动车组塞拉门辅助锁锁闭安全分析

王国庆，薛学栋，李雨蔚，鄂鹏宇，苏晓峰

(1.中车青岛四方机车车辆股份有限公司 国家工程研究中心，山东 青岛 266111；2.中车青岛四方机车车辆股份有限公司 技术中心，山东 青岛 266111)

目前动车组客室侧门主要有塞拉门和内置式侧拉门两种[1]。内置式侧拉门的结构和控制方式简单，在日系动车组平台得到了广泛使用，但因其模块化程度较低，且安装及检修调整项点较多，已不能适应动车组侧门发展要求[2]；塞拉门结构模块化程度高，容易实现精细化控制，在欧系动车组平台应用较广，已成为动车组客室侧门的主流门型。国内动车组客室侧门结构选型顺应这一发展趋势，在动车组统型设计中采用了塞拉门结构[3]。

动车组在正常运行、通过隧道运行及会车等过程中，车内外会产生较大气压差，客室侧门作为车体侧墙的一部分，承受着和车体侧墙等同的大气压力，如果锁闭力不足容易导致车门丧失气密性甚至出现异常打开的情况，严重影响行车安全。针对动车组内置式侧拉门结构，李善飞 等[4]研究了侧拉门在运营寿命中承受的疲劳载荷工况，并通过疲劳试验验证了侧拉门长期服役的疲劳性能；王国庆 等[5]通过计算验证了侧拉门在不同工作条件下压紧装置输出力矩均大于外部载荷作用力矩，能够满足动车组正常运行的安全性要求。针对动车组塞拉门结构,徐泉军 等[6]对某型地铁塞拉门扇进行有限元仿真分析与模态分析，找出了门扇变形严重区域与共振频率，为门扇的优化设计和避免车辆与门扇共振提供了理论依据；王金 等[7]分析了25T型客车在运行中塞拉门下导轨、携门架、锁闭装置锁销出现的问题，同时制订了优化改进方案。

由于目前对于动车组塞拉门锁闭状态下安全问题研究较少，本文通过理论计算和仿真分析对动车组塞拉门辅助锁输出力和结构强度进行校核，验证塞拉门辅助锁结构的锁闭安全性能满足要求。

1 动车组塞拉门及其辅助锁结构

塞拉门主要由承载驱动装置、辅助锁、主锁、门扇和门框等组成(图1)。塞拉门门扇通过携门架与承载驱动装置连接，其质量主要由承载驱动装置承载，其开闭动作由集成在承载驱动装置上的电机驱动丝杠控制，门扇动作主要包括沿车宽方向的塞拉动作和沿车长方向的开闭动作。

图1 塞拉门结构

塞拉门辅助锁为气动锁闭结构，主要由锁体、气缸、转臂、锁舌和复位弹簧等零部件组成(图2)，其主要作用是利用车辆供给的压缩空气驱动气缸活塞，气压经内部机构转化为锁钩的锁闭力。辅助锁工作气压为0.45～0.7 MPa，校核锁闭力时按其最低工作气压(0.45 MPa)计算。

图2 辅助锁结构

在动车组运行过程中，塞拉门主锁提供过死点机械锁闭功能，同时车辆始终给辅助锁供气，使辅助锁锁舌压紧门扇上的锁扣，与安装在车体上的门前挡斜楔块相配合，保证了车门锁闭安全。2把辅助锁提供了车门锁闭所需的主要压紧力，是保证动车组运行过程中塞拉门锁闭安全的关键部件。图3为塞拉门辅助锁锁闭断面示意图。

图3 辅助锁锁闭断面示意图

2 辅助锁锁闭力分析

日本标准JISE 7106：2006《铁路机车车辆客车车体设计一般要求》规定了铁路机车车辆车体设计中必须承载载荷的一般要求[8]，其中要求气密强度试验中的试验压力P按式(1)计算：

P=380×(V/200)2×9.806 65

(1)

