大軸重重載列車長(zhǎng)大下坡道曲線地段行車性能分析

蔣立干， 時(shí) 瑾,2， 龍?jiān)S友

(1.北京交通大學(xué) 土木建筑工程學(xué)院，北京 100044; 2.軌道工程北京市重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，北京 100044;3.中國(guó)鐵路設(shè)計(jì)集團(tuán)有限公司，天津 300142)

大軸重重載列車長(zhǎng)大下坡道曲線地段行車性能分析

蔣立干1， 時(shí) 瑾1,2， 龍?jiān)S友3

(1.北京交通大學(xué) 土木建筑工程學(xué)院，北京 100044; 2.軌道工程北京市重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，北京 100044;3.中國(guó)鐵路設(shè)計(jì)集團(tuán)有限公司，天津 300142)

重載鐵路長(zhǎng)大下坡道小曲線地段病害多發(fā)，是危及行車安全的風(fēng)險(xiǎn)源。以雙機(jī)牽引30 t軸重萬噸列車為研究對(duì)象，在考慮列車縱向沖動(dòng)和曲線車輛動(dòng)力學(xué)行為基礎(chǔ)上，建立了長(zhǎng)大列車動(dòng)力學(xué)模型，分析了大軸重重載列車在常用全制動(dòng)工況下長(zhǎng)大坡道曲線參數(shù)設(shè)置對(duì)行車性能的影響。研究表明：重載列車在13‰下坡道500 m 半徑曲線地段制動(dòng)時(shí)，整列車產(chǎn)生最大壓鉤力的車輛與曲線上出現(xiàn)最大車鉤力的車輛并不一致，當(dāng)曲線距頭車初始制動(dòng)位置距離700 m時(shí)，曲線段上第48節(jié)車車鉤力達(dá)到最大值；制動(dòng)產(chǎn)生的縱向沖動(dòng)作用可使輪重減載率增大72%、傾覆系數(shù)增大47%、輪軌橫向力增大41%、脫軌系數(shù)增大27%，這一作用會(huì)對(duì)行車安全性和軌道服役性能造成不利影響；從提高運(yùn)營(yíng)期行車安全、減緩曲線病害角度考慮，建議長(zhǎng)大坡度最小曲線半徑選取800 m。該研究可為重載鐵路設(shè)計(jì)提供參考。

重載列車；縱向動(dòng)力學(xué)；長(zhǎng)大下坡；曲線；行車性能

發(fā)展重載運(yùn)輸是鐵路運(yùn)輸擴(kuò)能增效的一種有效途徑。近年來我國(guó)重載鐵路取得了很大發(fā)展，車輛軸重不斷提高，萬噸級(jí)水平牽引質(zhì)量已成常態(tài)。我國(guó)已開通運(yùn)行的大秦線、神朔線、瓦日鐵路等穿越山區(qū)，地形復(fù)雜，線路不得不采用長(zhǎng)大坡度小曲線以克服地形高差。長(zhǎng)大列車在大坡道上運(yùn)行時(shí)一般采用循環(huán)制動(dòng)或常用制動(dòng)，由于萬噸重載列車長(zhǎng)達(dá)2～3 km，列車制動(dòng)波傳遞速度會(huì)引起列車縱向沖動(dòng)，若再在坡道上設(shè)置小半徑曲線，則這一縱向沖動(dòng)可能會(huì)加劇輪軌相互作用，對(duì)行車安全造成不利影響。另一方面，既有重載線路在大坡度小曲線地段常多發(fā)鋼軌側(cè)翻、軌排橫移等病害，增加了養(yǎng)護(hù)維修工作量。因此開展重載列車長(zhǎng)大下坡度曲線行車性能研究具有重要的理論意義和應(yīng)用價(jià)值。

