重點發展方向。我國大秦、朔黃鐵路已經常態化開行2萬t重載組合列車,但隨著我國國民經濟的飛速發展,現有的重載線路運能已不能滿足日益增長的貨物運輸需求,為進一步提高運能,最經濟的措施便是常態化開行3萬t組合列車。但開行3萬t組合列車是一個涉及多學科的復雜系統性工程,大秦線首先于2014年3～4月進行了3萬t重載組合列車的試驗工作,試驗中首當其沖的便是與行車安全密切相關的列車縱向動力學問題。3萬t組合列車由于編組長度增加,列車所占線路縱斷面復雜,加之司機操縱難度的提高,列車縱向力變化更為復雜,操縱不慎便容易導致列車斷鉤、脫軌事故的發生,因此明確列車縱向力變化規律是開行3萬t組合列車的關鍵一步。目前對縱向動力學的研究手段主要包括線路試驗與仿真分析。仿真分析與線路試驗相比,人財物成本更低,獲得的數據更為全面,且可以進行多種極限工況的分析,并為線路試驗驗證提供數據參考,因此受到國內外學者的廣泛青睞。

文獻[1]通過對3類常見鉤緩系統進行仿真對比,對其縱向動力學性能和疲勞磨損表現進行了分析說明。文獻[2]通過建立列車縱向動力學仿真模型,對2萬t組合列車縱向力在不同延遲時間和制動初速下的變化規律進行了研究。文獻[3]對ECP制動系統下的列車縱向模型進行模擬仿真,據此研究了重載列車速度調節、車鉤力水平、能耗管理等重點關注問題。文獻[4-5]通過建立列車空氣制動系統與列車縱向動力學聯合仿真模型,對3萬t組合列車縱向力在不同的從控機車滯后時間下的規律以及循環制動過程進行了研究。文獻[6]同樣是通過列車空氣制動系統與列車縱向動力學聯合仿真模型,研究最高減壓50 kPa的列尾裝置對2萬t組合列車的影響。文獻[7]基于大秦線3萬t綜合試驗結果,對尾部SS4機車在列車牽引及制動方面的作用進行了分析說明。文獻[8]通過建立超長重載列車縱向動力學仿真模型,對4萬～12萬t重載列車在編組長度、機車無線同步控制延遲時間和長大下坡道的坡度差等因素影響下的縱向力規律進行了分析。

本文通過建立長大重載列車縱向動力學仿真模型并使用制動試驗數據驗證,計算分析制動工況下3萬t組合列車的電控空氣制動(electronically controlled pneumatic,ECP)制動系統、同步操控性、變坡點坡度差、車輛軸重等關鍵因素對3萬t組合列車縱向力的影響,明確指出制動工況下ECP制動系統的使用效果,無線同步操控延時邊界值、同步操縱故障時的最大可用減壓量、變坡點坡度差邊界值以及車輛軸重變化對3萬t組合列車縱向力的影響,研究結果可為3萬t重載列車的常態化開行以及優化操縱提供數據支持。

1 列車縱向動力學仿真模型

列車縱向動力學仿真模型首先以單節機車或車輛為一個分離體,單個分離體在縱向上具有一個自由度,通過對單個分離體的縱向受力分析,見圖1。圖1中,α為坡度。其縱向動力學方程為

圖1 單節機車車輛縱向受力情況

i=0,1,…,n

(1)

式中:mi為第i輛車的質量;ui為第i輛車的位移;FTi為第i輛車的牽引力(僅作用于機車);FDi為第i輛車的再生制動力(僅作用于機車);FBi為第i輛車的空氣制動力;Fwi為第i輛車的總運行阻力;Fc(i-1)、Fci分別為第i輛車的前、后車鉤力。

