重載列車制動工況緩沖器特性研究范文
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摘要:使用大容量緩沖器是重載列車主要特征，大容量緩沖器的大剛度特性使得重載列車運行中車鉤力增加．調(diào)車工況是對緩沖器容量需求的主要工況，在無調(diào)車需求的重載線路中沒有將緩沖器大容量特性發(fā)揮，反而引起列車運行過程中的過大車鉤力．使用列車空氣制動與縱向動力學(xué)聯(lián)合仿真方法，針對神華鐵路無調(diào)車作業(yè)的重載列車設(shè)計出新型緩沖器特性，仿真結(jié)果表明萬噸列車在減壓50、減壓170kPa常用制動和緊急制動時車鉤力分別降低11．5%、26．7%、43．8%，空氣制動減壓量越大，車鉤力降低越明顯．新緩沖器可以滿足相對速度5．0km/h的沖擊需求．該研究為緩沖器開發(fā)提供了理論指導(dǎo)．
關(guān)鍵詞:緩沖器;重載列車;車鉤力;縱向動力學(xué)
緩沖器作為緩解列車縱向沖動的主要部件，在減小車鉤力和降低列車縱向沖動中起到至關(guān)重要作用．重載列車開行以來，增加緩沖器容量成為趨勢，因此重載列車緩沖器都是大容量緩沖器，如MT-2相比于2號緩沖器，容量增加66．6%［1］．隨著重載車輛緩沖器容量增加，其作用力或者壓縮行程必然增加，但是我國通用貨車緩沖器最大行程為83mm［2］，因此增加緩沖器容量只能通過增大作用力方法實現(xiàn)，增大作用力就勢必增加緩沖器剛度，由此帶來的后果就是列車在運行過程中緩沖器減振效果變差，造成車鉤力增加，各部件受力惡劣，過早的出現(xiàn)疲勞裂紋及壽命降低．仿真計算表明，在調(diào)車工況下，車輛越重，緩沖器所需容量越大．緩沖器容量需求主要發(fā)生在相鄰車輛具有較高相對速度的情況，如沖擊工況、調(diào)車工況，而列車運行過程中相鄰車輛相對速度較低，不能出現(xiàn)最大壓縮量情況，因此對無調(diào)車作業(yè)的重載線路，根據(jù)容量需求設(shè)計的緩沖器特性沒有將大容量特性發(fā)揮，反而引起列車運行過程中的過大車鉤力，因此以調(diào)車工況作為限制條件設(shè)計緩沖器不適合無調(diào)車作業(yè)重載列車，針對無調(diào)車作業(yè)的重載車輛應(yīng)該以列車運行工況為重點設(shè)計緩沖器特性．隨著重載列車零部件裂紋問題增多，重載列車緩沖器研究變得更加活躍，QingWu［3］針對干摩擦緩沖器工作過程，推導(dǎo)了四個緩沖器工作過程，建立了模型并與實驗結(jié)果進(jìn)行了比較．孫樹磊［4］建立了緩沖器多段線性模型，并引進(jìn)附加黏滯摩擦力和附加阻尼力來修正模型．QingWu［5］建立了黏彈性緩沖器模型．胡楊［6］使用神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)方法處理緩沖器試驗結(jié)果進(jìn)而獲得緩沖器特性曲線．隨著緩沖器模型的完善，緩沖器特性對列車縱向沖動影響研究逐漸活躍，李奇桓［7］研究緩沖器特性對列車縱向沖動的影響，趙旭寶［8］研究了緩沖器各分段特性對重載列車縱向沖動的影響．到目前為止緩沖器對降低重載列車縱向沖動的作用已經(jīng)得到充分認(rèn)識，但是還沒有針對無調(diào)車作業(yè)特點開展重載車輛緩沖器研究工作．本文根據(jù)神華重載運輸?shù)默F(xiàn)狀，使用列車空氣制動系統(tǒng)和縱向動力學(xué)聯(lián)合仿真系統(tǒng)(TrainAirBrakeandLongitudinalDynamicsSimulationSystem，簡稱TABLDSS)［9-10］開展仿真研究工作，針對制動情況下列車縱向沖動水平和壓縮行程范圍，提出一種適合于神華鐵路無調(diào)車作業(yè)車輛新型緩沖器特性，并與現(xiàn)有列車沖動水平進(jìn)行比較，為無調(diào)車作業(yè)重載車輛緩沖器設(shè)計提供參考．
1列車縱向動力學(xué)模型
