纵向冲动对大秦线重联机车渡板变形的影响*

刘　嘉, 罗世辉， 马卫华, 伍泓桦

(1　西南交通大学　牵引动力国家重点实验室， 成都 610031；2　中铁二院工程集团有限责任公司　机械动力工程设计研究院， 成都 610031)

HXD1型机车主要承担大秦线2万t重载组合列车牵引任务，较好地适应了重载运输的需求，但渡板变形问题一直未得到很好的解决。实际调研发现，故障主要集中发生于大秦线147 km等弯道处。从渡板变形部位来看，碰撞发生在列车通过弯道时，一节机车的渡板与另一节机车端部在列车纵向冲动力的作用下车钩将产生偏转行为[1-2]，车钩的偏转将使得车钩力产生横向分力，两节机车发生较大的横向错位，引起渡板碰撞。重联机车渡板的变形表明机车在运行过程中，有出现缓冲器失效、车钩尾框变形、二系吸收元件裂损等机车故障的可能，同时带来一定安全隐患，严重时甚至可能引发列车脱轨[3]。所以重联渡板的变形情况必须引起相关人员的高度重视。

国内外的研究中，王璐科[4]采用叠加法分析了重联机车过小半径曲线时的状态,分析了渡板发生大的相对横向位移的原因。李明明[5]通过分析柔性重联渡板的结构及其运行环境，找出其故障原因，并提出了改进方案。朱国辉[6]等人通过对车钩缓冲装置结构分析，阐明了在列车纵向冲动力作用下，13B型车钩摆角超限的形成机理，找到渡板变形的根本原因，以上都是基于结构对该问题的理论分析。

文中主要通过动力学方法来研究渡板的变形问题，是基于对重载列车钩缓装置行为与其对列车的运行性能影响的研究。阳光武等将钩缓装置简化为只有单一转动自由度的直杆，研究列车曲线通过时车钩偏转对列车的影响[7]；El-Sibaie提出大车钩摆角在纵向压力下会影响列车运行安全性[8]；Cole等研究了不同钩缓装置下列车的车钩力与车钩缓冲器的参数对列车的影响[9-10]。以上的研究将钩缓装置简化为线性弹簧阻尼系统或将车钩的影响以力的形式输入列车模型，不能实时研究钩缓装置的运行性能，也不能对车钩运动进行限制。许自强等在此基础上建立了考虑车钩自由摆角、缓冲器部分阻抗特性、车钩止挡的钩缓动力学子模型，将此模型输入列车模型，分析了列车电制动工况安全问题，并研究了车钩的运行行为与缓冲器阻抗特性对机车动力学的影响[11]。

1　理论分析

1.1　HXD1型机车渡板碰撞的理论分析

根据实际调研情况发现，中部机车渡板发生碰撞变形时，基本都有以下特征：一是列车运行至曲线路段；二是中部机车重联车钩处于压缩状态；三是中部机车受到纵向冲动的瞬间。

大秦线开行的重载组合列车中部重联机车主要配备13A型车钩，13A型车钩在从板与钩尾间设置了摩擦弧面。在摩擦面的作用下，如果两个面间有相对运动或相对运动趋势则会有相应的动摩擦或静摩擦力f产生。这个摩擦力的作用就是阻止车钩发生偏转,提供稳钩力矩。列车运行至曲线路段时，两节中部机车之间形成一定的夹角，若此时重联车钩受纵向冲动力F，会产生一个沿车体横向的分力F′通过车钩缓冲装置作用于车体，使两节车体间产生横向错位，车钩偏转角α进一步增大，特别是当中部机车受到纵向冲动的瞬间，可能产生车体严重错位。

图1　钩缓装置受力分析

1.2　渡板碰撞临界条件分析

渡板边角变形主要是重联机车在运行中，渡板与车体后端部发生碰撞卷边，即：渡板A圆弧1和圆弧2分别与机车B端点1和端点2发生碰撞；渡板B圆弧1和圆弧2分别与机车A端点1和端点2发生碰撞。各点位置由图2所示，由渡板尺寸及机车位置关系可知初始状态车体端点与对应圆心的距离为450 mm，确定车体端点与对应渡板圆弧圆心两点之间的距离小于渡板圆弧半径250 mm即为发生碰撞的临界条件。

