車間縱向減振器失效對(duì)列車動(dòng)力學(xué)性能影響

田華彬， 陸 超， 徐騰養(yǎng)， 郭兆團(tuán)

(1.廣州鐵路職業(yè)技術(shù)學(xué)院 鐵道機(jī)車教研室, 廣東 廣州 510430; 2.西南交通大學(xué) 牽引動(dòng)力國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室, 四川 成都 610031)

引言

車間縱向油壓減振器一般縱向安裝于兩車之間，常用于鉸接車輛或高速動(dòng)車組兩相鄰車端之間，如：法國(guó)TGV、瑞典X2000、中國(guó)CRH380A、日本新干線、國(guó)內(nèi)鉸接低地板車輛均在兩車之間安裝有車間縱向減振器，兩鄰車之間一般安裝2根車間縱向減振器。

車間縱向減振器主要作用就是抑制車體的搖頭和側(cè)滾運(yùn)動(dòng)，提高車輛動(dòng)力學(xué)性能[1]，且這一結(jié)論在西南交大滾動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)上得到了論證[2],安裝車間縱向減振器，可以有效抑制車體低頻(1～3 Hz)橫向運(yùn)動(dòng)。國(guó)內(nèi)也有一些學(xué)者對(duì)減振器展開(kāi)了相關(guān)研究，如文獻(xiàn)[3]采用面向?qū)ο蟮慕＜夹g(shù)，分別建立了帶車間懸掛系統(tǒng)的5編組、3編組及單編組動(dòng)力學(xué)模型，對(duì)高速列車平穩(wěn)性影響進(jìn)行了研究；文獻(xiàn)[4]建立了帶車間減振器的100%低地板車輛模型，分析了其阻尼參數(shù)對(duì)列車性能影響；文獻(xiàn)[5-6]都通過(guò)動(dòng)力學(xué)SIMAPCK軟件分別建立了CRH380A和CRH380B四動(dòng)四拖8編組動(dòng)力學(xué)模型，分析了加裝車間懸掛前后，其橫向平穩(wěn)性、磨耗指數(shù)、車體搖頭角等變化情況；文獻(xiàn)[7]對(duì)車輛減振器懸掛結(jié)構(gòu)進(jìn)行了研究，指出可以利用發(fā)泡橡膠良好的耐老化、耐油性和耐壓縮永久變形性能，在減振器內(nèi)部使用發(fā)泡橡膠將油液與空氣進(jìn)行隔離，可以有效避免減振器油液發(fā)生乳化，從而減少減振器失效故障發(fā)生；文獻(xiàn)[8]研究了中低速磁浮安裝車間懸掛的必要性，分析了安裝前后其平穩(wěn)性變化情況；文獻(xiàn)[9]通過(guò)試驗(yàn)分析了兩種油液的減振器的低溫特性；文獻(xiàn)[10]基于Fluent軟件分析了不同溫度對(duì)減振器氣穴現(xiàn)象影響；文獻(xiàn)[11]基于AMESim軟件對(duì)減振器溫變特性建模方法進(jìn)行了研究；文獻(xiàn)[12]通過(guò)減振器臺(tái)架試驗(yàn)對(duì)某雙筒液壓減振器仿真模型進(jìn)行了置信度檢驗(yàn)。

本研究以我國(guó)某高速動(dòng)車組車間縱向減振器發(fā)生異響這一項(xiàng)目為出發(fā)點(diǎn)，由于無(wú)法判斷該異響是否由車間減振器失效引起，也無(wú)法確定拆除車間減振器后進(jìn)行試驗(yàn)是否會(huì)影響行車安全，通過(guò)SIMPACK軟件建立了該高速列車動(dòng)力學(xué)模型，通過(guò)仿真分析了車間減振器失效狀態(tài)下對(duì)車輛動(dòng)力學(xué)性能產(chǎn)生的影響，為解決動(dòng)車組車間縱向減振器異響提供了一定幫助。

1 動(dòng)車組動(dòng)力學(xué)模型

高速動(dòng)車組是一個(gè)復(fù)雜的多體系統(tǒng)，不但有各部件之間的相互作用力和相對(duì)運(yùn)動(dòng)，而且還有輪軌之間的相互作用關(guān)系。因此，理論計(jì)算分析模型只能根據(jù)研究的主要目的和要求，對(duì)一些次要因素進(jìn)行相應(yīng)的假定或簡(jiǎn)化，而在對(duì)動(dòng)力學(xué)性能影響較大的主要因素上盡可能作出符合實(shí)際情況的模擬。為了更好地模擬該高速動(dòng)車組運(yùn)行性能，建模時(shí)考慮了將車輛橫向運(yùn)動(dòng)和垂向運(yùn)動(dòng)耦合的數(shù)學(xué)模型。

