動力集中動車組司機室防撞性設計與分析*

于德壯, 王 松, 楊 帆, 杜禮明

(1 中車大連機車車輛有限公司, 遼寧大連 116022；2 大連交通大學, 遼寧大連 116022)

國內現在運營的動車組全部為高速動力分散型動車組，由于動力分散型動車組其運營成本高與運用檢修條件滿足不了要求等問題，動力分散動車組并不有利于在既有普速鐵路上運用，而動力集中動車組其編組靈活、運營成本低、舒適度高等因素，在普速鐵路上具有巨大發展空間[1]。

為了減輕列車在碰撞事故中的危害，我國對列車司機室的強度及耐碰撞性具有明確的要求。動力分散型動車組其動力性設備分散于不同車廂下，可以通過司機室前端安裝防碰撞能量吸收裝置，使列車滿足碰撞標準要求。而動力集中動車組為了保證編組更加靈活，其動力性設備完全集中于動力車中，司機室前端沒有足夠的空間安裝吸能設備，列車的碰撞吸能主要依靠自身結構設計來實現，所以司機室的防碰撞設計更為復雜與重要。筆者對動力集中動車組司機室進行了結構強度及碰撞吸能性分析，驗證了司機室防撞性設計的合理性。

1 仿真計算模型

1.1 基本假設

列車在碰撞過程中能量的傳遞及轉化形式是極其復雜的，根據其他列車碰撞分析的經驗和計算機的仿真效率[2]，在保證仿真結果可靠性的前提下，對動力集中動車組的碰撞模型作以下簡化與假設：

(1) 模擬的動力集中動車組運行線路為平直線路；

(2) 兩列車對撞發生在同一軌道相向行駛情況下，且防爬器距離軌面高度一致；

(3) 忽略列車的橫向伸縮振動；

(4) 在不影響轉向架動力學特性準確的基礎上，對轉向架三維結構進行簡化[3]。

1.2 司機室防碰撞設計及模型

司機室的骨架材質為Q460E,蒙皮為09CuPCrNi-A耐候鋼。司機室前端主要吸能結構有：腰梁、a柱、防撞角柱、防撞柱、防爬吸能梁、防爬梁、加強柱、防撞角柱等，各部件位置如圖1所示：

1-腰梁；2-a柱；3-防撞角柱；4-防爬吸能梁；5-防爬梁；6-加強柱；7-防撞柱。圖1 司機室前端防碰撞結構

1.3 車體模型及網格

車體仿真模型以160 km/h動力集中動車組動力車為計算模型，其結構主要由司機室、底架、側墻、端墻、轉向架等構成。利用Creo三維軟件構建三維幾何模型，并應用Hypermesh軟件進行網格劃分，其有限元主要由四邊形單元構成，單元尺寸20 mm，整車(含轉向架)有限元模型約103萬個單元，98萬個節點，其有限元模型如圖2所示。

圖2 動力車有限元模型

2 計算結果與分析

按照中國鐵路總公司標準性技術文件TJ/JW102-2017《交流傳動機車司機室防撞性暫行技術規范》的要求，對司機室的防撞角柱及防撞柱進行了防撞強度分析。并根據EN 15227—2008標準的要求，確定了動力車以20 km/h初速度與固定靜止剛性墻碰撞和動力車以28 km/h初速度與相同靜止動力車碰撞的兩種工況，分析了各工況下司機室的防碰撞性能。

2.1 防撞強度設計

根據TJ/JW102-2017《交流傳動機車司機室防撞性暫行技術規范》中對司機室防撞角柱及防撞柱強度的要求，對其不同部分載荷的加載如表1所示：

表1 強度載荷分布表

根據表1中載荷的分布，在有限元模型中建立載荷工況，并進行強度計算。防撞柱和角柱在6種載荷工況下的應力云圖如圖3所示。

圖3 不同工況最大應力圖

從圖3中可以看出：當防撞柱頂部承受300 kN的載荷時，最大應力集中于腰梁中部，其最大值378 MPa小于材料的屈服強度460 MPa。當防撞柱中部承受900 kN的載荷時，最大應力集中于防撞柱側面和加強柱的前面，其最大值435 MPa小于材料的拉伸強度550 MPa。當防撞柱根部承受2 250 kN的載荷時，最大應力集中于防撞柱側面和司機室下蓋板連接處，其最大值494 MPa小于材料的拉伸強度550 MPa。當角柱頂部承受200 kN的載荷時，最大應力集中角柱與腰梁連接處，其最大值251 MPa小于材料的屈服強度460 MPa。當防撞柱中部承受450 kN的載荷時，最大應力集中于角柱側面，其最大值442 MPa小于材料的拉伸強度550 MPa。當防撞柱中部承受500 kN的載荷時，最大應力集中于角柱與司機室上蓋板連接附件，其最大值355 MPa小于材料的拉伸強度550 MPa。通過以上仿真結果可知，動力集中動車組司機室的防撞結構設計完全符合標準TJ/JW 102-2017中對角柱及防撞柱強度的要求。

