李國朋，陳迪來，劉建新，陳清

(西南交通大學(xué)a.牽引動力國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室;b.機(jī)械工程學(xué)院，成都 610031)

平縱斷面設(shè)計(jì)對200 km/h速度等級機(jī)車安全性和平穩(wěn)性的影響

李國朋a，陳迪來b，劉建新a，陳清a

(西南交通大學(xué)a.牽引動力國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室;b.機(jī)械工程學(xué)院，成都 610031)

利用多體動力學(xué)軟件simpack建立了200 km/h速度等級機(jī)車的動力學(xué)模型，分析了機(jī)車通過平面曲線工況、縱斷面工況和平縱斷面組合工況時(shí)的安全性和平穩(wěn)性，并根據(jù)現(xiàn)行鐵道機(jī)車車輛動力學(xué)性能評定規(guī)范進(jìn)行評價(jià)。結(jié)果表明:機(jī)車通過平面曲線工況時(shí)，在緩和曲線段內(nèi)，其動力學(xué)性能變化較大;縱斷面工況對機(jī)車垂向動力學(xué)性能的影響比對橫向動力學(xué)性能的影響大;當(dāng)考慮軌道不平順時(shí)，平縱斷面工況下機(jī)車的安全性與平穩(wěn)性指標(biāo)均屬優(yōu)良范圍。

機(jī)車;安全性;平穩(wěn)性;軌道不平順

早期鐵路線路平縱斷面參數(shù)研究一般采用傳統(tǒng)線路設(shè)計(jì)方法，即假定列車為一質(zhì)點(diǎn)或剛體進(jìn)行受力分析，忽略車輛與線路之間動力相互作用的影響。在列車速度較低的情況下，這些準(zhǔn)靜態(tài)分析方法能滿足設(shè)計(jì)的需要，但是，隨著列車運(yùn)行速度的不斷提高，輪軌的動力作用愈加明顯。如何從動力學(xué)角度進(jìn)行優(yōu)化和驗(yàn)證，已經(jīng)成為準(zhǔn)高速和高速鐵路線路參數(shù)設(shè)計(jì)的重要研究內(nèi)容［1］。本文從動力學(xué)的角度對200 km/h等級鐵路平縱斷面設(shè)計(jì)進(jìn)行研究。

列車在線路上運(yùn)行時(shí)，由于機(jī)車車輛結(jié)構(gòu)、運(yùn)行工況、線路及軌道條件的差異，使得輪軌之間的受力不同。車體橫向及縱向加速度、車輪脫軌系數(shù)、輪重減載率、輪軌橫向力等是評價(jià)機(jī)車平穩(wěn)性和安全性的重要指標(biāo)。本文通過多體動力學(xué)軟件simpack研究在不同線路狀態(tài)下機(jī)車的安全性和平穩(wěn)性［2］。

1 機(jī)車動力學(xué)模型

圖1為200 km/h速度級別的6軸交流傳動電力機(jī)車物理模型。該模型采用C0－C0軸式，由車體、2個(gè)構(gòu)架、6個(gè)驅(qū)動裝置(電動機(jī)及齒輪箱等)和6個(gè)輪對組成。車體和構(gòu)架間由二系高圓彈簧(每架每側(cè)3組)、橫向減振器(每架2個(gè))、垂向減振器(每架4個(gè))及抗蛇行減振器(每架2個(gè))等實(shí)現(xiàn)二系懸掛，并有雙側(cè)低位平拉桿牽引裝置連接。構(gòu)架和輪對之間由一系懸掛裝置連接。一系懸掛裝置由一系彈簧、單軸箱拉桿和垂向減振器組成。驅(qū)動裝置通過1個(gè)球鉸和2根吊桿掛接在構(gòu)架上，從而實(shí)現(xiàn)驅(qū)動裝置與構(gòu)架的彈性橫動，即彈性懸掛。

圖1200 km/h速度級別的6軸交流傳動電力機(jī)車物理模型

2 動力學(xué)性能評價(jià)標(biāo)準(zhǔn)

2.1 輪重減載率

輪重減載率為減載側(cè)車輪的輪重減載量與輪對的平均靜輪重之比，記作ΔP/P(ΔP為輪重減載量，P為輪對的平均靜輪重)。其評定等級如表1所示。其中:第1限度為評定車輛運(yùn)行安全的合格標(biāo)準(zhǔn);第2限度為增大了安全裕量的標(biāo)準(zhǔn)。

表1 輪重減載率評定標(biāo)準(zhǔn)

2.2 脫軌系數(shù)