制動系統(tǒng)不同步特性是列車縱向沖動主要根源，制動波的傳播特性和制動缸升壓曲線的不一致性造成列車中不同位置車輛的制動能力的差異，這是引起列車縱向沖動的主要原因．為了準(zhǔn)確獲得制動系統(tǒng)不一致特性，本文使用基于氣體流動理論的列車空氣制動系統(tǒng)仿真方法獲得制動系統(tǒng)特性．該方法的基本原理是將制動系統(tǒng)模型化，分配閥動作過程邏輯化，通過計算制動系統(tǒng)內(nèi)壓縮空氣非定常流動特性獲得制動系統(tǒng)內(nèi)瞬態(tài)壓強，根據(jù)分配閥相關(guān)位置的瞬態(tài)壓力和動作邏輯關(guān)系形成分配閥內(nèi)通道，再根據(jù)氣體流動理論計算各通道瞬態(tài)流量，最終獲得計算節(jié)點和各種缸的瞬態(tài)壓強，制動系統(tǒng)內(nèi)氣體流動基本原理和分配閥邏輯關(guān)系請參看文獻(xiàn)［11］．縱向動力學(xué)模型中將列車中每個機車車輛模型化為一個集中質(zhì)量，每個質(zhì)量僅包含縱向自由度，各質(zhì)量間通過彈簧阻尼相連，每個車輛受力如圖1所示．每個車輛的運動方程式為:mixi••=FGi－FGi+1－FAi－FBi+FLi－FCi－FWi(i=1，2，…，n)(1)對于首車和尾車增加邊界條件如下:FG1=FGn+1=0(2)式中，n為列車中包含的機車車輛總數(shù);mixi••為第i節(jié)車的慣性力;FGi為第i對車鉤的車鉤力;FAi，F(xiàn)Bi，F(xiàn)Li，F(xiàn)Wi，F(xiàn)Ci分別為第i車的運行阻力、空氣制動力、牽引力或動力制動力、坡道阻力、曲線阻力．其中空氣制動力FBi使用空氣制動系統(tǒng)仿真模型計算出制動缸壓強，再根據(jù)式(3)計算制動力．式中，r、pZi、γZ、nZ、ηZ、φKi、λKi分別為制動缸半徑、制動缸瞬時有效壓強、制動倍率、制動缸數(shù)、基礎(chǔ)制動裝置傳動效率、閘瓦摩擦系數(shù)、傳動效率修正系數(shù)．坡道阻力和曲線阻力根據(jù)牽規(guī)中［12］方法計算，基本運行阻力根據(jù)神華鐵路貨車試驗獲得的擬合公式計算［13］．
2列車縱向動力學(xué)仿真結(jié)果
2．1制動系統(tǒng)仿真結(jié)果以神華鐵路萬噸重載列車為分析對象，列車由1輛HXD1+116輛C80組成．計算了列車運行中最常使用的減壓50kPa常用制動，以及較大車鉤力發(fā)生的170kPa常用制動和緊急制動三種工況，三種工況下首尾車輛列車管和制動缸壓強隨時間變化如圖2～4所示．圖中可以看出，在制動缸升壓初期，有一個平臺階，這是模型中假定的制動缸勾貝伸出過程，當(dāng)制動缸達(dá)到此壓強后，制動缸容積由余隙容積增加到制動缸總?cè)莘e，在勾貝伸出過程中，模型中假定制動缸壓強不變，當(dāng)勾貝完全伸出后，隨著制動缸充氣量的增加，壓強高于勾貝伸出壓力后，制動缸壓強再繼續(xù)增加．從圖2中看到制動缸壓強曲線中除了勾貝伸出產(chǎn)生的平臺，還有幾個小平臺，這幾個小平臺是因為在減壓后期列車管減壓速度變慢，列車管壓強略低于副風(fēng)缸壓強，分配閥內(nèi)節(jié)制閥移動，由制動位進(jìn)入保壓位，副風(fēng)缸停止向制動缸充風(fēng)所致，當(dāng)列車管壓強繼續(xù)下降到低于副風(fēng)缸壓強，并且能夠使節(jié)制閥再次移動到制動位，分配閥再一次進(jìn)入制動位，副風(fēng)缸又開始向制動缸充風(fēng)，制動缸壓強又開始上升．因為分配閥內(nèi)節(jié)制閥處于制動-保壓-制動不斷變化過程中，所以出現(xiàn)制動缸壓強上升-平臺-再上升現(xiàn)象．圖3中最大減壓量常用制動時，尾車制動缸也出現(xiàn)此現(xiàn)象，但是因為尾車列車管下降較快，從保壓開始到再進(jìn)入制動位的時間很短，因此階梯很小，沒有小減壓量時那樣明顯．
2．2車鉤力仿真結(jié)果對應(yīng)上述三種制動工況，制動過程中最大拉伸和最大壓縮車鉤力沿車長分布如圖5～7所示．圖5中減壓50kPa常用制動時，車鉤力以壓鉤力為主，最大壓鉤力發(fā)生在列車尾部偏前，發(fā)生車位是107車位，最大值為191kN．圖6中減壓170kPa常用制動時最大車鉤力發(fā)生在列車中部偏前，最大車鉤力發(fā)生位置為51車，最大值為779kN，仍然是壓鉤力為最大車鉤力．圖7中緊急制動時最大車鉤力發(fā)生在中部偏后車輛，最大車鉤力為1202kN，發(fā)生在73車位處．
