重載列車撥車機動態(tài)載荷模型及速度曲線優(yōu)選

魏　偉， 王　廠， 張　淵， 趙旭寶

(1.大連交通大學 交通運輸工程學院，遼寧 大連　116028；2.齊齊哈爾軌道交通裝備有限責任公司大連研發(fā)中心，遼寧 大連　116052)

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重載列車撥車機動態(tài)載荷模型及速度曲線優(yōu)選

魏偉1， 王廠2， 張淵1， 趙旭寶1

(1.大連交通大學 交通運輸工程學院，遼寧 大連116028；2.齊齊哈爾軌道交通裝備有限責任公司大連研發(fā)中心，遼寧 大連116052)

摘要：據(jù)列車縱向動力學理論建立撥車機動態(tài)仿真模型，考慮緩沖器強非線性特性、車鉤間隙效應、車輛啟動及運行阻力等因素開發(fā)出撥車機動態(tài)載荷仿真系統(tǒng)。通過列車撥車試驗數(shù)據(jù)驗證模型的有效性，據(jù)出口撥車機系統(tǒng)初始設(shè)計速度曲線預測4萬噸列車撥車載荷。結(jié)果表明，初始設(shè)計速度下?lián)苘嚈C最大載荷為1 414.9 kN。通過對4萬噸列車速度曲線的優(yōu)選保證撥車效率及每次撥車距離，撥車機載荷較原方案下降30%，時間縮短5 s。該動態(tài)仿真系統(tǒng)可為重載列車撥車機設(shè)計提供新手段。

關(guān)鍵詞：重載列車；車輛動力學；撥車機；翻車機

撥車機作為翻車機系統(tǒng)重要組成部分，可撥送列車到指定位置準確停車，且直接影響翻車機系統(tǒng)制造成本及翻卸效率。撥車機設(shè)計載荷過大會增加成本；過小則不能滿足翻卸效率需要。隨列車牽引噸數(shù)不斷增加撥車力亦不斷增加，撥車過程中車輛緩沖器變形非常顯著，會產(chǎn)生明顯的伸縮效應，加之緩沖器的強非線性而使撥車機動態(tài)載荷設(shè)計十分復雜。目前，國內(nèi)撥車機最大撥送列車為1萬噸，但出口4萬噸列車撥車機給設(shè)計提出更高要求，且散裝卸貨方式逐漸由人工向機械化過渡，而大多發(fā)電廠、碼頭、鋼鐵公司等亦用機械化翻車機系統(tǒng)卸煤碳、礦石。

