肖皓 ，魯寨軍 ，鐘睦 ，范登科

(1.軌道交通安全教育部重點實驗室，湖南 長沙 410075；2.軌道交通安全技術(shù)國際合作聯(lián)合實驗室，湖南 長沙 410075；3.軌道交通列車安全保障技術(shù)國家地方聯(lián)合工程研究中心，湖南 長沙 410075)

擋車器是位于軌道安全線末端的防護設備，其主要功能是避免列車意外失控時沖出線路，防止人員傷害及車輛和其他設備損壞，確保運營安全[1?2]。隨著我國軌道交通的迅猛發(fā)展，現(xiàn)有17節(jié)編組列車在進行調(diào)度時，由于列車編組數(shù)量增加，對擋車器吸能量提出了更大的考驗，而既有擋車器的安裝空間和預留滑動距離卻難以改變，無法滿足長編組列車的擋車需求。目前對擋車器研究較多的為滑動式擋車器和液壓滑動式擋車器?；瑒邮綋踯嚻骶哂薪Y(jié)構(gòu)簡單，便于安裝和維護，成本低等優(yōu)點[3]。液壓滑動式擋車器具有縮短線路的占有距離、吸能容量高、便于安裝和復位等優(yōu)點。國內(nèi)外許多學者對于滑動式擋車器和液壓滑動式擋車器進行了研究。劉爽等[3]對滑動式擋車器的制動距離和阻尼器的優(yōu)化布置進行了研究，研究表明采用累計間距法合理布置阻尼器能使阻尼力波動平緩，符合實際工程需求。徐永建[4]對于擋車器緩沖方案進行研究分析，對比分析了液壓阻尼和氣體阻尼擋車器的緩沖方案。秦艷[5]實例分析了深圳地鐵1號線擋車器的更新改造，突出隧道空間狹窄是擋車器改造難點。徐正和[6]提出在地下鐵路擋車器上，用液壓緩沖擋車器取代滑動式摩擦擋車器，這樣能減小設備占用線路長度，節(jié)約地鐵造價。孫雪松[7]對高速跌路安全線擋車器設備進行了分析研究，并針對高速列車的不同工況配備了不同類型的擋車器。韓鵬賢[8]基于在線路中段阻斷軌道線路的需求，設計了一種開啟式液壓緩沖擋車器，為軌道交通的安全運營提供了一種新型擋車設備。王會發(fā)等[9]針對地鐵車輛鉤緩裝置的吸能情況，對擋車器的設置提出了合理化建議，并分析對比了2種擋車器的吸能情況，研究表明帶能量吸收的擋車器能有效提高對列車的保護功能。蔣志華[10]對于鐵路安全線與擋車器的匹配進行了設計研究，研究表明安全線應設計為直線型，避免采取曲線型；縱斷面應采用整坡，避免設置變坡點。闞松等[11]基于某種地鐵車輛實例進行分析，對于線路末端擋車器的預留安裝長度提出了合理化建議。AHN等[12]提出一種采用漸進壓縮金屬條替代滑動摩擦式擋車器的新理念，并通過實驗得到驗證。GUZIUR等[13?14]分析了設計擋車器的原因以及可能導致列車脫軌的原因，對滑動式擋車器的參數(shù)進行研究，得出制動距離、動能和制動力之間的關(guān)系。GRABNER等[15]運用多體動力學模型研究了列車碰撞擋車器的響應特性，研究表明擋車器受到的最大載荷與列車編組無關(guān)?；瑒邮綋踯嚻骱鸵簤夯瑒邮綋踯嚻魇芟抻谶\用條件影響，當列車編組增加或者線路長度變短時，二者不能充分滿足列車的止擋需求。長編組列車進行止擋時，由于場地的安裝空間受限，既有的滑動式擋車器和液壓滑動式擋車器均不能很好地滿足需求。因為制動載荷受限于列車車鉤緩沖裝置的承載能力，要使擋車器的吸能能力提升，必須增加吸能行程?，F(xiàn)有的滑動式擋車器和液壓滑動式擋車器的吸能行程一定小于裝置后剩余線路長度與液壓頭可壓縮距離，要進一步增加吸能行程會導致軌道安全線的延長，進而增加土建工程投資。同時，現(xiàn)在隨著列車編組數(shù)量和調(diào)車速度的增加，對擋車器吸能量提出了更高的要求。本文設計的二級滑動摩擦式擋車器能減小列車車鉤力，充分利用車鉤前伸的空間以延長擋車器的摩擦吸能距離[16]。