脫軌系數(shù)定義為作用在車輪上的橫向力和垂向力比值的大小，按照TB/T2360—93《鐵道車輛動力學(xué)性能試驗(yàn)鑒定方法及評定標(biāo)準(zhǔn)》來評定。本文取Q/P≤0.8(Q為作用于車輪上的橫向力，P為作用于車輪上的垂向力)。

2.3 輪軌橫向力

輪軌橫向力是導(dǎo)致軌排橫移、軌距擴(kuò)大、曲線橫向變形的主要根源。在國家標(biāo)準(zhǔn)GB5599—85中，輪軌橫向力的限值主要是根據(jù)木枕線路道釘所能承受的橫向力極限或鋼軌彈性扣件的橫向設(shè)計(jì)荷載確定，本文取H≤19+0.3PW，其中PW為靜軸重(kN)。本文機(jī)車模型靜軸重為21 t，所以H≤82 kN。

2.4 車體平穩(wěn)性

按照TB/T2360—93《鐵道車輛動力學(xué)性能試驗(yàn)鑒定方法及評定標(biāo)準(zhǔn)》進(jìn)行評定。車輛運(yùn)行平穩(wěn)性評價(jià)標(biāo)準(zhǔn)如下:①垂向振動加速度Av(m/s2)，其中Av≤2.45為優(yōu)，2.45＜Av≤2.95為良，2.95＜Av≤3.36為合格;②橫向振動加速度Ah(m/s2)，其中Ah≤1.47為優(yōu)，1.47＜Ah≤1.96為良，1.96＜Ah≤2.45為合格。

3 平面曲線工況

在平面曲線中，主要包括直線、緩和曲線和圓曲線等。緩和曲線是直線與圓曲線間的變曲率過渡曲線。在緩和曲線范圍內(nèi)，曲線半徑由無限大逐漸變到圓曲線半徑，外軌超高由0逐漸上升到圓曲線的超高值。當(dāng)車輛高速從直線進(jìn)入曲線時(shí)，車輪輪緣與鋼軌之間會產(chǎn)生較大的輪軌沖擊。緩和曲線線型和長度等相關(guān)設(shè)計(jì)參數(shù)對機(jī)車動力學(xué)性能產(chǎn)生比較大的影響［3］。圓曲線段內(nèi)超高和曲線半徑達(dá)到最大，相應(yīng)的機(jī)車動力學(xué)性能如輪軌橫向力、車體橫向加速度和輪重減載率等經(jīng)過緩和曲線過渡之后在圓曲線段內(nèi)趨于一較大的平穩(wěn)值。如圖2所示，在緩和曲線與圓曲線段內(nèi)，機(jī)車動力學(xué)參數(shù)有較大變化。

以前司機(jī)室橫向及垂向加速度變化情況為例進(jìn)行研究。工況設(shè)置:不考慮軌道不平順，縱斷面設(shè)置為平坡，圓曲線半徑為3 000 m，長度為400 m，超高為125 mm，緩和曲線長度為150 m，緩和曲線順坡率為0.8‰，機(jī)車以200 km/h速度通過此曲線工況，則欠超高為32 mm，未平衡加速度為0.215 m/s2，均在允許的未被平衡的超高范圍內(nèi)［4］。

由圖2可知:前司機(jī)室的橫向加速度從直緩點(diǎn)附近開始變化，到緩圓點(diǎn)附近達(dá)到最大值，為1.08 m/s2，在圓曲線上經(jīng)過一段距離后趨于穩(wěn)定;對于垂向加速度，其在直緩點(diǎn)附近和緩圓點(diǎn)附近都有變化，最大值為0.093 m/s2，相對于橫向加速度變化較小，在圓曲線段內(nèi)幾乎沒有變化，并且趨于0。由此可知，緩和曲線段內(nèi)車體橫向和垂向加速度都有變化，橫向加速度變化比較大，垂向加速度變化比較小。