我國主要以5 000噸列車為主，車身短、重量輕，所需撥車力較小，緩沖器變形亦小。列車基本以整體運動為主，撥車機載荷設(shè)計較簡單，主要以最大加速度為依據(jù)，利用牛頓第二定律計算最大撥車機載荷作為固定值，稱為靜態(tài)載荷，并據(jù)此設(shè)計電機及傳動裝置。隨被牽引列車長度、重量增加，撥車機動力不斷增大，用靜態(tài)載荷計算方法會使撥車機出現(xiàn)極大能力浪費。在長大列車撥車過程中列車緩沖器會出現(xiàn)較大伸縮效應，致?lián)苘囘^程中列車產(chǎn)生較大縱向振動。無論施加牽引力或制動力均與列車縱向伸縮振動相關(guān)，載荷為非常復雜的動態(tài)過程。緩沖器變形時撥車力傳遞需時間過程，并非所有車輛同步受力，此與靜態(tài)載荷計算完全不同，因此將考慮列車伸縮效應的撥車力稱為動態(tài)撥車載荷。因傳統(tǒng)靜態(tài)撥車機載荷設(shè)計已不能滿足要求，而動態(tài)設(shè)計是發(fā)展趨勢，屬于列車縱向動力學研究范疇?？v向動力學因重載列車快速發(fā)展而產(chǎn)生，由于車鉤斷裂、疲勞事故頻發(fā)，列車縱向動力學日益得到重視。Ansari等[1]通過模擬方法研究緩沖器剛度、車鉤間隙、制動對車鉤力影響。Chou等[2]研究電控制動下重載列車車鉤力問題表明，電控制動可明顯提高制動同步性、減小車鉤力。Belfarte等[3]用MATLAB仿真環(huán)境研究歐洲重載列車縱向動力學問題。文獻[4]對大秦線2萬噸列車進行系統(tǒng)試驗研究。耿志修[5]開發(fā)列車縱向動力學仿真系統(tǒng)，研究列車縱向沖動問題。魏偉等[6]用仿真方法研究兩萬噸列車縱向動力學問題。魏偉等[7]據(jù)仿真結(jié)果分析縱向沖動機理，認為重載列車最大車鉤力由擠壓力或沖擊力產(chǎn)生，并提出降低擠壓力、沖擊力途徑。魏偉等[8]針對列車縱向沖動制動激勵獲取難題，提出模型化列車空氣制動系統(tǒng)新方法。魏偉等[9]開發(fā)空氣制動與縱向動力學仿真系統(tǒng)，可徹底解決列車縱向動力學仿真中制動時激勵載荷問題。盡管列車縱向動力學問題研究已取得重要進展及成果，但有關(guān)低速運行的撥車機撥車過程牽引載荷研究較少。撥車機牽引載荷大小不僅關(guān)系翻車機系統(tǒng)卸載能力，且對撥車機結(jié)構(gòu)設(shè)計、成本、價格及壽命均有顯著影響。郝映非[10]以齒條傳動撥車機為例對其載荷譜、電機功率確定及匹配進行分析、探討，但有關(guān)重載列車撥車機動態(tài)載荷設(shè)計研究較少。

本文介紹基于列車縱向動力學的撥車機動態(tài)仿真原理，通過試驗數(shù)據(jù)驗證仿真系統(tǒng)的準確性，并仿真某公司出口的4萬噸列車初始設(shè)計速度曲線的撥車載荷，在運輸效率不降低條件下提出以降低撥車機載荷為目標的新速度曲線。

1撥車機動態(tài)仿真系統(tǒng)

據(jù)剛體動力學基本原理，將列車離散成一系列質(zhì)量-彈簧阻尼系統(tǒng)，僅考慮列車縱向自由度，每個車輛離散成一個集中質(zhì)量，緩沖器離散成彈簧阻尼裝置，見圖1。

圖1　列車動力學模型Fig.1 The model of train

每個車輛(集中質(zhì)量)在任何時刻的受力見圖2。

圖2　單個車輛受力圖Fig.2 The force acting on one vehicle

任意瞬時，每個機車或車輛(集中質(zhì)量塊)受力有前后車鉤力FGi(t)，F(xiàn)Gi+1(t)、運行阻力FAi(t)、坡道阻力FWi(t)、曲線阻力FRi(t)及撥車機所在位置的撥車力FL(t)。則第i車運動方程為

FWi(t)-FAi(t)-FRi(t),(i=1～n)

(1)

式中：FG1(t)=0；FGn+1(t)=0；n為列車中所含車輛總數(shù)。

當i為對應的撥車機時，F(xiàn)L(t)即為撥車力，否則，F(xiàn)L(t)=0。車鉤力FGi(t)可據(jù)兩車相對位移、速度由緩沖器模型獲得。運行阻力據(jù)列車牽引計算規(guī)程[11]計算，方法如下：

車輛為重車時單位重量基本阻力為

w0=0.92+0.004 8v+0.000 125v2

(2)

車輛為空車時單位重量基本阻力為

w0=2.23+0.005 3v+0.000 675v2

(3)

式中：v為列車運行速度(單位km/h)。

FAi(t)=migw0

(4)

式中：mi為第i車質(zhì)量。

據(jù)列車牽引計算規(guī)程,啟動阻力取3.5 N/kN。據(jù)文獻[12]，低速運行時基本阻力與“規(guī)程”中阻力略有不同，為滿足此需求，在系統(tǒng)中設(shè)置對話框輸入阻力方式，可手動輸入運行阻力及啟動阻力。