图2　重联机车渡板

2　动力学计算分析

2.1　列车动力学模型

2.1.1纵向动力学方程和TDEAS软件介绍

列车中各车辆间沿轨道方向相互运动产生的振动响应属于列车纵向动力学研究范畴。当以车钩力分布规律为分析重点时，可忽略车辆的横、垂向运动，仅考虑车辆的纵向伸缩自由度[12]。将机车车辆看作刚体，受力如图3所示。

因此列车纵向动力学运动方程写为：

miXi″=Fci-1-Fci-Fwi+FTEi-FDBi-FBi

(1)

式中mi为第i辆车的质量；Xi″为第i辆车的加速度；Fci为第i对车钩的车钩力；Fwi为运行总阻力(包括：运行阻力、空气阻力、坡道阻力和曲线阻力等)；FTEi为牵引力；FDBi为机车电制动力；FBi为空气制动力。

TDEAS纵向动力学仿真软件是西南交通大学牵引动力国家重点试验室机辆所相关研究人员以列车纵向动力学、列车牵引制动和列车能耗等理论为基础开发的动力学及能量仿真平台[13]。将机车车辆基本参数、机车牵引制动特性曲线、钩缓装置特性、机车操控和线路状况等条件导入软件，则可以仿真模拟列车运行。

图3　机车车辆受力分析

2.1.2列车编组模型

仿真模拟采用的列车编组模式为：2台HXD1型电力机车，‘1+1’编组牵引2万t，即1台主控机车+105辆C80货车+1台从控机车+105辆C80货车+可控列尾装置。根据实际试验测试结果的概率统计分析，LOCOTROL装备的主控机车与从控机车之间的操纵动作通常存在3～4 s的延迟时间[14]，本次仿真中部机车滞后时间设置为3.5 s。钩缓装置均采用牵引杆与16号17号连锁车钩并用(3车一组)，配备MT-2缓冲器。

2.1.3多体动力学模型

通过SIMPACK多体动力学软件，建立13A型车钩+QKX100缓冲器连接的中部机车动力学模型，各弹簧及减振器均按实际结构建模，并充分考虑了减振器、轮轨接触的非线性特性。列车模型中，与机车相邻的货车采用的详细模型，这是因为简化货车只考虑了单一纵向自由度，不会发生摇头或点头运动，影响与之相连车钩的偏转角度，而详细模型货车车体具有6个方向的自由度，在运行时可以真实的反应出车钩的运行行为。钩缓装置的建模充分考虑钩尾摩擦特性，钩肩、钩销止挡特性，胶泥缓冲器在加载、卸载曲线上考虑初压力、最大行程、最大阻抗力、吸收率及缓冲器压死后的刚性冲击等特性[15]。

图4　中部重联机车模型

2.2　线路条件设置

大秦线147 km处于一个长大下坡，最大坡度-11‰，曲线半径800 m。选取130～160 km为仿真区间，最大高度差198 m。仿真模型具体线路设置如图5、图6，其中直线和圆曲线之间设置60 m缓和曲线，起到过渡连接作用，在直线上曲率、超高均为0，而在圆曲线上曲率、超高是一个稳定值。缓和曲线的存在，可以避免曲率和超高的突变。

图5　大秦线100～200 km高度差

图6　大秦线100～200 km曲率

2.3　仿真结果

2.3.1纵向动力学仿真

大秦线130～160 km区间机车牵引运行速度和中部机车车钩的受力情况如图7和图8所示。

由图7可知，列车以60 km/h速度进入K130，经过一小段爬坡后进入长大下坡，电制动力从0%增加至80%并一直保持，此时列车在沿坡道方向的重力分力大于电制动力和运行阻力之和，列车速度迅速增加，在K144+700处，速度增加至75 km/h。此时施加减压量为70 kPa的空气制动。列车经过一段空走后速度迅速降低，在K147+300处缓解，缓解时速度约为59 km/h。此后速度略微下降后回升，且受缓解后列车纵向冲动影响，列车运行速度也出现小幅度波动。

图8为通过TDEAS软件纵向动力学仿真得到的列车中部机车车钩受力情况。在K146处，施加减压量为70 kPa的空气制动后，车钩力迅速增大。在K147处缓解后，由于中部机车缓解信号滞后和前部列车充气较快，导致前部列车先缓解，造成瞬间较大的拉钩力。在缓解信号给出约20 s后，压钩力达到最大，出现在C109车钩，即中部机车与货车相连车钩，最大值达到970 kN。此后列车继续受纵向冲动传递影响，车钩力振荡变小。