國(guó)內(nèi)外研究機(jī)構(gòu)及學(xué)者對(duì)列車縱向沖動(dòng)和曲線通過安全性開展了廣泛的研究。Cole等[1]研發(fā)了列車縱向動(dòng)力學(xué)系統(tǒng)，分析了車鉤間隙對(duì)緩沖器疲勞破壞的影響及摩擦緩沖器與傳統(tǒng)鏈子鉤緩系統(tǒng)對(duì)列車車鉤力的影響；Ansari[2]利用縱向動(dòng)力學(xué)模型分析了緩沖器剛度、車鉤間隙、制動(dòng)對(duì)列車縱向沖動(dòng)的影響；Belforte等[3]考慮鉤緩裝置建立列車組合模型，分析列車曲線通過安全性；El-Sibaie[4]則根據(jù)實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)，考慮列車間的縱向沖動(dòng)，模擬研究了列車在曲線地段的輪重減載率的問題；Mohammad等[5]進(jìn)一步考慮制動(dòng)工況建立了一個(gè)非線性的5節(jié)編組空間列車模型以研究列車在常用制動(dòng)過程中的脫軌問題。常崇義等[6]以兩萬噸重載縱向動(dòng)力學(xué)模型為基礎(chǔ)分析了主控機(jī)車與從控機(jī)車的同步響應(yīng)時(shí)間和制動(dòng)初速對(duì)重載組合列車車鉤縱向力的影響；魏偉等[7]則進(jìn)一步在縱向動(dòng)力學(xué)模型中考慮了空氣制動(dòng)系統(tǒng)作用原理；王開云等[8]分析了車鉤縱向力對(duì)輪軌動(dòng)態(tài)相互作用性能的影響；孫書磊等[9]研究了列車在緊急制動(dòng)工況下重載列車曲線通過性能；田光榮等[10]采用循環(huán)變量法建立了長(zhǎng)大重載列車三維空間耦合動(dòng)力學(xué)模型，分析了重載列車在直線、曲線和坡道上的動(dòng)力學(xué)性能。上述研究由于目的不同，主要集中在列車縱向沖動(dòng)、坡道上行車性能等方面的研究，但較為缺乏大軸重條件下列車在大坡度小曲線組合條件下行車性能的深入研究。

本文在考慮列車縱向沖動(dòng)和曲線動(dòng)力學(xué)行為基礎(chǔ)上建立30 t軸重萬噸長(zhǎng)大列車動(dòng)力學(xué)模型，研究常用全制動(dòng)工況下長(zhǎng)大下坡道曲線參數(shù)設(shè)置對(duì)縱向作用力、行車安全性等的影響規(guī)律，以期對(duì)重載鐵路設(shè)計(jì)提供參考。

1 分析模型

縱向動(dòng)力學(xué)模型主要考慮列車間縱向沖動(dòng)作用，重點(diǎn)研究列車不同操作模式下車鉤縱向力變化情況；車輛動(dòng)力學(xué)模型重點(diǎn)考慮車輛部件空間振動(dòng)和輪軌相互作用。對(duì)于本文研究問題來說需充分考慮列車縱向沖動(dòng)作用和車輛動(dòng)力學(xué)特征，而對(duì)于車輛編組量大的重載列車來說，若逐一考慮各節(jié)車輛橫、縱、垂三向耦合動(dòng)力學(xué)特征，則計(jì)算量較大，計(jì)算效率低。本文基于UM動(dòng)力仿真平臺(tái)，充分利用一維縱向動(dòng)力學(xué)模型和車輛動(dòng)力學(xué)模型的優(yōu)勢(shì)，建立重載長(zhǎng)大列車混合動(dòng)力仿真模型，實(shí)現(xiàn)長(zhǎng)大坡度小曲線動(dòng)力學(xué)行為模擬。

1.1 縱向動(dòng)力學(xué)模型

列車縱向動(dòng)力學(xué)模型將車輛視為質(zhì)量塊，僅考慮車輛的縱向自由度，車與車之間通過鉤緩裝置連接。取單節(jié)車輛分析，方程式如下：

(1)

圖1 縱向動(dòng)力學(xué)模型

1.1.1 緩沖器計(jì)算模型

貨物列車上的緩沖器種類較多，縱向動(dòng)力學(xué)模型采用MT-2干摩擦式緩沖器。MT-2干摩擦式緩沖器主要包括摩擦部分和主系彈簧部分。摩擦部分由中心楔塊、楔塊和固定斜板等組成，示意圖見圖2，圖中α,β,γ為摩擦角。在主系彈簧壓縮和復(fù)原過程中，能量轉(zhuǎn)換為摩擦熱而消失。從而，緩沖器可以起到緩沖和吸收沖擊動(dòng)能的作用[11]。