圖2 平面曲線工況下前司機(jī)室橫向及垂向加速度

4 縱斷面工況

在縱斷面內(nèi)主要包括坡道和圓曲線。坡道的主要設(shè)計(jì)參數(shù)有坡度和坡道長度。根據(jù)《鐵路線路設(shè)計(jì)規(guī)范》規(guī)定，采用電力機(jī)車牽引時(shí)，設(shè)計(jì)坡度不能超過20‰。本文線路工況的坡度設(shè)為6‰，滿足標(biāo)準(zhǔn)?？v斷面坡段長度宜設(shè)計(jì)為較長的坡段，但從節(jié)省工程投資的角度分析，較短的坡段能較好地適應(yīng)地形，減少工程數(shù)量，降低工程投資，因此，最小坡段長度的確定既要滿足列車運(yùn)行的平穩(wěn)性要求，又要盡可能地節(jié)約工程投資，使兩者取得最佳的統(tǒng)一。根據(jù)《新建時(shí)速200 km/h客貨共線鐵路設(shè)計(jì)暫行規(guī)定》，最小坡段長度不宜小于600 m，個(gè)別最小坡段長度不應(yīng)小于400 m。我國相關(guān)技術(shù)規(guī)范規(guī)定，當(dāng)線路的相鄰坡度差大于等于1‰時(shí)，應(yīng)以圓曲線型豎曲線連接，對于200 km/h速度等級的線路，豎曲線半徑不得小于15 000 m。

以前司機(jī)室橫向及垂向加速度變化情況為例進(jìn)行研究。工況設(shè)置:不考慮軌道不平順，平面為直線，縱斷面坡度為±6‰，坡道長度為500 m，豎曲線半徑為15 000 m。斷面如圖3所示。仿真結(jié)果如圖4所示。

圖3 凸形斷面

圖4 縱斷面工況下前司機(jī)室橫向及垂向加速度

由圖4可知:前司機(jī)室的橫向加速度在豎曲線起止點(diǎn)附近變化不明顯，最大值為2.28E－3 m/s2;對于垂向加速度，在豎曲線起止點(diǎn)附近都有變化，并在起點(diǎn)附近達(dá)到最大值，為0.268 m/s2，相對于橫向加速度變化較大，但在坡段內(nèi)幾乎沒有變化，并且趨于0。由此可知:豎曲線對車體橫向和垂向加速度都有影響，而垂向加速度變化比較大，橫向加速度變化比較小。

5 平縱斷面重疊

機(jī)車通過平面曲線時(shí)所產(chǎn)生的離心力會使曲線內(nèi)外軌受力不均。列車通過豎曲線時(shí)，在垂直面上產(chǎn)生離心力。凸形豎曲線使輪軌垂向力減輕，凹形豎曲線使輪軌垂向力增加，所以當(dāng)豎曲線與緩和曲線、圓曲線重疊時(shí)，會造成輪軌之間的不良受力狀況。由本文分析可知，機(jī)車在緩和曲線、圓曲線和豎曲線段內(nèi)的動力學(xué)性能變化很大。由于豎曲線與緩和曲線重疊，會增加線路測設(shè)工作量和養(yǎng)護(hù)維修工作的難度，對行車安全和乘坐舒適度均產(chǎn)生不利影響，所以《鐵路線路設(shè)計(jì)規(guī)范》規(guī)定豎曲線不能與緩和曲線重疊?？紤]到圓曲線半徑比較大，圓曲線長度比緩和曲線長度要長很多，為避免豎曲線與圓曲線重疊設(shè)置而增加工程成本，所以《鐵路線路設(shè)計(jì)規(guī)范》規(guī)定:設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)盡量減少在圓曲線內(nèi)設(shè)置變坡點(diǎn)，困難條件下，豎曲線與圓曲線可重疊設(shè)置。本文就豎曲線與圓曲線的重疊設(shè)置對行車的安全性和平穩(wěn)性進(jìn)行了討論。

工況設(shè)置:線路幾何參數(shù)如圖5和表2所示。圖6為平縱斷面組合三維示意圖，其中:i為豎曲線坡度;r為豎曲線半徑;Lh為緩和曲線長度;Ly為圓曲線長度;R為圓曲線半徑;T為豎曲線長度; H為直緩點(diǎn)與豎曲線起點(diǎn)之間的距離;h為平面曲線超高。機(jī)車通過直緩點(diǎn)后車體產(chǎn)生的振動與車體振動、衰減特性和運(yùn)行速度有關(guān)，所以H的最小長度應(yīng)保證機(jī)車通過的時(shí)間不小于轉(zhuǎn)向架彈簧振動消失的時(shí)間。對于我國200 km/h速度級別的電力機(jī)車，彈簧振動周期一般為1.12 s。由于機(jī)車彈簧和減振器的減振作用，機(jī)車的振動在1～2個(gè)周期內(nèi)基本消失。我國200 km/h速度等級列車振動衰減距離取0.67Vmax，約為132 m。為了更好地分析平縱斷面重疊對機(jī)車動力學(xué)性能的影響，本文選取直緩點(diǎn)和豎曲線起點(diǎn)重疊時(shí)(即H= 0 m)與機(jī)車通過直緩點(diǎn)后經(jīng)過一段距離振動衰減完畢時(shí)(H=150 m)2種組合工況進(jìn)行研究。