2.2 司機室防碰撞仿真分析

根據EN 15227—2008標準的要求，確定了兩種司機室碰撞計算工況。工況1：動力車以20 km/h初速度與固定的剛性墻碰撞。工況2：動力車以28 km/h初速度與相同類型靜止的動力車碰撞。

(1) 工況1碰撞分析

動力集中動車組動力車以20 km/h的初始速度與固定的剛性墻發生碰撞，碰撞仿真時間為350 ms。碰撞過程中，動力車由20 km/h初速度逐步減速，在246 ms 時動力車速度降為零。隨著碰撞進一步進行，動力車發生回彈，產生與初速度方向相反的速度。最后，動力車與剛性墻脫離接觸，碰撞界面力降為零，碰撞過程中動力車的車體速度與座椅的加速度隨時間變化曲線如圖4所示。

根據TJ/JW 102—2017和標準EN 15227中定義的平均加速度與減速度的計算方法，司機座椅位置在該計算區間平均減速度為-2.503g，絕對值小于EN 15227標準中5g的要求。因此，動力車在該碰撞工況下的平均加速度與減速度滿足標準要求。

動力集中動車組司機室鋼結構設計在保證司機室具有足夠強度前提下，通過在鋼結構上合理的布置減重孔，使其在碰撞過程中實現結構的有序變形，最大程度的吸收能力。在碰撞結束后，車體鋼結構變形情況及整車能量變化如圖6所示。

圖4 車體與座椅隨時間變化曲線

圖5 車體結構及能量變化圖

從圖5可以看出，動力車初始動能為1 242 kJ，碰撞結束后剩余的動能為24 kJ，占初始動能的1.95%，接觸面上耗散掉的滑移能與模型沙漏能占初始動能的比例較小。碰撞過程中車體結構變形共吸收能量1 172 kJ，占初始動能的94.38%。車體吸收的能量主要依靠司機室與前端部的防碰撞結構變形來吸收，而且在碰撞結束后，司機室內的逃生空間沒有受到影響，驗證了在動力車以20 km/h初速度與固定的剛性墻碰撞工況下，司機室的防碰撞設計合理并滿足標準要求。

(2)工況2碰撞分析

動力集中動車組動力車(以下簡稱主動車)以28 km/h的初始速度與另一臺相同類型靜止的動力車(以下簡稱被動車)發生碰撞，碰撞仿真時間為500 ms。碰撞發生后，首先鉤緩系統被壓縮，主動車由28 km/h初速度逐步減速，被動車則由靜止逐步加速。鉤緩系統達到預定行程發生失效后，主被動車車體結構尚未發生接觸，此時車體結構將車鉤壓縮階段所吸收的動能釋放，造成兩車短暫回彈后，兩車出現反向加速度峰值。隨后主被動車前端結構開始接觸，并發生持續變形，主動車平穩減速，被動車平穩加速。當主被動車速度相同且碰撞界面力降為零時，即認為碰撞結束。碰撞過程中兩車車體的速度與座椅的加速度隨時間變化曲線如圖6所示。

圖6 車體與座椅變化曲線

根據標準EN 15227中定義的平均加速度與減速度的計算方法，計算出主動車司機座椅位置最大平均減速度為3.194g，被動車司機座椅位置最大平均加速度為3.164g，其絕對值均小于EN 15227標準中5g的要求。

圖7 車體結構及能量變化圖

從圖7可以看出，碰撞初始動能為2 433.9 kJ，碰撞結束后剩余的動能為1 234 kJ，占初始動能的50.7%，而接觸面上耗散掉的滑移能與模型沙漏能占初始動能比例較小。車體結構與車鉤緩沖裝置共吸收能量1 119 kJ，占初始動能的46%。在碰撞結束后，兩車前端吸能結構壓縮變形，司機室內結構空間均無明顯變化，具有良好的逃生空間，驗證了在動力車以28 km/h初速度與相同靜止動力車碰撞工況下，司機室的防碰撞設計室合理且滿足標準要求。

3 結 論

(1) 驗證了動力集中動車組司機室的防撞結構強度設計完全符合TJ/JW 102—2017《交流傳動機車司機室防撞性暫行技術規范》中的要求，司機室的防撞強度設計是合理的。

(2) 根據EN 15227標準中兩種典型碰撞場景的模擬，分析了動車組司機室在兩種碰撞場景下的防碰撞能力，動力集中動車組司機室具有良好的防碰撞性能。

(3) 通過對160 km/h動車組司機室防碰撞結構的設計與分析，為以后其他動力集中動車組司機室防碰撞設計提供理論依據。