文獻(xiàn)［8］分析了緩沖器不同區(qū)域特性對列車縱向沖動的影響，研究了初壓力，快速上升過渡段和慢速上升穩(wěn)定段等對車鉤力的影響．研究發(fā)現(xiàn)對于不同的制動工況，其最終的緩沖器壓縮量區(qū)域的剛度對最大車鉤力影響非常明顯，因此可以根據(jù)制動時緩沖器工作區(qū)域，適當(dāng)?shù)恼{(diào)整緩沖器剛度以降低列車中最大車鉤力．從緩沖器壓縮量看，緊急制動時緩沖器壓縮量最大，而最大壓縮量前的壓縮消耗能量也影響最終壓縮量，因此小壓縮量對應(yīng)剛度調(diào)整不僅影響小減壓量時車鉤力，同時也會影響到大減壓量時車鉤力水平，需要不斷地調(diào)整緩沖器各部分剛度數(shù)值．通過大量的比較計算，得到一種比較理想的緩沖器特性值．新舊緩沖器特性比較如圖8所示．考慮到緩沖器小壓縮量范圍內(nèi)剛度降低對緩沖器容量的影響，在緩沖器大壓縮量范圍增加了緩沖器剛度，以保證緩沖器具有基本同樣的容量．圖8中包含兩個緩沖器特性曲線，一個是根據(jù)神華鐵路縱向動力學(xué)試驗獲得的緩沖器壓縮量和車鉤力得到的試驗緩沖器特性，另一個曲線是優(yōu)化后的緩沖器特性．從兩個緩沖器特性比較看，在壓縮量10mm范圍內(nèi)，兩個緩沖器特性比較相近，改進(jìn)的緩沖器剛度略軟．而在10～55mm壓縮量范圍內(nèi)，改進(jìn)緩沖器剛度明顯變軟，大約是原緩沖器剛度的一半．由于緩沖器較軟，在列車運行情況下車鉤力有明顯的改善．而在大于55mm壓縮量時，緩沖器剛度比原來更硬．圖9～11是改進(jìn)緩沖器在兩種常用制動減壓量和緊急制動情況下的最大車鉤力分布．從圖5與圖9緩沖器特性修改前后減壓50kPa常用制動時最大車鉤力沿車長分布圖比較看，緩沖器特性修改幾乎沒有影響車鉤力分布特性，壓縮車鉤力仍然是在20輛車以后隨著車序號增加車鉤力基本呈線性增加，最大車鉤力值都發(fā)生在列車尾部．改進(jìn)后緩沖器的最大車鉤力值為169kN(107車)，相比原來緩沖器，最大車鉤力值略有減小，減小量約為11．5%．圖10是緩沖器特性改變后減壓量為170kPa常用制動時車鉤力分布，與圖6比較，最大車鉤力發(fā)生位置仍然在列車中部，改進(jìn)緩沖器最大車鉤力發(fā)生位置略有前移，最大車鉤力數(shù)值也明顯減小，由779kN降低為571kN，降低26．7%，可見大減壓量常用制動時車鉤力降低比較明顯．從緊急制動的圖11與圖7比較看，車鉤力也有明顯降低，緩沖器特性改變前最大車鉤力為1202kN，改變后為676kN，降低43．8%．最大車鉤力發(fā)生位置前移，由原來的73車前移到65車．由此可見，新獲得的緩沖器特性能夠在列車運行的幾個主要工況均能有效降低車鉤力水平，進(jìn)而提升車輛零部件使用壽命．緩沖器特性曲線與X軸包圍的面積就是緩沖器容量，經(jīng)計算發(fā)現(xiàn)在同樣的最大行程條件下，使用沖擊仿真系統(tǒng)計算最大沖擊速度，考慮到與MT-2緩沖器具有同樣安全裕量情況下，改進(jìn)后緩沖器可以滿足5．0km/h下沖擊，此速度足以應(yīng)付非調(diào)車作業(yè)條件下裝車撥車載荷、卸車撥車載荷和其他常見沖擊過程．
4結(jié)論
本文使用仿真分析方法分析了三種空氣制動條件下重載列車車鉤力，根據(jù)緩沖器工作行程，修改了緩沖器特性，提出一種適合神華線路無調(diào)車作業(yè)重載列車用新緩沖器特性，得出如下結(jié)論:(1)在列車運行條件下緩沖器工作行程范圍內(nèi)，降低緩沖器剛度可以明顯降低車鉤力水平;(2)以神華線路最常見的空氣制動和極端情況的緊急制動為限制條件，提出一種新的緩沖器特性曲線．新緩沖器可以使車鉤力可以明顯降低，減壓50kPa常用制動時降低車鉤力11．5%，減壓170kPa常用制動時車鉤力降低26．7%，緊急制動時車鉤力降低43．8%，空氣制動減壓量越大，車鉤力降低越明顯;(3)新緩沖器在約5．0km/h達(dá)到緩沖器最大行程狀態(tài)，該容量完全滿足非調(diào)車作業(yè)條件下的一般沖擊．
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作者：李朋 魏偉 李開顏 單位：中國神華能源股份有限公司