式中：V——列车最高运行速度，km/h。

我国350 km/h速度等级动车组气密强度要求为12 kPa，该指标的确定参考了JISE 7106：2006和国际铁路协会发布的UIC 660：2002《保证高速列车技术兼容性的措施》[9]，同时考虑了我国武广线线路试验的实测数据。

动车组塞拉门净开宽度根据需求分为2种：800 mm和900 mm，两者区别仅在于门扇宽度不同，其他主要结构一致。在车内正压条件下，门扇面积越大其承受的压力越大，辅助锁的受力也越苛刻，因而本文选择宽幅塞拉门为研究对象校核辅助锁的锁闭力。

2.1 辅助锁承受作用力

在车内正压达到12 kPa条件下，作用在宽幅塞拉门门扇上的大气压力F的计算公式如下：

F=P′×S

(2)

式中：P′——车内正压最大值，取12 kPa；

S——宽幅塞拉门门扇面积，取S=2.1 m2。

通过式(2)计算得到：F=25 200 N。

当塞拉门处于完全锁闭状态时，门板外部周圈的密封胶条压缩量达到最大，经测试，在此条件下每100 mm长密封胶条可提供16.5 N的回弹力。作用在密封胶条上的总回弹力F弹的计算公式如下：

F弹=F′×L/100

(3)

式中：F′——每100 mm长密封胶条达到最大压缩量时的回弹力，F′=16.5 N；

L——门板密封胶条总长度，取L=6 000 mm。

通过式(3)计算得到：F弹=990 N。

门扇作用在辅助锁上的力如图4所示。

Ff.门扇作用在辅助锁上的平行作用力。

作用在门扇上的大气压力及密封胶条压缩回弹力主要由门前挡的斜楔块和门后挡的1把主锁与2把辅助锁承担。假设门后挡所承受的力在主锁和辅助锁上平均分配，根据力的平衡原理，作用在单个辅助锁上的力FN的计算公式如下：

FN=(F+F弹)/(2×3)

(4)

式(4)中，2表示作用在门扇上的大气压力及胶条压缩回弹力在门前挡和门后挡平均分配，3表示分配在门后挡上的大气压力及密封胶条压缩回弹力由1把主锁和2把辅助锁共同承担。通过式(4)计算得到：FN=4 365 N。

在此工况下垂直作用于辅助锁锁舌面的力F3′=FN×cos55°=4 365×cos55°=2 504(N)。

2.2 辅助锁锁闭安全性分析

为校核辅助锁锁闭力，对辅助锁结构进行理论力学计算简化，其受力模型如图5所示。在动车组运行过程中，如需保证车门的锁闭密封性能，则由压缩空气驱动辅助锁气缸所提供的锁闭力必须大于车内最大正压条件下门扇传递给辅助锁的力。

在车辆供气压力一定的前提条件下，辅助锁气缸输出力的大小主要取决于辅助锁气缸缸径大小。辅助锁气缸输出力F1的计算公式如下：

F1=P1×S1-Ft=P1×πD2/4-Ft

(5)

式中：P1——辅助锁最低工作气压，取0.45 MPa；

S1——辅助锁气缸截面积，mm2；

D——辅助锁气缸缸径，取D=63 mm；

Ft——辅助锁气缸复位力，Ft=53 N。

通过式(5)计算得到：F1=1 350 N。

F2.锁舌滚轮与转臂之间作用力；F3.门扇在辅助锁锁舌上的垂直作用力；F4.转臂复位弹簧力。

辅助锁在锁闭状态下受力达到平衡，根据力的平衡原理对O点建立如下力矩平衡公式：

F2×9.6+F4×23.6-F1×cos25°×25=0

(6)

在辅助锁锁闭条件下F4=118 N，根据式(6)可计算出辅助锁锁舌滚轮与转臂之间作用力F2=2 896 N。根据力的作用与反作用原则，转臂作用在锁舌上的力F2′也为2 896 N，方向与F2相反。

式(7)为根据力平衡原理对锁舌转动O′点建立的力矩平衡公式：

F2′×28-F3×23.2-M=0

(7)