上述緩沖器的特點(diǎn)是在同一行程處加載和卸載，其特性曲線不同，特性曲線具有不可逆性。當(dāng)緩沖器的變形從零開始增大時(shí), 即使表征其力與變形關(guān)系的靜特性固定不變, 卸載時(shí)力與變形的關(guān)系也是可變的。緩沖器的卸載過程取決于緩沖器開始復(fù)原時(shí)的變形量, 即其有無限多個(gè)可能的卸載特性曲線[12]。緩沖器摩擦部分各接觸面之間的摩擦用摩擦黏彈性力元模擬；主系彈簧部分用彈簧、阻尼模擬，設(shè)置初壓力，特性曲線見示意圖3。

1.1.2 運(yùn)行阻力計(jì)算模型

列車運(yùn)行中受到基本阻力的作用，并與質(zhì)量成正比。電力機(jī)車的基本阻力計(jì)算采用式(2)計(jì)算，貨車基本阻力采用式(3)計(jì)算。

圖3 特性曲線示意圖

(2)

w″o=0.92+0.004 8v+0.000 125v2(N/kN)

(3)

式中，v為列車運(yùn)行速度(km/h)。

重載列車在曲線上運(yùn)行會(huì)加劇輪軌之間的摩擦作用，產(chǎn)生曲線附加阻力，曲線附加阻力按下式計(jì)算：

(4)

式中，R是曲線半徑(m)。

1.1.3 列車空氣制動(dòng)系統(tǒng)

列車空氣制動(dòng)系統(tǒng)主要是由管路系統(tǒng)(包括主管、支管以及缸間連接管)，三通閥/分配閥及缸室(包括制動(dòng)缸、副風(fēng)缸、工作風(fēng)缸、緊急風(fēng)缸和容積室)等組成[13]。根據(jù)流體動(dòng)力學(xué)，列車管減壓獲得車輛制動(dòng)缸壓力，考慮傳動(dòng)效率、制動(dòng)倍率等因素，將制動(dòng)缸壓力轉(zhuǎn)化為閘瓦壓力，通過車輪與閘瓦間的作用力關(guān)系得到空氣制動(dòng)力，空氣制動(dòng)力由式(5)計(jì)算。

FBi=Kiφi

(5)

式中：FBi是空氣制動(dòng)力；Ki閘瓦壓力；φi摩擦因數(shù)。Ki閘瓦壓力由式(6)計(jì)算。

(6)

式中：di是制動(dòng)缸直徑(mm)；pi是制動(dòng)缸壓強(qiáng)(kPa);ηi是傳動(dòng)效率;γi是制動(dòng)倍率;ni是制動(dòng)缸數(shù);nk是閘瓦數(shù)。

摩擦因數(shù)與閘瓦的材料有關(guān)，本文采用高摩合成閘瓦，其摩擦因數(shù)按下式計(jì)算：

(7)

式中：Ki為每塊閘瓦壓力(kN)；v為車輛運(yùn)行速(km/h)。

列車管減壓與制動(dòng)缸壓強(qiáng)之間的關(guān)系按下式計(jì)算：

Pi=3.25r-100

(8)

式中：Pi為制動(dòng)缸空氣壓強(qiáng)(kPa)；r為列車管減壓量(kPa)。

1.2 三維車輛動(dòng)力學(xué)模型

近年來我國(guó)貨車軸重不斷提高，目前運(yùn)營(yíng)的30 t軸重貨車主要有C96和KM98，該類大軸重貨車采用的DZ4型低動(dòng)力交叉支撐轉(zhuǎn)向架為下交叉支撐裝置鑄鋼三大件貨車轉(zhuǎn)向架，軸箱一系彈性懸掛采用八字型彈性墊，二系為變摩擦減振裝置彈簧懸掛系統(tǒng)，搖枕彈簧為兩級(jí)剛度。