附加阻力包括坡道附加阻力及曲線阻力，據(jù)“規(guī)程”，單位重量坡道阻力等于坡道坡度千分數(shù)，即wi=k，其中k為坡道坡度，上坡取正值，下坡取負值。曲線阻力據(jù)“規(guī)程”規(guī)范計算，計算方法為：

列車長度小于或等于曲線長度時單位重量曲線阻力為

(5)

式中：R為曲線半徑(單位m)。

列車長度大于曲線長度時單位重量曲線阻力為

(6)

式中：ll為列車長度；lr為曲線長度，單位m。

牽引計算中曲線長度含圓曲線長度及兩端緩和曲線各半長度，計算式為

(7)

式中：Lr為曲線總長，單位m；lyz1，lyz2為曲線兩端緩和曲線長，單位m。

緩沖器特性為影響列車縱向沖動的重要因素，本文借鑒文獻[9]緩沖器模型，設(shè)緩沖器作用力與兩車相對速度、相對位移相關(guān)，并考慮車鉤緩沖裝置的整體間隙，即

(8)

找到緩沖器剛度與阻尼函數(shù)后利用模型仿真計算不同速度的單車撞擊單車沖擊。各種速度下沖擊模型均能較好表達緩沖器特性。本文所用某型號緩沖器在相對速度4 km/h沖擊下的車鉤力及緩沖器壓縮量關(guān)系即緩沖器特性曲線見圖3。圖中箭頭指向文緩沖器壓縮回彈運動方向，車鉤力為0的平臺即為車鉤間隙影響，間隙越大平臺越長。由圖3可看出緩沖器強非線性與車鉤間隙影響。緩沖器壓縮過程中較明顯的環(huán)至少有4個，最大環(huán)為緩沖器第1次壓縮回彈，所形成的環(huán)面積即為緩沖器在第1循環(huán)消耗的能量。第1大環(huán)結(jié)束后有1車鉤力為零的平直段，此由車鉤間隙造成，在該階段車鉤力為0，過車鉤間隙后在緩沖器壓縮量正值范圍又出現(xiàn)1壓縮環(huán)，相對第1大環(huán)減小許多，此后在壓縮量為負值、正值范圍出現(xiàn)幾個小環(huán)，且每個環(huán)越來越小。該緩沖器模型在列車縱向動力學仿真中已用較長時間，各工況列車縱向動力學仿真結(jié)果與試驗結(jié)果吻合度較好。

圖3　4 km/h沖擊時考慮車鉤間隙的緩沖器特性曲線Fig.3 The draft gear characteristic with slack under 4 km/h initial velocity

2撥車機動態(tài)載荷仿真系統(tǒng)有效性驗證

為驗證基于列車縱向動力學的撥車機動態(tài)載荷仿真系統(tǒng)準確性，在華能營口電廠進行撥車機運行試驗。共測試一列車，該車由55節(jié)車箱組成，測試每撥送一次的撥車機動態(tài)載荷，共試驗55次。選車鉤尾部及大臂應變較大區(qū)域作為測試貼片區(qū)，如大臂正面及對應背面，測試撥車力。在移動平臺牽引齒輪上安裝撥片測試平臺速度。采用兩套試驗測試系統(tǒng)，即日本共和動靜態(tài)應變采集系統(tǒng)、德國IMC動態(tài)信號采集系統(tǒng)。測試現(xiàn)場見圖4，55次試驗最大撥車力見圖5。由圖5 看出，最大撥車力變化趨勢隨撥車次數(shù)增加(列車中車輛數(shù)目越少)撥車力越小。最大撥車力試驗結(jié)果有一定離散性，造成離散的原因可能為前一次撥車停車狀態(tài)不同，車鉤拉壓狀態(tài)不完全一致及撥車速度不同所致。

圖4　撥車機試驗現(xiàn)場Fig.4 Experiment site

據(jù)最大撥車力試驗結(jié)果，擬合撥車力與撥車次數(shù)關(guān)系曲線，表達式為

y=562.171 8-7.192 4x

(9)