本研究中動(dòng)車組動(dòng)力學(xué)模型為兩動(dòng)一拖3編組模型，每輛車包括1個(gè)車體、2個(gè)構(gòu)架、2個(gè)牽引拉桿、4個(gè)輪對(duì)和8個(gè)轉(zhuǎn)臂節(jié)點(diǎn)。每輛車的自由度選擇如表1所示，每輛車車體、構(gòu)架、牽引拉桿、輪對(duì)各取縱向、垂向、橫向、搖頭、點(diǎn)頭、側(cè)滾等6個(gè)方向自由度，轉(zhuǎn)臂只有點(diǎn)頭方向1個(gè)自由度，即每輛車有62個(gè)自由度，整個(gè)3編組動(dòng)力學(xué)模型有186個(gè)自由度。車輛動(dòng)力學(xué)模型如圖1所示，其基本參數(shù)和關(guān)鍵參數(shù)如表2所示。

圖1 我國(guó)某高速動(dòng)車組動(dòng)力學(xué)計(jì)算模型

表1 該高速動(dòng)車組每輛車自由度

表2 動(dòng)車組基本參數(shù)和關(guān)鍵參數(shù)

在該高速列車建模的非線性輪軌關(guān)系研究中，輪軌接觸幾何參數(shù)被認(rèn)為是輪對(duì)橫移量的非線性函數(shù)，包括車輪滾動(dòng)半徑、車輪橫斷面曲率半徑、接觸角、輪對(duì)側(cè)滾角、軌頭橫斷面曲率半徑。由于車輪和鋼軌可以具有任意外形，輪軌接觸幾何參數(shù)很難直接表示為輪對(duì)橫移量的顯函數(shù)形式，只能表示為輪對(duì)橫移量的數(shù)表，而中間值則采用線性插值來(lái)計(jì)算。

本研究計(jì)算工況：車輛穩(wěn)定性為直線+500 m激擾，計(jì)算動(dòng)車組車輛蛇行臨界速度；車輛平穩(wěn)性和舒適性為直線+武廣線實(shí)測(cè)軌道譜，計(jì)算其垂向、橫向平穩(wěn)性及乘坐舒適性；車輛安全性為曲線(曲線半徑7000 m+超高180 mm)+武廣線實(shí)測(cè)軌道譜，計(jì)算其輪軸橫向力、脫軌系數(shù)、輪軌垂向力、輪重減載率等指標(biāo)。

2 車間縱向減振器失效對(duì)車輛穩(wěn)定性影響

車輛穩(wěn)定性主要考察車輛在直線上能否安全運(yùn)行。動(dòng)車組穩(wěn)定性主要通過(guò)車輛蛇行臨界速度來(lái)體現(xiàn)，其臨界速度越大，表明其穩(wěn)定性越好。動(dòng)車組實(shí)際臨界速度的計(jì)算方法為：首先給定一段有限長(zhǎng)的實(shí)際軌道隨機(jī)不平順激擾樣本函數(shù)，讓列車運(yùn)行在不平順軌道上并激發(fā)其振動(dòng)；然后讓列車運(yùn)行在理想光滑軌道上，通過(guò)觀察系統(tǒng)的振動(dòng)能否衰減到平衡位置，來(lái)判斷系統(tǒng)是否出現(xiàn)蛇行失穩(wěn)。如在某一車速下，系統(tǒng)的振動(dòng)不再收斂到平衡位置，則這時(shí)的車速值即為系統(tǒng)的實(shí)際臨界速度。通過(guò)仿真研究可得，車輛在正常情況下，其蛇行臨界速度為425 km/h，此時(shí)其輪對(duì)橫向位移s情況如圖2所示；當(dāng)動(dòng)車組車間縱向減振器全部失效后，其蛇行臨界速度依舊超過(guò)400 km/h，其蛇行失穩(wěn)x情況如圖3所示。通過(guò)兩種工況下蛇行臨界速度比較，說(shuō)明車間縱向減振器對(duì)動(dòng)車組穩(wěn)定性影響不大。