車體作為剛體考慮六個(gè)自由度，通過心盤、旁承與轉(zhuǎn)向架連接。轉(zhuǎn)向架結(jié)構(gòu)中心盤、斜楔等非線性摩擦部分是建模重點(diǎn)。上、下心盤之間的摩擦面采用多個(gè)接觸摩擦力元模擬。斜楔是單獨(dú)的六自由度剛體子系統(tǒng)，垂向與側(cè)架之間采用兩級(jí)剛度彈簧力元模擬，與側(cè)架、搖枕之間的摩擦作用采用多個(gè)點(diǎn)-面摩擦接觸力元模擬。輪對(duì)、側(cè)架和搖枕為六自由度剛體，輪對(duì)與側(cè)架、側(cè)架與搖枕之間設(shè)置彈簧，具有的三向剛度和阻尼。軌道簡(jiǎn)化為無質(zhì)量的黏彈性力元模型，具有橫向和垂向的剛度和阻尼。輪軌幾何關(guān)系采用75 kg/m標(biāo)準(zhǔn)軌與LM磨耗型踏面相匹配，輪軌接觸力采用FASTSIM_A(Kalker線性滾動(dòng)接觸理論)算法計(jì)算。

1.3 混合列車動(dòng)力學(xué)模型

混合模型由空間列車模型和一維列車模型組成，列車之間的車鉤連接是實(shí)現(xiàn)一維和三維空間列車模型的關(guān)鍵?；旌夏Ｐ偷倪B接車鉤分為三維車鉤和一維車鉤。一維車鉤只采用Draft gear力元模擬，傳遞縱向車鉤力；在一維車鉤基礎(chǔ)上補(bǔ)增Bushing力元模擬三維車鉤橫、垂之間的耦合作用，如圖4 (a)、(b)。空間列車模型之間通過三維車鉤連接，實(shí)現(xiàn)三向車鉤力的傳遞；其余列車模型通過一維車鉤連接，則混合模型如圖5所示。

(a) Draft gear力元

(b) Bushing力元

1.4 模型驗(yàn)證

2007～2014年間在大秦線、朔黃線共進(jìn)行了多次2萬噸及3萬噸綜合試驗(yàn)，在實(shí)測(cè)當(dāng)中，每隔10節(jié)車布置一個(gè)車鉤力的傳感器，并對(duì)車鉤力以200 kN為間隔進(jìn)行概率區(qū)間統(tǒng)計(jì)分析。本文通過縱向沖動(dòng)的最值及概率區(qū)間來進(jìn)行模型驗(yàn)證。

圖5 混合模型

本文采用朔黃線萬噸綜合試驗(yàn)車鉤力數(shù)據(jù)，試驗(yàn)編組2輛SS4牽引120輛重車；模擬萬噸編組列車在常用全制動(dòng)和緊急制動(dòng)工況下的縱向沖動(dòng)。圖6為實(shí)測(cè)與仿真數(shù)據(jù)的概率分布圖。由圖可知，實(shí)測(cè)車鉤力分布在-600～400 kN之間的概率達(dá)99.82%，最大壓鉤力為1 557.8 kN(61節(jié))，最大拉鉤力876 kN(61節(jié))；仿真車鉤力分布在-600～400 kN之間的概率達(dá)93.76%，最大壓鉤力為1 160 kN(61節(jié)),最大拉鉤力821 kN(51節(jié))?？傮w來看，模型的計(jì)算的結(jié)果與朔黃線列車運(yùn)行試驗(yàn)結(jié)果具有良好的一致性，這一模型為分析大軸重重載鐵路曲線段行車性能提供了科學(xué)手段。

圖6 車鉤力概率分布

2 計(jì)算參數(shù)