1 二級滑動摩擦式擋車器設計方案及工作原理

1.1 二級滑動摩擦式擋車器設計方案

由于既有擋車器在列車編組車輛數(shù)增加而擋車器滑動距離一定的情況下，難以滿足吸能需求。因此，新設計的二級滑動摩擦式擋車器，在擋車器安裝和預留滑動距離一定的情況下，通過相對滑動延長擋車器的滑動距離，以滿足對擋車器更高吸能的需求。圖1為二級滑動摩擦式擋車器示意圖。區(qū)別于既有滑動式擋車器的一體式構(gòu)造，二級滑動摩擦式擋車器由擋車器上部和擋車器下部2個部分組成，擋車器上部長度為L1，擋車器下部長度為L2。由于擋車器在運行時與軌道之間存在傾覆力矩，為確保擋車器不破壞軌道，所以擋車器自身長度需合理取值。二級滑動摩擦式擋車器的下部長度設計也應滿足軌道強度要求，其長度與既有滑動式擋車器相當；但由于二級滑動摩擦式擋車器上部受到傾覆力矩小，擋車器上部長度可適當減小，因此擋車器上部長度L1可小于擋車器下部長度L2。擋車器上部和擋車器下部之間安裝有滑動摩擦制動模塊I，擋車器下部與地面之間安裝有滑動制動模塊II。將擋車器上部與擋車器下部之間的摩擦副稱為第1級摩擦副，擋車器下部與地面之間的摩擦副稱為第2級摩擦副。第1級摩擦副的定義為擋車器上部與擋車器下部之間的正壓力乘上其二者之間的摩擦因數(shù)。第2級摩擦副的定義為擋車器下部與軌道之間的正壓力乘上二者之間的摩擦因數(shù)。

圖1 地鐵列車撞擊擋車器工況示意圖Fig.1 Schematic diagram of subway train impact stopper

當對地鐵列車進行止擋時，列車整體不允許超過線路末端，擋車器允許滑動最大距離為S。如圖1所示，設計擋車器上部與車鉤直接進行沖擊，設計擋車器下部高度Hd高于裙板到軌面的高度Hc，為減小擋車器上部的傾覆力矩，降低列車沖擊載荷，兩級摩擦副摩擦力均為可調(diào)節(jié)式，匹配列車參數(shù)，合理分配擋車器上部和下部質(zhì)量，充分利用車輪至列車端部車鉤之間的距離L3，使擋車器上部和下部之間的相對滑動距離ΔL達到最佳長度，以達到最好的止擋效果。

當擋車器對于庫內(nèi)列車進行止擋時，列車端部可往前伸一段距離但要確保列車不能脫軌，設計擋車器下部高度Hd低于裙板到軌面的高度Hc，這樣可充分利用頭車車輪至車鉤之間的距離L3，通過合理的調(diào)節(jié)兩級摩擦副摩擦及擋車器上部和擋車器下部的質(zhì)量，達到最佳止擋效果。

1.2 二級滑動摩擦式擋車器工作原理

如圖1所示，二級滑動摩擦式擋車器的工作過程分為2個部分：

1) 二級滑動摩擦式擋車器受到列車沖擊時，擋車器上部與車鉤接觸，擋車器上部迅速由靜止加速到與列車端部車鉤同速，并相對于擋車器下部滑動摩擦吸能；當?shù)?級摩擦副的摩擦力大于第2級摩擦副的摩擦力時，擋車器下部也開始由靜止到運動，擋車器下部相對地面軌道滑動摩擦吸能。

2) 擋車器上部與車鉤同速后，在第1級摩擦副的摩擦力作用下作減速運動，擋車器下部做加速運動，直到擋車器上部和擋車器下部達到相同速度，此時擋車器上部和擋車器下部之間無相對滑動，第1級摩擦副不再做功，列車和擋車器在第2級摩擦副的作用下摩擦吸能，耗散動能，直至制動完成。