通過將列車中的每一個機車車輛單質點模型在縱向上進行串聯,見圖2,組合為列車縱向動力學多質點仿真模型,列車總自由度為n+1。

圖2 列車縱向動力學仿真模型

列車縱向動力學模型中使用MT-2型全鋼摩擦緩沖器或HM-1型摩擦膠泥組合式緩沖器,為準確模擬緩沖器的非線性特性,采用文獻[2,9]中的數值模型進行模擬。

空氣制動系統模型是影響列車動力學計算精度最重要的子模型之一,如果采用精確建模方法,勢必會造成參數調整的困難與計算負荷的顯著增大,基于專家知識與大量試驗數據而建立的空氣制動系統非線性解析模型則較好的保證了計算精度與計算量之間的平衡[10]。

建立復雜的非線性縱向動力學模型后,對式( 1 )采用基于Newmark-β的高精度平衡迭代法進行數值求解,該方法較目前多數的數值求解算法具有良好的計算精度[2]。

通過采用上述模型與算法,在文獻[10]中對2萬t組合列車在緊急制動下的縱向力仿真結果進行了線路試驗驗證;在文獻[8]中對25 t軸重車輛編組的3萬t 組合列車在大秦線K288+320處調速制動的結果進行了實車試驗對比驗證;為進一步準確評估30 t軸重車輛編組模型的準確性,本文根據山西中南部鐵路通道(瓦日線)重載綜合試驗數據[11]對模型進行驗證。12 000 t試驗編組為HXD2F機車+HXD1F機車+100輛C96(H)貨車+HXD1F機車+HXD2F機車,貨車全部使用HM-1型摩擦膠泥組合式緩沖器,列車管定壓600 kPa,以制動初速80 km/h在平直道線路進行常用全制動與緊急制動停車。

兩類工況下制動距離的對比見表1。由表1可知,制動距離的試驗結果與仿真結果之間的誤差不超過10%;在對應測試斷面上的最大壓鉤力實測值與計算值的對比見圖3,該模型的縱向車鉤力計算值與實測值十分接近。經過以上多次的實際線路試驗數據驗證表明,采用上述模型與算法計算長大重載列車縱向動力學問題具有較高的精度。

表1 12 000 t試驗列車編組制動距離對比驗證

圖3 不同制動工況下的最大壓鉤力分布對比驗證

2 縱向力關鍵影響因素分析

3萬t重載列車由于使用的主從控機車數量與位置不同、車輛類型不同、牽引制動控制技術不同,因此存在多種編組形式。本文在基于2萬t組合列車常態化運行經驗與2014年大秦線3萬t組合列車試驗[12]的基礎上,機車采用HXD1型電力機車和SS4B型電力機車,車輛采用25 t軸重的C80型運煤專用敞車或30 t軸重的KM98型煤炭漏斗車進行編組。主要編組形式見表2,3類編組均使用LOCOTROL分布式動力控制技術,B編組裝有ECP制動系統(采用晉中南通道重載綜合試驗中的ECP制動系統類型)控制全列制動。

表2 編組組成說明

建立3萬t重載組合列車仿真模型時,列車管定壓為600 kPa,車輛模型中2輛一組使用牽引桿,緩沖器使用MT-2型全鋼摩擦緩沖器,車鉤間隙取9.5 mm。

2.1 ECP制動系統對縱向力的影響

對使用25 t軸重車輛的A、B編組(牽引總重均約3.2萬t,編組長度均約4 km),計算制動初速60 km/h,在平直道進行常用全制動和緊急制動時的壓鉤力沿車位分布,其中A編組主從控機車同步操控延時為3 s,B編組由于使用ECP制動系統控制全列制動,制動信號傳輸時間忽略不計,但各車的制動系統響應時間計為0.3 s。圖4為常用全制動和緊急制動時最大縱向壓鉤力沿車位分布情況(負值代表壓鉤狀態,下同)。

圖4 A、B編組在常用全制動和緊急制動下的最大壓鉤力沿車位分布

由圖4可知,在平直道常用全制動工況下,使用ECP制動系統的B編組,其最大壓鉤力與使用LOCOTROL系統的A編組水平相當;但使用ECP制動系統的B編組在緊急制動時,壓鉤力水平比A編組下降25%～55%,降低效果較為明顯。主要原因在于ECP制動系統與LOCOTROL系統相比,其緊急制動與常用全制動時的制動缸升壓過程相近且具備更好的全列制動同步性。