我國(guó)雙機(jī)牽引30 t軸重萬噸編組列車常見如下編組形式：

(1) 2+0組合，列車頭部布置2臺(tái)機(jī)車牽引84節(jié)車輛。

(2) 1+1+0組合，頭部和中部各布置一臺(tái)機(jī)車牽引。

列車制動(dòng)時(shí)，第一種編組形式制動(dòng)波從頭部單向傳遞，第二種編組形式制動(dòng)波從頭部單向傳遞的同時(shí)中部從控機(jī)車制動(dòng)波速雙向傳遞，制動(dòng)波傳遞距離短，因此2+0式組合縱向沖動(dòng)較大，本文選取第一種編組形式作為研究對(duì)象。我國(guó)雙機(jī)牽引萬噸列車動(dòng)力配置主要有SS4G×2和HXD1×2。牽引能力以2臺(tái)HXD1重聯(lián)牽引的最大，考慮HXD1和SS4G的空氣制動(dòng)能力相近，故采用HXD1×2機(jī)車配置。

為了保證列車在長(zhǎng)大下坡運(yùn)行的安全性，長(zhǎng)大下坡區(qū)段對(duì)列車的操作有著較為嚴(yán)格的要求，一般采用循環(huán)制動(dòng)或常用全制動(dòng)。循環(huán)制動(dòng)是小減壓量的空氣制動(dòng)加動(dòng)力制動(dòng)，而常用全制動(dòng)是列車管減壓達(dá)到最大有效減壓量的空氣制動(dòng)，故常用全制動(dòng)引起的縱向沖動(dòng)大于循環(huán)制動(dòng)，因此本文模擬減壓170 kPa常用全制動(dòng)的列車操作工況，其制動(dòng)缸升壓曲線見圖7，空氣制動(dòng)系統(tǒng)基本參數(shù)見表1，制動(dòng)初速70 km/h。

圖7 制動(dòng)缸升壓曲線

制動(dòng)缸數(shù)制動(dòng)倍率傳動(dòng)效率活塞面積/m2制動(dòng)波速/(m·s-1)24.850.90.0507230

緩沖器性能的主要參數(shù)有最大行程、容量、初壓力等，MT-2干摩擦式緩沖器主要參數(shù)見表2。

表2 MT-2緩沖器主要參數(shù)

根據(jù)我國(guó)目前重載線路坡度設(shè)計(jì)情況及貨車安全制動(dòng)距離要求，選取-13‰坡道；圓曲線半徑設(shè)置結(jié)合我國(guó)既有重載鐵路線路設(shè)置情況選取，具體線路參數(shù),如表3所示。

表3 線路參數(shù)

3 結(jié)果分析

3.1 長(zhǎng)大坡道曲線設(shè)置對(duì)列車縱向沖動(dòng)的影響

重載列車在長(zhǎng)大坡道曲線段制動(dòng)時(shí)，曲線附加阻力會(huì)對(duì)列車縱向沖動(dòng)產(chǎn)生影響。若某節(jié)車輛兩端車鉤縱向力出現(xiàn)較大值時(shí)正好位于曲線上，則此時(shí)為最不利位置。為分析得到列車與曲線之間設(shè)置的最不利位置，以500 m半徑曲線為分析對(duì)象，按圖8所示將曲線位置從車頭開始制動(dòng)位置逐步向車尾移動(dòng)，據(jù)此確定最不利位置。

圖8 曲線位置示意圖

圖9 (a)、(b)分別是曲線位置與最大車鉤位置、曲線位置與最大車鉤力的關(guān)系圖。由圖可知，整列車產(chǎn)生最大壓鉤力的車輛與曲線上出現(xiàn)最大車鉤力的車輛并不一致，這是由于制動(dòng)波還未傳到曲線段上的車輛時(shí)，曲線段的車輛已經(jīng)受到曲線阻力，對(duì)車輛產(chǎn)生一定的制動(dòng)作用，減緩了曲線段車輛縱向沖動(dòng)；當(dāng)曲線位置在車頭初始制動(dòng)位置到距車頭初始制動(dòng)位置600 m范圍內(nèi)時(shí)，整列車最大車鉤位從第68鉤位變化到79鉤位；當(dāng)曲線位置距車頭初始制動(dòng)位置600 m時(shí)，整列車最大車鉤位由79鉤位變化到17鉤位；當(dāng)曲線位置距車頭初始制動(dòng)位置距離超過600 m后，整列車的最大車鉤位則由17鉤位緩慢后移；曲線段車輛最大車鉤位隨曲線位置后移線性提高，曲線距頭車初始制動(dòng)位置距離700 m時(shí)，曲線段第48節(jié)車車鉤力達(dá)到最大值，此時(shí)為曲線最不利位置。