2 二級滑動摩擦式擋車器數(shù)值模擬

2.1 列車編組

以地鐵列車B2型6節(jié)車輛編組[17]為例，其編組方式為：+Tc*Mp*M=M*Mp*Tc+。

其中，“Tc”為兩端的司機室，質(zhì)量為33 t ；“Mp”為中間帶電弓的動車，質(zhì)量為35 t ；“M”為不帶電弓的動車，質(zhì)量為35 t；其中“+”為全自動車鉤，“*”為半永久牽引桿，“=”為半自動車鉤。

2.2 二級滑動摩擦式擋車器設計參數(shù)

目前使用最多的滑動式擋車器質(zhì)量為1.3 t，平均摩擦力為300 kN。為進一步對比既有的滑動式擋車器和本文設計的二級滑動摩擦式擋車器的響應特性，將二級滑動摩擦式擋車器的總重量和與地面之間的摩擦力，跟既有的常規(guī)滑動式擋車器參數(shù)設置相同。

2.3 車鉤鉤緩裝置建模

地鐵車鉤緩沖裝置一般是由車鉤、緩沖裝置、連掛裝置和剪切裝置等幾部分組成。鉤緩裝置的主要作用是實現(xiàn)車輛之間的連掛、力的傳遞，并使車輛之間保持一定的距離和吸收能量等作用[1]。

該編組車輛的不同類型的車鉤配置如表2所示。

表1 二級滑動摩擦式擋車器參數(shù)Table 1 Parameters of two-stage sliding friction car stop

表2 車輛車鉤配置Table 2 Vehicle coupler configuration table

EFG3型緩沖器具體參數(shù)為：最大壓縮行程55 mm，最大拉伸行程40 mm，最大壓縮570 kN，最大拉伸力320 kN。壓潰管的穩(wěn)態(tài)載荷720 kN。

在鉤緩裝置中，緩沖器和壓潰管是縱向串聯(lián)使用的，由于各緩沖器的特征曲線相同，則中間車輛的2個緩沖器聯(lián)合一起設置力元，沖擊力不變，行程為原來的2倍。采用SIMPACK中的105號力元的加載、卸載曲線將緩沖器和壓潰管的力?位移曲線耦合在一起，來模擬緩沖器和壓潰管的加載和卸載特性，以簡化模型，提高運算效率[18]。

對于3種不同類型的車鉤，采用SIMPACK的105號力元構(gòu)建3種不同的加載卸載曲線，如圖1所示，第1界面為全自動車鉤，第4界面為半自動車鉤，第2，3，5，6界面為半永久牽引桿。

圖2 列車界面編號示意Fig.2 Schematic diagram of train interface number

2.4 模型驗證

模擬單節(jié)車以3 km/h的速度撞擊另一輛等質(zhì)量的靜止車輛，以驗證車鉤參數(shù)設置的合理性。

圖3(a)為兩列車之間車鉤力時間曲線，(b)為列車動能時間曲線。從圖中可知，緩沖器阻抗力在達到最大值314 kN后迅速下降，然后逐步減小。撞擊前系統(tǒng)的總動能為10.42 kJ，碰撞后系統(tǒng)的總動能為6.96 kJ，整個撞擊過程中動能變化量為3.46 kJ。緩沖器壓縮行程為39.3 mm，力位移曲線積分為3.52 kJ，吸能與動能變化誤差為1.7%。驗證了模型能很好地表征所配置的鉤緩裝置的力學特性。

圖3 車輛撞擊計算結(jié)果示意圖Fig.3 Schematic representation of calculation results of vehicle impact

3 撞擊工況下列車/二級滑動摩擦式擋車器動力學響應分析

根據(jù)《GB5015地鐵設計規(guī)范》中要求擋車器應能承受列車以15 km/h撞擊，因此設計碰撞工況為15 km/h，要求列車動量全被各級緩沖器和擋車器吸收，壓潰管不發(fā)生變形，車體結(jié)構(gòu)不發(fā)生塑性變形。