图7　列车运行速度

图8　中部机车车钩受力

2.3.2多体动力学仿真

图9为大秦线纵向动力学仿真车钩力时间历程，在Simpack软件中模拟该纵向冲动，其时间历程参考图9中1 030～1 070 s的变化曲线，给列车设置一个正弦波纵向压力，压钩力最大值970 kN，计算时间40 s。

图10为机车端点和对应渡板圆弧圆心距离的时间历程，由图可知，机车A端点1与渡板B圆心1的距离和渡板A圆心2与机车B端点2的距离变化趋势类似；渡板A圆心1与机车B端点1的距离和机车A端点2与渡板B圆心2的距离变化趋势类似。

图9　车钩力时间历程

图10　机车端点和对应渡板 圆心距离的时间历程

图11为重联车钩偏转角时间历程，当t<12 s时，车钩1的车钩偏转角不大，因此4条曲线记录的距离呈减小趋势主要是由于压钩力增大，造成的缓冲器压缩行程变大引起的。当12

2.4　机车横向安全性分析

机车运行时，在线路、车辆状态等多种因素的影响下，可能会导致脱轨，评定防止车轮脱轨的安全指标为脱轨系数。研究4个导向轮对，最大脱轨系数为0.38，小于TB/T 2360-1993《铁道机车动力学性能试验鉴定方法及评定标准》对脱轨系数的限值0.9。同样用该标准评价轮轴横向力，过大的轮轴横向力，会导致轨距加大，造成轨距不平顺。仿真得到的最大轮轴横向力为62 kN，小于标准限值116 kN。

轮重减载率是指轮重的减载量与左右侧车轮平均轮重的比值。计算结果最大值为0.45，小于《铁道车辆动力学性能评定和试验鉴定规范》规定车辆轮重减载率的限值0.65。

图11　重联车钩偏转角时间历程

图12　弯道处渡板碰撞示意图

指标脱轨系数轮重减载率轮轴横向力/kN标准限值0.90.65116仿真结果0.380.4562

2.5　纵向冲动对车体横向错位的影响

图13为在相同仿真条件不同纵向冲动力下渡板圆心到对应车体端点的最小距离和重联车钩偏转角。随着纵向冲动增大，车钩偏转角呈增大趋势，车体横向错位越严重，达到最大自由偏转角后不再增加。由图还可以看出，在曲线半径800 m的弯道处，当纵向冲动力为920 kN时，渡板圆心到对应车体端点的最小距离为碰撞临界值250 mm，纵向冲动力大于920 kN时，渡板将发生碰撞。

图13　渡板圆心到车端最小距离和车钩偏转角

2.6　制动操作方式的影响

在大秦线130～160 km区段，采用同样的计算条件，列车在K146长大下坡空气制动时，列车管减压量从70 kPa减小到50 kPa，列车中部机车的车钩力历程如图14。

图14　中部机车车钩受力

此操纵方式也可保证列车正常运行通过该区段，整个运行过程中车钩的最大压钩力为806 kN，小于渡板碰撞的临界纵向冲动力920 kN，可见减小空气制动的减压量可有效控制纵向冲动，从而避免渡板发生碰撞。

3　结　论

(1) HXD1型机车渡板变形故障主要发生于长大下坡的弯道路段，以大秦线130～160 km区间为典型路段进行仿真分析，列车通过该区间时实施调速制动，仿真结果表明采用常用的最小列车管减压量50 kPa调速制动时，中部机车最大车钩力为806 kN，未发生渡板碰撞；而增大调速制动时的减压量，将发生更大的纵向冲动，可引起渡板发生碰撞；

(2) 仿真计算得到大秦线147 km处以70 kPa的减压量调速制动，最大车钩力为970 kN，中部机车脱轨系数0.38，轮重减载率0.45，轮轴横向力62 kN，以上机车运行安全性指标满足相关标准要求。

(3) 列车制动缓解时产生的纵向冲动是引起渡板碰撞的主要原因。在曲线半径800 m的弯道，渡板碰撞的临界纵向冲动力为920 kN，更大的纵向冲动将会引起渡板碰撞；

(4) 列车操纵方法对纵向冲动的影响较大，通过优化制动操作等方法可减小2万t重载列车通过困难路段时纵向冲动，从而减小机车的横向错位避免渡板碰撞变形，可通过本文的研究方法对碰撞进行预测。