2.2 同步操控性對縱向力的影響

3萬t重載組合列車采用LOCOTROL裝置進行主從控機車的同步操縱控制,LOCOTROL同步性測試試驗表明現場空氣制動同步作用延時基本在4 s以內,其中2～3 s延時占比(66.67%)最大[12]。在仿真中選擇A編組(“1+1+1+1”編組形式)進行計算,此外文獻[13]已經表明“V”形變坡是列車制動的最不利線路斷面,因此仿真線路選取大秦線重車方向上“V”形變坡最大坡度差區段之一的K240+000～K245+000(坡度差約8‰)區段,見圖5。

圖5 大秦線K240+000～K245+000線路縱斷面示意

計算時以60 km/h制動初速在K244+000處進行常用全制動和緊急制動停車,主/從控機車無線同步操縱延遲時間分別取為3、4、5 s。同時根據TB/T 1335—1996《鐵道車輛強度設計及試驗鑒定規范》[14],取緊急制動車鉤力限值不超過2 250 kN,常用制動下車鉤力限值一般不超過1 500 kN[11]。

圖6為不同無線同步操縱延遲時間下,采用常用全制動和緊急制動兩種制動方式的最大壓鉤力分布。可以看到當無線同步操控延遲時間達到5 s后,常用全制動和緊急制動停車時最大壓鉤力均已超限,在4 s延時下兩類制動方式的最大壓鉤力安全裕量僅為6%和5%,因此在保證3萬t組合列車常態化安全運行的條件下,無線同步操控延時需控制在3 s以內。

圖6 不同延遲時間下兩類制動方式的最大壓鉤力沿車位分布

2萬t組合列車現場常態化操縱經驗表明,當實際中無線同步操縱延遲超過5 s時,當前機車操縱狀態將繼續保持5 s,如果從控機車仍未接到操縱指令,則認為此時列車編組出現同步操縱故障。對無線通信故障下的A編組在平直道和圖5所示線路分別進行計算,結果見圖7和圖8。可見在平直道上當空氣制動減壓量為70 kPa時,安全裕量僅為6%,因此平直道上可使用的制動減壓量需,不超過60 kPa;而在大秦線上坡度差8‰的“V”形坡道區段上,只能使用不超過50 kPa的減壓量停車才可保證安全。

圖7 平直道上最大壓鉤力沿車位分布

圖8 “V”形坡道上最大壓鉤力沿車位分布

2.3 變坡點坡度差對縱向力的影響

實際線路中,單一變坡點可分為“V”形和“A”形兩類,見圖9。圖9中,下坡坡度為負值,上坡坡度為正值,坡度差為β-α。文獻[13]已表明坡度差大小對列車車鉤力具有重要影響。本節以使用25 t軸重車輛的A編組(“1+1+1+1”編組形式)為仿真計算對象,計算主從控機車同步操控延時3 s和制動初速60 km/h下,在“V”形和“A”形變坡點上進行常用全制動和緊急制動時車鉤力的變化情況。

圖9 兩類變坡點示意

經過在“V”和“A”形變坡點上不同的初制動位置進行多次仿真,發現列車前1/2長度越過變坡線路的變坡點處開始實施制動時整體車鉤力水平最大,因此以該位置為初始制動位置進行縱向力分析。

由于在實際線路中α與β的取值及范圍不盡相同,大量仿真計算表明,在常用全制動和緊急制動下“V”形或“A”形變坡區段的坡度差對縱向力影響較大,而在同一坡度差條件下取不同的α與β對車鉤力的影響則較小,故將變坡點坡度差作為主要因素考慮。