3.1 列車車鉤力響應

各界面的車鉤力時間曲線如圖4所示，圖4(a)為采用既有滑動摩擦式擋車器的車鉤力響應曲線，圖4(b)為采用本文設計的二級滑動摩擦式擋車器的車鉤力響應曲線。由表3可知，第一界面為列車車鉤力最大界面，其中既有的滑動摩擦式擋車器第1界面最大車鉤力為720 kN，高于緩沖器所能承受的最大壓縮力570 kN，壓潰管壓潰位移為20.1 mm，緩沖器被破壞，壓潰管開始觸發(fā)，車鉤力穩(wěn)定在壓潰管的壓潰載荷720 kN。而本文設計的二級滑動摩擦式擋車器第1界面的最大車鉤力為554 kN，小于緩沖器所能承受的最大壓縮力570 kN，緩沖器未被破壞，壓潰管位移為0。采用二級滑動摩擦式擋車器較既有的滑動式擋車器而言，能有效降低第1界面的最大車鉤力，第1界面車鉤力降低了23%，而其他界面這2種擋車器的最大車鉤力基本變化不大。

圖4 速度為15 km/h時車輛各界面車鉤力的時間歷程Fig.4 Time history of the coupler force on each interface of the vehicle at a speed of 15 km/h

表3 速度為15 km/h時車輛各界面參數(shù)Table 3 Vehicle interface parameters when the speed is 15 km/h

3.2 擋車器滑動距離響應

既有滑動摩擦式擋車器和二級滑動摩擦式擋車器的滑動距離如圖5所示，既有的滑動摩擦式擋車器的滑動距離為5.66 m，二級滑動摩擦式擋車器中擋車器上部的位移為5.70 m，擋車器下部的滑動距離為4.49 m，擋車器上部相對擋車器下部的滑動位移為1.21 m。在既有的滑動摩擦式擋車器和二級滑動摩擦式擋車器長度一致的情況下，二級滑動摩擦式擋車器的滑動距離比既有的滑動摩擦式擋車器減小了20%，有效降低了擋車器的制動距離。

圖5 擋車器滑動距離曲線Fig.5 Sliding distance curve of buffer stop

3.3 列車——擋車器系統(tǒng)吸能響應

2種擋車器的吸能情況如表4所示，既有的滑動式擋車器在第1界面由于緩沖器破壞，壓潰管開始壓潰吸能，第1界面的吸能量大于二級滑動摩擦式擋車器，這2種擋車器作用下，列車其他界面的吸能量基本差別不大。既有滑動式擋車器自身吸能量為1 698.8 kJ，吸能量占總能量的95.8%，列車鉤緩裝置吸能總量為74.5 kJ，占總吸能量的4.2%；二級滑動摩擦式擋車器中擋車器上部吸能368.1 kJ，擋車器下部吸能1 345.4 kJ，分別占總吸能量的20.8%和76.1%，列車鉤緩裝置吸能量為55.4 kJ，占總吸能量的3.1%。

表4 列車?擋車器吸能情況Table 4 Energy absorption of train-buffer stop

相較于既有滑動式擋車器而言，二級滑動摩擦式擋車器既能降低列車承受的載荷，減少地鐵列車自身的吸能量，同時能將兩級吸能量合理分配，并通過合理利用車鉤前伸空間，以降低滑動距離。

當列車撞擊剛性擋車器，列車車鉤的壓潰管不觸發(fā)，即全部能量由擋車器和車鉤的緩沖器吸收時，列車的最大碰撞速度為列車與擋車器彈性碰撞的臨界速度。擋車器的制動過程中，初始摩擦力不為恒定值，由二級滑動式擋車器的結(jié)構(gòu)可知，采用相同初始條件，二級滑動式擋車器上部的力矩能增加擋車器下部與軌道之間的摩擦力，使二級滑動式擋車器制動效果更佳。通過仿真計算，采用既有的滑動摩擦式擋車器時，該6編組地鐵列車的最大碰撞速度為9 km/h，其吸能量為643.8 kJ。采用二級滑動摩擦式擋車器時，該6編組地鐵列車的最大碰撞速度為19 km/h，其吸能量為2 869.1 kJ。表5為這2種擋車器的對比。

由表5可知，二級滑動摩擦式擋車器所能承受的列車最大碰撞速度為19 km/h，既有的滑動摩擦式擋車器所能承受的列車最大碰撞速度為9 km/h，較既有的滑動摩擦式擋車器提升111%。二級滑動摩擦式擋車器最大吸能量為2 869.1 kJ，較既有的滑動摩擦式擋車器提升345.7%。但是，采用二級滑動摩擦式擋車器最大滑動距離為7.04 m，線路的預留安裝長度要進行合適選取。