式中：M——锁舌复位扭簧扭矩，取M=825 N·mm。

通过式(7)可计算出在0.45 MPa供气条件下，门扇在辅助锁锁舌上的垂直作用力F3=3 460 N。在车内正压达到12 kPa条件下，门扇作用在单个辅助锁上的力为2 504 N，可计算出在车内正压为12 kPa条件下辅助锁锁闭安全系数a=3 460/2 504=1.38，满足辅助锁锁闭安全要求。

3 辅助锁锁体强度仿真分析

采用有限元软件对辅助锁锁体强度进行仿真计算，建立的辅助锁有限元计算模型如图6所示。辅助锁锁体通过4个螺栓紧固安装在门后端车体立柱上，在有限元计算模型中对锁体安装螺栓孔位移全约束。

图6 辅助锁有限元计算模型

建立有限元模型后对辅助锁中各零部件分别进行材料参数赋值，为简化模型和方便计算，对材料属性做出以下假设：

(1) 零部件为各向同性材料；

(2) 辅助锁受力时各零部件的变形均在材料线性范围内。

辅助锁主要零部件材料参数如表1所示。

表1 辅助锁主要零部件材料参数

在车内正压达到12 kPa条件下辅助锁受力工况最为恶劣，此时将垂直作用于辅助锁锁舌面的力加载到有限元模型上，以校核辅助锁主要零部件的应力。图7为辅助锁载荷示意图，图7中黑色箭头代表垂直作用在辅助锁锁舌面的力。

图7 辅助锁载荷示意图

3.1 锁体应力计算

辅助锁锁体应力计算结果如图8所示。计算结果显示，辅助锁锁体最大应力为230 MPa，出现在锁体悬臂段根部和螺栓孔刚性约束处。在辅助锁受力情况下，锁体悬臂段根部和螺栓孔处为所受弯矩最大区域，同时也承受着门扇通过锁舌所传递过来的剪力，在弯矩和剪力的共同作用下应力达到最大值。锁体材料为ZL101A-T5铸铝，其屈服强度为265 MPa，最大应力处材料安全系数S=265/230=1.152，能够满足EN 12663∶2000《铁道应用 轨道车身的结构要求》规定的安全系数大于1.15的要求[10]。

3.2 锁舌应力计算

辅助锁锁舌应力计算结果如图9所示，计算结果显示，锁舌最大应力为66.7 MPa，出现在锁舌滚轮轴孔拐角位置。锁舌材料为40Cr钢，其屈服强度为785 MPa，最大应力处材料安全系数S=785/66.7=11.7，能够满足EN 12663∶2000要求。

图8 辅助锁锁体应力云图

图9 辅助锁锁舌应力云图

3.3 转臂应力计算

辅助锁转臂应力计算结果如图10所示，锁舌最大应力为53.3 MPa，发生在转臂端部位置。锁舌材料为40Cr钢，其屈服强度为785 MPa，应力最大处材料安全系数S=785/53.3=14.7，能够满足EN 12663∶2000要求。

图10 辅助锁转臂应力云图

4 结论

本文通过分析动车组塞拉门结构，选择受力工况较恶劣的宽幅塞拉门作为研究对象，建立简化辅助锁受力模型进行了分析。分析结果显示，动车组在车内极限正压条件下以最低工作压力(0.45 MPa)给辅助锁供气时，其输出锁闭力大于门扇传递的作用力，表明能够满足锁闭安全要求；建立了塞拉门辅助锁有限元计算模型，采用有限元软件对辅助锁主要组成零部件进行强度仿真计算，计算结果显示，在车内最大正压条件下辅助锁锁体、锁舌和转臂的最大应力处安全系数均大于1.15，能够满足EN 12663∶2000中关于安全系数的要求。

后续需继续开展塞拉门主锁锁闭安全、辅助锁动作疲劳寿命和门扇在内外压差条件下的疲劳寿命研究，以进一步验证塞拉门系统的锁闭安全。