(a) 最大車鉤位

(b) 最大車鉤力

3.2 長(zhǎng)大下坡地段曲線動(dòng)力性能分析

根據(jù)3.1計(jì)算，將縱向動(dòng)力學(xué)模型中的第47、48、49節(jié)車置換為空間列車，組合成混合列車模型。選取-13‰坡道，500 m半徑曲線，曲線設(shè)置在距頭車初始制動(dòng)位置700 m處。為利于對(duì)比分析，同時(shí)也計(jì)算了不考慮縱向沖動(dòng)作用時(shí)車輛通過下坡道曲線時(shí)的動(dòng)力響應(yīng)。

圖10、圖11分別是混合模型中第48節(jié)車過曲線時(shí)輪軌垂向力和車鉤力時(shí)程曲線。由圖可知，車輛到達(dá)曲線前和通過曲線后，前轉(zhuǎn)向架輪軌垂向力約維持在144 kN，后轉(zhuǎn)向架輪軌垂向力約維持在152 kN，車輛前端車鉤垂向力維持在2 kN左右，后端車鉤垂向力低于1 kN，這一結(jié)果表明長(zhǎng)大列車在下坡道上制動(dòng)時(shí)由于縱向擠壓作用，使得車輛前部抬起，前轉(zhuǎn)向架輪對(duì)減載，后轉(zhuǎn)向架輪對(duì)增載，如圖12所示。車輛通過曲線時(shí)，車輛處于欠超高狀態(tài)，外側(cè)輪對(duì)增載，內(nèi)側(cè)輪對(duì)減載。

圖10 輪軌垂向力

(a) 車鉤垂向力

(b) 車鉤橫向力

圖12 列車運(yùn)行示意圖

圖13～圖17是考慮縱向沖動(dòng)和不考慮縱向沖動(dòng)時(shí)車輛在曲線段各項(xiàng)動(dòng)力學(xué)指標(biāo)。由圖可知，長(zhǎng)大列車制動(dòng)不同步使列車之間相互擠壓，使列車以前后偏載的狀態(tài)運(yùn)行(如圖18)，則考慮縱向沖動(dòng)的輪重減載率比不考慮縱向沖動(dòng)的大72%，傾覆系數(shù)增大47%；同時(shí)列車在曲線上運(yùn)行，車鉤在平行于軌道的側(cè)向有分量，加劇輪軌之間的相互作用，考慮縱向沖動(dòng)的輪軌橫向力、脫軌系數(shù)比不考慮縱向沖動(dòng)的分別大41%、27%。由此可見，重載列車在長(zhǎng)大坡道曲線段制動(dòng)引起的縱向沖動(dòng)將加劇輪軌橫向作用力，會(huì)對(duì)行車安全性和軌道服役性能造成不利影響。

圖13 輪軌橫向力

圖14 脫軌系數(shù)

圖15 輪軌垂向力

圖16 輪重減載率

圖17 傾覆系數(shù)

圖18 車體橫向受力圖

3.3 長(zhǎng)大下坡段圓曲線半徑對(duì)行車性能的影響

由上述分析可見，長(zhǎng)大坡道小半徑曲線段列車制動(dòng)將加劇輪軌之間作用力，對(duì)車輛脫軌安全性及軌道橫向穩(wěn)定性均帶來不利影響，加速輪軌磨損與軌道破壞。為進(jìn)一步比選大軸重重載鐵路長(zhǎng)大坡度合理曲線半徑，進(jìn)一步根據(jù)表3所列數(shù)據(jù)計(jì)算了長(zhǎng)大下坡道不同半徑曲線行車性能指標(biāo)，其中性能指標(biāo)選取為曲線段均方根值。