表5 2種擋車器響應情況對比Table 5 Comparison of the response of the two brakes

4 擋車器參數(shù)對列車-擋車器系統(tǒng)的動力學響應特性影響

4.1 擋車器上部質(zhì)量

改變擋車器上部的質(zhì)量，取變化范圍10%(190～210 kg)，擋車器下部質(zhì)量固定為1 100 kg，二級摩擦副的滑動摩擦力固定不變，分別為305 kN和300 kN，列車初速度固定為15 km/h。

如圖6所示，隨著擋車器上部質(zhì)量的增加，最大車鉤力也隨之增大，由450.1 kN上升至560.4 kN。擋車器上部質(zhì)量變化范圍為10%，而最大車鉤力變化了24.5%。然而隨著擋車器上部質(zhì)量的增加，擋車器上部和下部的位移基本上沒變化。由于二級滑動摩擦擋車器的上部質(zhì)量小于既有滑動式擋車器的質(zhì)量，因此其他條件相同情況下，使用二級滑動摩擦擋車器時第1界面的最大車鉤力小于使用既有滑動式擋車器。

圖6 擋車器上部質(zhì)量對列車-擋車器響應特性的影響Fig.6 Influence of the upper mass of the buffer stop on the response characteristics of the train-buffer stop

4.2 擋車器下部質(zhì)量

改變擋車器下部的質(zhì)量，取變化范圍10%(1 045～1 165 kg)，擋車器上部質(zhì)量固定為200 kg，二級摩擦副的滑動摩擦力固定不變，分別為305 kN和300 kN，列車初速度固定為15 km/h。

如圖7所示，隨著擋車器下部質(zhì)量的變化，擋車器上部位移和最大車鉤力基本沒變化，擋車器下部位移由4.54 m減小到4.42 m，變化了2.7%。擋車器上部相對擋車器下部滑動的位移由1.16 m增大為1.28 m，變化了10.3%。其原因是擋車器下部質(zhì)量增加，即擋車器下部滑動的加速度變小，擋車器上部和擋車器下部達到同速的時間變長，擋車器上部和下部之間的相對位移增加，使得摩擦力Ff1摩擦制動耗散的能量增加，擋車器下部摩擦制動耗能減少，即擋車器下部位移減小。

圖7 擋車器下部質(zhì)量對列車-擋車器響應特性的影響Fig.7 Influence of the lower mass of the buffer stop on the response characteristics of the train-buffer stop

4.3 恒定摩擦副摩擦力

4.3.1 摩擦力Ff1

改變摩擦力Ff1的大小，取變化范圍10%(305～335.5 kN)，固定擋車器上部的質(zhì)量為200 kg，擋車器下部質(zhì)量為1 100 kg，擋車器下部與地面之間的摩擦力Ff2為300 kN，列車初速度固定為15 km/h。

如圖8所示，隨著摩擦力Ff1的增加，車輛的最大車鉤力由554 kN上升到622 kN，變化了12.3%。擋車器下部位移由4.49 m上升到5.48 m，變化了22.3%。而擋車器上部位移隨著摩擦力Ff1的增加卻基本沒變化，位移為5.70 m。擋車器上部相對擋車器下部的滑動距離由1.21 m減小為0.22 m，變化了81.8%。

圖8 摩擦力Ff1對列車-擋車器響應特性的影響Fig.8 Influence of friction Ff1 on the response characteristics of train-buffer stop

4.3.2 摩擦力Ff2

改變擋車器下部與地面之間的摩擦力Ff2，變化范圍為10%(270～300 kN)，固定擋車器上部質(zhì)量為200 kg，擋車器下部質(zhì)量為1 100 kg，擋車器上部與擋車器下部之間的摩擦力Ff1為305 kN，列車初速度固定為15 km/h。

由圖9可知，車輛最大車鉤力基本不隨摩擦力Ff2的變化而變化；擋車器上部位移由6.36 m變?yōu)?.70 m，變化11.6%；擋車器下部位移由6.14 m變?yōu)?.49 m，變化了36.7%。擋車器上部相對擋車器下部滑動位移由0.22 m上升到1.21 m，變化率為450%。隨著摩擦力Ff2增大，擋車器上部和擋車器下部達到同速時間延長，即擋車器二者的相對滑動位移會增加。但是同速后，隨著摩擦力Ff2增加，滑動摩擦耗散動能所需的制動距離降低，即擋車器下部位移和上部位移都減小。