圖5 平縱斷面組合示意圖

圖6 平縱斷面組合三維示意圖

表2 縱斷面和平面幾何參數(shù)

5.1 不考慮軌道不平順

5.1.1 H=0時(shí)

圖7和8為H=0時(shí)圓曲線分別與凸形豎曲線和凹形豎曲線以及僅有平面曲線3種工況時(shí)前司機(jī)室橫向及垂向加速度的對比，可以看出:

1)豎曲線對前司機(jī)室垂向加速度影響比較大，特別是在緩圓點(diǎn)(700 m附近)與豎曲線起點(diǎn)重合位置附近，達(dá)到最大值，為0.293 m/s2，但對橫向加速度影響較小。圖7中，平坡時(shí)垂向加速度變化不大，所以平面曲線對垂向加速度影響較小。

2)由圖8可以看出:機(jī)車在豎曲線上運(yùn)行產(chǎn)生豎向離心力，凸形豎曲線產(chǎn)生的垂向加速度向下，使輪載減輕;凹形豎曲線產(chǎn)生的垂向加速度向上，使輪載增大，進(jìn)而使輪軌橫向力增大，前司機(jī)室橫向加速度增大。對于凸形豎曲線則相反。

圖7 前司機(jī)室橫向加速度

圖8 前司機(jī)室垂向加速度

5.1.2 H=150時(shí)

圖9～14是H=0 m(緩圓點(diǎn)與豎曲線起點(diǎn)重合)與H=150 m(平面圓曲線包豎曲線)兩種組合下機(jī)車的平穩(wěn)性與安全性對比。

圖9 凹形豎曲線與圓曲線重疊時(shí)輪重減載率對比

圖10 凸形豎曲線與圓曲線重疊時(shí)輪重減載率對比

圖11 凹形豎曲線與圓曲線重疊時(shí)前司機(jī)室垂向加速度對比

圖12 凸形豎曲線與圓曲線重疊時(shí)前司機(jī)室垂向加速度對比

圖13 凸形豎曲線與圓曲線重疊時(shí)脫軌系數(shù)對比

圖14 凹形豎曲線與圓曲線重疊時(shí)脫軌系數(shù)對比

由圖9～14可知:不管是凸形豎曲線還是凹形豎曲線，2種組合的各個(gè)動力學(xué)參數(shù)最大值都相差不大，如對于凹形豎曲線與圓曲線重疊工況(H=0 m時(shí))，前司機(jī)室垂向加速度最大值為2.88 m/s2，而當(dāng)H=150 m時(shí)，前司機(jī)室垂向加速度最大值為2.72 m/s2，兩者相差0.12 m/s2，相差較小。差別主要體現(xiàn)在垂向動力響應(yīng)所產(chǎn)生的位置，以及能否有效降低與橫向振動疊加產(chǎn)生的合成振動。如凸形豎曲線與圓曲線重疊時(shí)(H= 0 m)，前司機(jī)室垂向加速度在700 m附近發(fā)生變化;H=150 m時(shí)，前司機(jī)室垂向加速度在850 m附近發(fā)生變化，垂向動力響應(yīng)所產(chǎn)生的位置距離與平縱斷面關(guān)鍵點(diǎn)處的距離大小相符。

5.2 考慮軌道不平順

軌道不平順是機(jī)車車輛/軌道系統(tǒng)的激勵函數(shù)，是使運(yùn)行中的機(jī)車車輛產(chǎn)生振動的主要根源［5］。軌道隨機(jī)不平順設(shè)置:在表2所示的線路工況上加入德國高干擾譜，經(jīng)過仿真計(jì)算得到機(jī)車通過不同類型組合斷面時(shí)的動力學(xué)性能指標(biāo)，如表3所示。

1)對于兩種不同的平縱斷面組合，不管是凸型豎曲線還是凹型豎曲線，機(jī)車以200 km/h運(yùn)行時(shí)的安全性和平穩(wěn)性指標(biāo)都在合格限值范圍內(nèi)，并且數(shù)值相差不大。如H=0 m，縱斷面為凸型豎曲線時(shí)，前司機(jī)室橫向加速度為1.67 m/s2，參考動力學(xué)性能評價(jià)標(biāo)準(zhǔn)可知，橫向平穩(wěn)性為良。

2)對于凸型豎曲線和凹型豎曲線作用下的輪軌橫向力，前者大于后者，主要是由于凸型縱斷面的豎向離心力抵消了部分重力加速度，加大了欠超高，雖然差幅不足5%，但安全性指標(biāo)十分接近。