圖10和圖11分別為A編組在不同坡度差的“V”形和“A”形坡道上的最大車鉤力分布。其中對于“V”形坡道來說,列車制動過程中壓鉤狀態比拉鉤狀態更為明顯,而對于“A”形坡道而言則相反;此外列車在前1/2長度越過兩類變坡點處開始制動時,最大車鉤力均約出現在列車中部。

圖10 A編組(“1+1+1+1”編組形式)在不同坡度差的“V”形坡道上的最大壓鉤力分布

圖11 A編組(“1+1+1+1”編組形式)在不同坡度差的“A”形坡道上的最大拉鉤力分布

對在不同坡度差的“V”形和“A”形坡道上的常用全制動、緊急制動仿真結果進行擬合,見圖12。圖12中,橫軸取正為“V”形變坡,橫取負為“A”形變坡。由圖12可知,“A”形坡道區段上拉鉤力對坡度差變化更敏感,當坡度差大于5‰后最大拉鉤力均隨著坡度差的增大而線性增長;“V”形坡道區段則對壓鉤力敏感,當坡度差大于5‰后最大壓鉤力隨坡度差線性增大。此外對于“A”形坡道區段,25 t軸重的3萬t“1+1+1+1”編組所允許的最大坡度差為13‰;對于“V”形坡道區段所允許的最大坡度差則為10‰。

圖12 A編組(“1+1+1+1”編組形式)最大車鉤力與坡度差的關系

2.4 車輛軸重對縱向力的影響

車輛軸重是貨車車輛設計中的重要基礎參數之一,實際運營中采用大軸重貨車車輛編組可以有效地提高編組運輸能力[15]。車輛軸重是貨車車輛設計中的重要基礎參數之一,實際運營中采用大軸重貨車車輛編組可以有效地提高編組運輸能力。對使用不同軸重車輛的A、C兩類編組進行仿真分析,兩類編組均為“1+1+1+1”編組形式,其中A編組使用25 t軸重C80敞車,C編組使用30 t軸重KM98漏斗車,兩類編組牽引載重均為3.2萬t。對比兩類編組在平直道上以初速60 km/h進行常用全制動和緊急制動停車過程中的最大壓鉤力表現,兩類編組的主從控機車無線同步操控延時均為3 s,結果見圖13。

圖13 不同軸重車輛編組下兩類制動方式的最大壓鉤力沿車位分布

由圖13可知,采用30 t軸重車輛編組的C編組與采用25 t軸重車輛編組的A編組相比,在常用全制動和緊急制動下的最大壓鉤力平均下降約40%。其主要原因:①30 t軸重車輛制動率(重車,常用制動時)為12.3%,比25 t軸重的低3.6%;②30 t軸重編組長度比25 t的略短,約縮短108 m。從縱向動力學表現來看,當線橋隧和裝備等條件具備后,大軸重車輛更適合重載運輸。

3 結論

1)通過對C96(H)貨車編組在平直道上進行列車縱向動力學仿真計算,其計算規律與實車試驗結果高度吻合,表明本文重載組合列車縱向動力學模型與數值算法具有良好的精度。

2)組合列車在緊急制動時,使用ECP制動系統比使用3 s無線同步操控延時的LOCOTROL系統壓鉤力水平可下降25%～55%,但常用全制動下壓鉤力無明顯下降。

3)基于大秦線線路條件,為保證25 t軸重的3萬t “1+1+1+1”編組全線常態化安全運行,無線同步操縱延時應控制在3 s以內;若發生無線通信故障,在有較大“V”形變坡坡度差的線路上制動時可用的空氣制動減壓量不應超過50 kPa,平直道上減壓量不超過60 kPa。

4)為保證3 s無線同步操控延時的25 t軸重3萬t“1+1+1+1”編組安全運行,“A”形變坡區段允許的最大坡度差為13‰,“V”形變坡區段允許的最大坡度差為10‰。

5)30 t軸重車輛編組的3萬t組合列車與25 t軸重車輛編組列車相比,常用全制動和緊急制動下的車鉤力平均下降約40%。