圖9 摩擦力Ff2對列車-擋車器響應特性的影響Fig.9 Influence of friction Ff2 on the response characteristics of train-buffer stop

4.4 可變摩擦副

將擋車器上部與擋車器下部之間的摩擦力Ff1和擋車器下與地面之間的摩擦力Ff2設為可變，將摩擦力Ff1與摩擦力Ff2進行分段取值，即在擋車器上部與列車達到同速前，將摩擦力Ff1與摩擦力Ff2設置為從0開始，逐步增大。當擋車器上部與列車同速后，再將摩擦力Ff1與摩擦力Ff2設置為常值。擋車器上部質(zhì)量為200 kg，擋車器下部質(zhì)量為1 100 kg，列車初速度為15 km/h。

由圖5可知，在二級摩擦副的摩擦力均為恒定時，第1界面的車鉤力為列車的最大車鉤力，并且與其他界面車鉤力相差較大，容易出現(xiàn)第1界面的壓潰管觸發(fā)情況。對于摩擦力采用分段施加的方式，在列車和擋車器上部同速前，減小摩擦力Ff1和摩擦力Ff2。達到同速后，增大摩擦力Ff1和摩擦力Ff2。各界面的車鉤力如圖10所示，各界面的吸能量如表5所示。摩擦力可變后，各個界面之間的最大車鉤力差距較摩擦力不變時明顯減小，各個界面吸能量分配得更加均衡，能更有效地防止第一界面的壓潰管觸發(fā)。

圖10 15 km/h時車鉤力時間曲線Fig.10 Coupler force time curve at 15 km/h

表6 摩擦力變化情況下列車各界面吸能情況Table 6 Energy absorption of each interface of train under the condition of changes in frictional force

4.5 二級擋車器參數(shù)權(quán)重分析

在擋車器上部和下部質(zhì)量，恒定摩擦力Ff1和Ff2分別變化10%時，研究列車車鉤力和擋車器位移的變化。如表7所示，最大車鉤力的變化與擋車器下部質(zhì)量和恒定摩擦力Ff2基本無關(guān)，與擋車器上部質(zhì)量和摩擦力Ff1有關(guān)，均為正相關(guān)。擋車器上部相對滑動位移基本與擋車器上部質(zhì)量無關(guān)，與擋車器下部質(zhì)量、摩擦力Ff1，摩擦力Ff2有關(guān)，且與擋車器下部質(zhì)量和摩擦力Ff2呈正相關(guān)，與摩擦力Ff1呈負相關(guān)，與摩擦力Ff2的變化關(guān)系最顯著。擋車器下部位移基本與擋車器上部的質(zhì)量無關(guān)，與擋車器下部質(zhì)量、摩擦力Ff2呈負相關(guān)，與摩擦力Ff1呈正相關(guān)，其中摩擦力Ff2影響最顯著。

表7 參數(shù)變化10%下響應特性變化率Table 7 Change rate of response characteristics under 10%parameter change

5 結(jié)論

1) 提出一種二級滑動摩擦式擋車器設計方案，分析可知該擋車器能夠在多編組列車低速情況下進行摩擦制動，穩(wěn)定吸收動能，滿足列車對于擋車器的設計要求。

2) 本文設計的二級滑動摩擦式擋車器相比既有的滑動擋車器，既能降低車輛碰撞時的最大車鉤力，又能在不破壞列車結(jié)構(gòu)的前提下，更好地滿足列車的制動需求。

3) 延長擋車器上部的相對滑動距離，縮短擋車器下部的滑動距離，都可以通過增加摩擦力Ff2，增加擋車器下部質(zhì)量和減小摩擦力Ff1來實現(xiàn)，其中影響最顯著的是增加摩擦力Ff2。

4) 改善列車最大車鉤力可以通過減小擋車器上部質(zhì)量和減小摩擦力Ff1來實現(xiàn)，其中影響最顯著的是降低擋車器上部的質(zhì)量。同時改變摩擦力的加載方式，將摩擦力恒定變?yōu)榭勺儯档统跏寄Σ亮梢詢?yōu)化第1界面車鉤力的大小，優(yōu)化車輛各個界面的吸能量，使列車的鉤緩裝置不被破壞。