圖5　試驗最大撥車力圖Fig.5 Maximum force of experiments

用撥車機動態(tài)載荷仿真系統(tǒng)計算相同條件下?lián)苘嚈C牽引力，并與試驗結(jié)果擬合曲線進行對比，見圖6。由圖6看出，第35 次試驗前仿真結(jié)果處于試驗結(jié)果中部，基本代表試驗結(jié)果平均值。第35 次后仿真值略小于試驗值，表明仿真模型在車輛數(shù)目較少時尚需進一步完善。

圖6　仿真最大撥車力圖Fig.6 Maximum force of simulation

3四萬噸列車撥車載荷仿真

目前國內(nèi)最長撥車列車為1萬噸，若撥送更長列車缺乏應用經(jīng)驗。據(jù)某廠出口澳大利亞4萬噸翻車機系統(tǒng)要求設(shè)計撥車機運行速度曲線。列車由2臺機車及240節(jié)重車組成。機車位于列車頭部，每臺自重196 t，長23 m，每輛車重160 t，長12 m，空車重22.5 t，整車總重38 596 t。撥車機速度曲線見圖7，加速階段2 s，加速到0.55 m/s，該速度持時54 s接兩個減速段：第1段0.5 s，減速到0.18 m/s；兩減速段有1恒速區(qū)段，恒速時間30.7 s；第2減速段0.8 s，完整撥車時間88 s，一次撥車走行距離為36 m。

圖7　4萬噸列車初始設(shè)計速度曲線Fig.7 Initial design velocity for 40 000 t train

由以上條件所得撥車力仿真計算結(jié)果見圖8。由圖8看出，撥車力在加速終點時(2 s)產(chǎn)生991.5 kN峰值，之后短時下降再緩慢增加，在恒速段末尾55.6 s時達最大值1 414.9 kN后開始下降，直到停車。

圖8　4萬噸撥車載荷預測圖Fig.8 Predictive chart of indexer load for 40 000 t train

由撥車力仿真曲線及計算中間結(jié)果可知，加速階段只有少量車開始加速，大量車處于靜止并未運動，故在加速段末尾撥車力并未達最大。當撥車機進入恒速階段后由靜止轉(zhuǎn)向運動的車輛不斷增多，撥車力不斷加大。開始減速階段撥車力達最大值，加速車輛最多，因列車較長并未達到所有車輛全部加速。若列車較短，在恒速階段所有列車加速完畢，則在減速階段開始前撥車力應達最大值。由此推斷，通過適當修改加速階段持時及恒速階段運行速度可能會降低撥車力最大值。

4四萬噸列車撥車速度優(yōu)選

由于列車較短基本以整體形式運動，因此撥車機牽引速度主要靠經(jīng)驗亦能滿足設(shè)計要求。撥送重載列車時，由于列車編組較長，加之動態(tài)效應影響較大，簡單據(jù)經(jīng)驗設(shè)計撥車機速度已不能滿足要求。4萬噸列車撥車機速度初始設(shè)計曲線表明仍有余地對撥車機載荷進行優(yōu)選，載荷優(yōu)選有兩種方式，即不增加撥車機載荷下縮短撥車時間、提高撥車效率及撥車周期不變條件下降低撥車機載荷。

本文優(yōu)選據(jù)撥車機制造廠要求，保證撥車機最高運行速度不高于0.55 m/s，撥車時間不大于88 s，走行距離為36 m，且以降低最大撥車力為目標。撥車機速度曲線由5部分組成，即：加速階段、第1次勻速階段、第1次減速階段、第2次勻速階段、第2次減速階段。最大撥車力發(fā)生在撥車機第1次加速后恒速運行階段(圖8)，主要因恒速階段車輛啟動逐漸增多，若不增加速度，僅靠已加速車輛帶動會降低最大撥車力，因此對原恒速階段速度逐漸降低，適當修正原恒速階段后的速度，以確保整個撥車過程走行距離不變。原速度曲線及2種新設(shè)計速度曲線見圖9。其中優(yōu)選1曲線速度由0勻加速2.5 s到0.55 m/s后勻速運行22.5 s，再以弧線形式減速到0運行85 s行走36 m，最高運行速度仍為0.55 m/s；優(yōu)選2曲線無勻速階段，加速階段結(jié)束后直接以弧線形式減速到0，運行83 s行走36 m，最高運行速度為0.54 m/s。