圖19(a)、(b)為考慮縱向沖動(dòng)和不考慮縱向沖動(dòng)條件下曲線半徑與輪軌橫向力與和脫軌系數(shù)之間的關(guān)系，圖20為考慮縱向沖動(dòng)條件下曲線半徑與車鉤橫向力之間的關(guān)系。由圖可知，考慮縱向沖動(dòng)條件下動(dòng)力學(xué)指標(biāo)明顯大于不考慮縱向沖動(dòng)條件下動(dòng)力學(xué)指標(biāo)；曲線半徑小于800 m時(shí)，車鉤橫向力提高很快，輪軌橫向力和脫軌系數(shù)提高幅度較大；曲線半徑超過800 m后，各項(xiàng)動(dòng)力學(xué)指標(biāo)變化趨于平緩，從提高運(yùn)營(yíng)期行車安全、減緩曲線病害角度考慮，建議長(zhǎng)大坡度最小曲線半徑選取800 m。

(a) 輪軌橫向力

(b) 脫軌系數(shù)

圖20 車鉤橫向力

4 結(jié) 論

本文利用混合模型，以雙機(jī)牽引萬噸列車為研究對(duì)象，分析了重載列車在常用全制動(dòng)工況下長(zhǎng)大坡道曲線參數(shù)設(shè)置對(duì)行車性能的影響，得到如下結(jié)論：

(1) 重載列車在長(zhǎng)達(dá)下坡道曲線段制動(dòng)時(shí)，整列車產(chǎn)生最大壓鉤力的車輛與曲線上出現(xiàn)最大車鉤力的車輛并不一致，當(dāng)曲線距頭車初始制動(dòng)位置距離700 m時(shí)，曲線段上第48節(jié)車車鉤力達(dá)到最大值。

(2) 重載列車在13‰下坡道500 m半徑曲線地段制動(dòng)時(shí)產(chǎn)生的縱向沖動(dòng)作用可使輪重減載率增大72%，傾覆系數(shù)增大47%，輪軌橫向力增大41%、脫軌系數(shù)增大27%。這一作用會(huì)對(duì)行車安全性和軌道服役性能造成不利影響。

(3) 曲線半徑小于800 m時(shí)，脫軌系數(shù)、輪軌橫向力增長(zhǎng)很快，從提高運(yùn)營(yíng)期行車安全、減緩曲線病害角度考慮，建議長(zhǎng)大坡度最小曲線半徑選取800 m。

[1] COLE C, SUN Y Q. Simulated comparisons of wagon coupler systems in heavy haul trains[J]. Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers Part F-Journal of Rail and Rapid Transit, 2006, 220(3): 247-256.

[2] ANSARI M, ESMAILZADEH E, YOUNESIAN D. Longitudinal dynamics of freight trains[J]. International Journal of Heavy Vehicle Systems, 2009, 16(1/2): 102-131.

[3] BELFORTE P, CHELI F, DIANA G, et al. Numerical and experimental approach for the evaluation of severe longitudinal dynamics of heavy freight trains[J]. Vehicle System Dynamics International Journal, 2008, 46(10): 937-955.

[4] EL-SIBAIE M. Recent advancements in buff and draft testing techniques: Railroad Conference[C]∥ Railroad Conference,1993.Proceedings of the 1993 IEEE/ASME Joint, 1993:115-119.

[5] MOHAMMAD D, BAABAK S. Nonlinear analysis of train derailment in severe braking[J]. Journal of Dynamic Systems Measurement & Control, 2003, 125(1): 48-53.

[6] 常崇義, 王成國(guó), 馬大煒, 等. 2萬噸組合列車縱向力計(jì)算研究[J]. 鐵道學(xué)報(bào), 2006, 28(2): 89-94.

CHANG Chongyi, WANG Chengguo, MA Dawei. Study on numerical analysis of longitudinal forces of the T20,000 heavy haul[J]. Journal of the China Railway Society, 2006,28(2): 89-94.

[7] 魏偉, 王強(qiáng). 坡道上重載列車縱向沖動(dòng)研究[J]. 振動(dòng)與沖擊, 2014,33(5): 143-148.

WEI Wei, WANG Qiang. Influence of train brake on longitudinal impulse of a heavy haul train passing through a ramp[J]. Journal of Vibration and Shock, 2014,33(5): 143-148.