圖2 正常工況蛇行臨界速度時(shí)輪 對(duì)橫向位移

圖3 車間縱向減振器失效工況 動(dòng)車組蛇行失穩(wěn)情況

3 車間縱向減振器失效對(duì)車輛平穩(wěn)性及舒適性影響

車輛平穩(wěn)性和舒適性主要是考察車輛運(yùn)行品質(zhì)的關(guān)鍵指標(biāo)。用平穩(wěn)性指標(biāo)來(lái)評(píng)價(jià)車輛運(yùn)行性能的方法在國(guó)際上得到廣泛應(yīng)用，主要用來(lái)考察車輛的運(yùn)行品質(zhì)；而乘客乘坐舒適度則根據(jù)旅客對(duì)振動(dòng)的敏感度進(jìn)行評(píng)判。

仿真計(jì)算時(shí)先讓動(dòng)車組在一段無(wú)激擾直線軌道上運(yùn)行，然后在一段足夠長(zhǎng)的不平順軌道上運(yùn)行。車體加速度響應(yīng)數(shù)據(jù)的采樣從動(dòng)車組運(yùn)行一段距離后開(kāi)始進(jìn)行，數(shù)據(jù)的采樣、處理和分析方法及平穩(wěn)性指標(biāo)計(jì)算方法則根據(jù)《高速動(dòng)車組整車試驗(yàn)規(guī)范》進(jìn)行，運(yùn)行平穩(wěn)性的評(píng)價(jià)按照GB/T 5599—1985進(jìn)行。

加速度測(cè)點(diǎn)選在1位或2位端枕梁上方距車體中心1 m車體地板面上。平穩(wěn)性測(cè)量時(shí)，每個(gè)速度級(jí)的采集時(shí)間取至少10～20段，每段18 s。車體振動(dòng)加速度包含多個(gè)頻率成分，單一頻率的平穩(wěn)性指標(biāo)計(jì)算公式：

(1)

式中,Wi為平穩(wěn)性指標(biāo)；ai為振動(dòng)加速度；fi為振動(dòng)頻率，Hz；F(fi)為頻率修正系數(shù)。

舒適度測(cè)量時(shí)，每個(gè)速度級(jí)的采樣持續(xù)5 min，計(jì)算時(shí)以5 s為間隔，換算頻率加權(quán)后的縱向、橫向和垂向加速度有效值，頻率范圍為0.4～80 Hz，然后分別統(tǒng)計(jì)5 min測(cè)量時(shí)間內(nèi)各方向加速度有效值的95%分位點(diǎn)值,最后帶入簡(jiǎn)化公式合成該5 min采樣段的舒適度值。UIC 513 定義的舒適度簡(jiǎn)化計(jì)算方法的公式：

(2)

式中,NMV為舒適度指標(biāo)(NMVX，NMVY，NMVZ分別表示縱向、橫向和垂向舒適度分量)；a為加速度；Rd,Rb為加權(quán)曲線；XP95，YP95，ZP95為與界面及統(tǒng)計(jì)概率有關(guān)，X,Y,Z表示加速度傳感器縱向、橫向、垂向的敏度方向；P表示地板面；95表示分布概率分位點(diǎn)95%。

圖4～圖6表示動(dòng)車組在正常及車間縱向減振器失效兩種工況下，對(duì)頭車、中間車、尾車橫向平穩(wěn)性Wy、垂向平穩(wěn)性Wz、乘坐舒適性NMV影響。相對(duì)于車輛正常情況下，車間縱向減振器全部失效后，其橫向平穩(wěn)性指標(biāo)增加率Gy、垂向平穩(wěn)性指標(biāo)增加率Gz、乘坐舒適性指標(biāo)增加率GMV， 如圖7～圖9所示。從圖4～圖9可以看出， 車間縱向減振器失效后， 橫向平穩(wěn)性、 乘坐