圖9　4萬噸列車優(yōu)化速度曲線Fig.9 Optimized velocity curves

原速度與2種優(yōu)選速度曲線撥車力見圖10。其中原始曲線第1峰值為991.5 kN，最大值為1 414.9 kN；優(yōu)選1曲線第1峰值為876.8 kN，最大值為1 029.1 kN；優(yōu)選2曲線第1峰值為989 kN，且為最大值；優(yōu)選1方案將最大撥車力減小385.7 kN，減幅27%，撥車時間縮短3 s，縮短幅度3.4%；優(yōu)選2方案將最大值減小425.9 kN，減幅30%，將撥車時間縮短5 s，縮短幅度5.7%。兩種方案不僅能減小最大撥車力、縮短撥車時間，且提高撥車效率。

圖10　4萬噸列車優(yōu)化撥車力曲線Fig.10 The hauling load for optimized velocity

據(jù)以上初選結(jié)果，翻車機廠方已針對設(shè)計方案進行改進。

5結(jié)論

據(jù)列車縱向動力學原理建立撥車機動態(tài)載荷仿真模型，采用撥車機動態(tài)仿真系統(tǒng)仿真計算4萬噸列車在不同速度曲線下?lián)苘囕d荷，以減小最大撥車力、縮短撥車時間為目標，對4萬噸列車速度曲線進行優(yōu)選，結(jié)論如下：

(1)本文所用撥車機動態(tài)載荷仿真模型與實驗結(jié)果吻合較好，能預測撥車機動態(tài)載荷。

(2)四萬噸列車在原設(shè)計速度曲線條件下最大撥車載荷發(fā)生在恒速階段，最大撥車載荷為1 414.9 kN。

(3)對傳統(tǒng)的撥車速度曲線，較短列車的最大車鉤力可能發(fā)生在加速階段，而長車最大車鉤力可能發(fā)生在恒速階段。

(4)對長列車在恒速階段利用前車帶后車可降低最大車鉤力，優(yōu)化速度曲線。

(5)本文所提兩種速度優(yōu)化曲線與原設(shè)計速度曲線相比，方案1可降低最大車鉤力27%，撥車時間縮短3 s；方案2可降低最大車鉤力30%，撥車時間縮短5 s。

參 考 文 獻

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Simulation of indexer dynamic load of heavy haul trains

WEIWei1,WANGChang2,ZHANGYuan1,ZHAOXu-bao1

(1. College of Traffic and Transportation Engineering, Dalian Jiaotong University, Dalian 116028, China;2. Dalian Development Center of Qiqihar Rail Traffic Equipment Co., Ltd., Dalian 116052, China)

Abstract:The simulation model for indexer dynamic load in this work was established based on the train longitudinal dynamics theory. In the model, the important factors of the strong nonlinear characteristics of draft gear, coupler slack effect, and the vehicle starting and running resistance are considered. The indexer test data was used to validate the model. According to the 40 000-ton train indexer initial design speed curve, the dynamic load was predicted for the 40 000-ton trains. Under the initial design speed condition, the indexer maximum load is 1 414.9 kN. After optimization of the velocity curve, the optimization scheme to ensure dumping efficiency, and the train moving distance, the maximum load decreases by 30% of the original design, which shortens the time for 5 s. This dynamic simulation system provides a new tool for heavy haul indexer load design.

Key words:heavy haul train; vehicle system dynamics; indexer; car dumper

中圖分類號:U270.11

文獻標志碼：A

DOI:10.13465/j.cnki.jvs.2016.06.029

收稿日期：2014-11-19修改稿收到日期：2015-03-20

基金項目：鐵道部科技研究開發(fā)計劃項目(2012J012-F)；遼寧省教育廳基金項目(L2012168)

第一作者 魏偉 男，博士，教授，博士生導師，1963年生