表3 通過不同平縱斷面組合的機(jī)車動力學(xué)參數(shù)最大值

6 結(jié)論

通過對平縱斷面不同工況下的機(jī)車動力學(xué)性能仿真和計(jì)算分析得出以下結(jié)論:

1)機(jī)車通過平面曲線時(shí)，在緩和曲線段內(nèi)，機(jī)車的動力學(xué)性能變化較大，并且緩和曲線對機(jī)車橫向動力學(xué)性能的影響比對垂向動力學(xué)性能的影響大。

2)縱斷面工況對機(jī)車垂向動力學(xué)性能的影響比對機(jī)車橫向動力學(xué)性能的影響大。由本文研究結(jié)果可以看出，只考慮縱斷面工況時(shí)，機(jī)車的前司機(jī)室垂向加速度變化較大，橫向加速度變化較小。

3)不考慮軌道不平順時(shí)，不論是凸型豎曲線還是凹型豎曲線，平縱斷面的組合對各個(gè)動力學(xué)參數(shù)最大值影響不大，差別只體現(xiàn)于垂向動力響應(yīng)所產(chǎn)生的位置。

4)考慮軌道不平順時(shí)，不論是凸型豎曲線還是凹型豎曲線，H=0 m與H=150 m兩種組合工況下機(jī)車的安全性與平穩(wěn)性指標(biāo)均屬優(yōu)良范圍。凸型豎曲線作用下的輪軌橫向力大于凹型豎曲線作用下的輪軌橫向力。

［1］周志華，向俊，劉新元，等.廣珠城際鐵路線路平縱斷面設(shè)計(jì)參數(shù)動力學(xué)評估［J］.鐵道科學(xué)與工程學(xué)報(bào)，2009(5):21－25.

［2］練松良，陳松林，李向國.客運(yùn)專線豎曲線與平面曲線重疊的試驗(yàn)驗(yàn)證［J］.鐵道學(xué)報(bào)，2005(2):75－79.

［3］趙增闖，陳清.緩和曲線對200 km/h速度等級機(jī)車抗脫軌穩(wěn)定性能的影響［J］.電力機(jī)車與城軌車輛，2013 (4):24－27.

［4］王福天.車輛系統(tǒng)動力學(xué)［M］.北京:中國鐵道出版社，1994.

［5］王開云，周維俊，翟婉明，等.基于動力學(xué)理論對高中速客運(yùn)專線和高低速客貨共線鐵路平縱面合理匹配的研究［J］.鐵道標(biāo)準(zhǔn)設(shè)計(jì)，2005(7):1－3.

(責(zé)任編輯 劉舸)

Influence of Planar and Vertical Design on Safety and Stability of a 200 km/h Locomotive

LI Guo－penga，CHEN Di－laib，LIU Jian－xina，CHEN Qinga
(a.Traction Power State Key Laboratory;b.School of Mechanical Engineering，
Southwest Jiaotong University，Chengdu 610031，China)

Using multi－body dynamics software to set up a 200 km/h locomotive dynamic model，locomotives were analyzed by plane curve conditions，longitudinal vertical section and planar and vertical combination conditions on safety and stability of locomotive.And under the existing railway vehicle dynamics performance evaluation norms were evaluated.The results show that when locomotives get through the plane curve conditions，in the transition track，changes are large in the dynamic performance locomotives.Influence of the vertical section on the locomotive vertical dynamics is larger than performance of the locomotive transverse dynamics.When considering the track irregularity，safety and stability of locomotive in the planar and vertical combination conditions are good indicators of the range.

locomotive;safety;stability;track irregularities

U27

A

1674－8425(2014)05－0013－06

10.3969/j.issn.1674－8425(z).2014.05.003

2013－12－22

國家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51375403);國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室自主課題(2012TPL－T09)

李國朋(1988—)，男，河南新鄉(xiāng)人，碩士研究生，主要從事機(jī)車車輛系統(tǒng)動力學(xué)研究。

李國朋，陳迪來，劉建新，等.平縱斷面設(shè)計(jì)對200 km/h速度等級機(jī)車安全性和平穩(wěn)性的影響［J］.重慶理工大學(xué)學(xué)報(bào):自然科學(xué)版，2014(5):13－18.

format:LI Guo－peng，CHEN Di－lai，LIU Jian－xin，et al.Influence of Planar and Vertical Design on Safety and Stability of a 200 km/h Locomotive［J］.Journal of Chongqing University of Technology:Natural Science，2014 (5):13－18.