[8] 王開云, 翟婉明. 縱向壓力作用下重載機(jī)車與軌道的動(dòng)態(tài)相互作用[J]. 西南交通大學(xué)學(xué)報(bào), 2009, 44(1): 7-12.

WANG Kaiyun, ZHAI Wanming. Dynamic interaction between heavy locomotive and track under longitudinal force of coupler[J]. Journal of Southwest Jiaotong University, 2009,44(1): 7-12.

[9] 孫樹磊, 李芾, 黃運(yùn)華, 等. 重載列車動(dòng)力學(xué)數(shù)值模擬[J]. 振動(dòng)與沖擊, 2013, 32(10): 69-73.

SUN Shulei, LI Fu, HUANG Yunhua, et al. Numerical simulation of impact effect on heavy haul train[J]. Journal of Vibration and Shock, 2013, 32(10): 69-73.

[10] 田光榮, 張衛(wèi)華, 池茂儒. 重載列車曲線通過性能研究[J]. 鐵道學(xué)報(bào), 2009, 31(4): 98-103.

TIAN Guangrong, ZHANG Weihua, CHI Maoru. Study on curve negotiation performance of heavy-haul train[J]. Journal of the China Railway Society, 2009,31(4): 98-103.

[11] 馬磊. Mt-2緩沖器性能仿真[D]. 成都：西南交通大學(xué), 2012.

[12] 黃運(yùn)華, 李芾, 傅茂海. 車輛緩沖器特性研究[J]. 中國(guó)鐵道科學(xué), 2005, 26(1): 95-99.

HUANG Yunhua, LI Fu, FU Maohai. Research on the characteristics of vehicle buffers[J]. China Railway Science, 2005, 26(1): 95-99.

[13] 魏偉, 李文輝. 列車空氣制動(dòng)系統(tǒng)數(shù)值仿真[J]. 鐵道學(xué)報(bào), 2003,25(1): 38-42.

WEI Wei, LI Wenhui. Simulation model of train brake system[J]. Journal of the China Railway Society, 2003,25(1): 38-42.

Operational performance analysis for a heavy haul train passing through curve section of a long steep ramp

JIANG Ligan1, SHI Jin1,2, LONG Xuyou3

(1. School of Civil Engineering, Beijing Jiaotong University, Beijing 100044, China; 2. Key Laboratory of Beijing for Railway Engineering， Beijing 100044， China; 3. China Railway Design Corporation, Tianjin 300142, China)

Diseases of heavy haul railway happen easily on a long steep down grad, these are a risk source being dangerous to train operation safety. A 30 t axle-load 10 000 t heavy haul train towed by two locomotives was taken as a study object, its dynamic model was established based on the train longitudinal impulse and vehicle dynamic behavior on curved tracks. The influences of curve parameters of a long steep ramp on train operation performance were analyzed during the heavy haul train passing through curve section of the long steep ramp under the full brake conditions. The results showed that the maximum hook force of the whole train is not consistent with that of the vehicle on the curve section when the heavy train is braked on the curve section with a radius of 500 m of the 13‰ down grade; the hook force of the 48th vehicle on the curve section reaches the maximum value when the curve section is 700 m far from the brake position of the head vehicle; the longitudinal impulse action caused by braking makes the wheel load reduction rate increase by 72%, the overturning coefficient increase by 47%, the wheel-rail lateral force increase by 41% and the derailment coefficient increase by 27%; this action affects the train operation safety and the rail service performance; the minimum curve radius of the long steep downgrade is suggested to be 800 m to improve the operation safety and slow down diseases of curve sections. The study results provided a reference for the design of heavy haul railway.

heavy haul train; longitudinal dynamics; long steep down grade; curve; train operation performance

國(guó)家自然科學(xué)基金(51578054)；研究生創(chuàng)新基金(2016YJS100)

2015-12-31 修改稿收到日期：2016-05-25

蔣立干 男，碩士生，1990年7月生

時(shí)瑾 男，博士，教授，1980年9月生

U270.1

A

10.13465/j.cnki.jvs.2017.15.012