圖4 正常及車間縱向減振器失效工況 對(duì)橫向平穩(wěn)性影響

圖5 正常及車間縱向減振器失效工況 對(duì)垂向平穩(wěn)性影響

圖6 正常及車間縱向減振器失效工況 對(duì)乘坐舒適性影響

舒適性變差較嚴(yán)重，垂向平穩(wěn)性有輕微影響，中間車橫向平穩(wěn)性和乘坐舒適性變差情況比頭車和尾車嚴(yán)重，其中，中間車橫向平穩(wěn)性指標(biāo)增加率在5%～10%之間浮動(dòng)(最大達(dá)9.2%)，頭車和尾車橫向平穩(wěn)性指標(biāo)增加率在2%～6%之間浮動(dòng)(最大達(dá)5.4%)，中間車乘坐舒適性指標(biāo)增加率在10%～45%浮動(dòng)(最大達(dá)44.3%)，頭車和尾車乘坐舒適性指標(biāo)增加率在5%～25%浮動(dòng)(最大達(dá)24.9%)，但同一速度下，中間車橫向平穩(wěn)性和舒適性惡化情況比頭車和尾車嚴(yán)重， 舒適性整體惡化情況比橫向平穩(wěn)性嚴(yán)重。另外， 從圖7和圖9還可以發(fā)現(xiàn)，在動(dòng)車組速度位于200～300 km/h時(shí)，頭車、中間車、尾車的橫向平穩(wěn)性、乘坐舒適性均受車間縱向減振器影響最大。

圖7 橫向平穩(wěn)性指標(biāo)增加率

圖8 垂向平穩(wěn)性指標(biāo)增加率

圖9 乘坐舒適性指標(biāo)增加率

4 車間縱向減振器失效后對(duì)車輛安全性影響

車輛安全性主要考察車輛通過(guò)曲線時(shí)能否安全運(yùn)行。車輛以不同速度分別通過(guò)不同的線路工況，計(jì)算中考慮軌道的隨機(jī)不平順激擾，輸出各工況下的輪軌力，根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)相關(guān)規(guī)定來(lái)進(jìn)行后處理得到相應(yīng)的安全性評(píng)價(jià)指標(biāo)，如脫軌系數(shù)、輪軸橫向力、輪軌垂向力、輪重減載率。脫軌系數(shù)指標(biāo)主要是考察車輛防止脫軌的能力，即考察車輛在線路條件、運(yùn)用條件、車輛結(jié)構(gòu)參數(shù)和裝載等因數(shù)在最不利的組合下可能導(dǎo)致脫軌的可能性；輪軸橫向力是考察車輛過(guò)曲線時(shí)，車輪和軌道之間橫向作用力大小，輪軸橫向作用力越大，則車輛安全性越低；輪軌垂向力指標(biāo)主要考察車輛過(guò)曲線時(shí)，車輪與軌道之間垂向作用力大?。惠喼販p載率主要考察車輛過(guò)曲線時(shí)，是否存在由于一側(cè)車輪減載過(guò)大而導(dǎo)致脫軌。

根據(jù)UIC 518規(guī)定，脫軌系數(shù)D應(yīng)符合式(3)要求：

D=(Y/Q)2m≤0.8

(3)

式中，Y為爬軌側(cè)車輪作用于鋼軌上的橫向力；Q為爬軌側(cè)車輪作用于鋼軌上的垂向力；2 m表示2 m滑移平均。

輪軸橫向力應(yīng)符合式(4)要求：

∑Y2m≤10+P0/3

(4)

式中， ∑Y2m(輪軸橫向力2 m滑移平均)和P0(靜軸重)以kN單位表示。

輪軌垂向力應(yīng)符合式(5)要求：

Q≤Qlim=Q0+90

(5)

式中，Qlim為輪軌垂向力極限值，kN；Q0為靜輪重，kN。

同時(shí)，輪軌垂向力Q還應(yīng)滿足不同速度下的極限值要求：對(duì)于Vlim≤160 km/h，Qlim≤200 kN;對(duì)于160 km/h300 km/h，Qlim≤160 kN。

當(dāng)Vlim≤160 km/h時(shí)：

K≤0.65 (準(zhǔn)靜態(tài))

(6)

當(dāng)Vlim>160 km/h時(shí)：

K≤0.8 (動(dòng)態(tài))

(7)

圖10～圖13分別表示與正常情況下比較，車間縱向減振器在失效后，頭車、中間車、尾車輪軸橫向力Y、輪軌垂向力Q、脫軌系數(shù)D、輪重減載率K的變化情況。車間縱向減振器失效后，頭車、中間車、尾車的安全性指標(biāo)分別變化都不大，這說(shuō)明車間縱向減振器對(duì)輪軸橫向力、輪軌垂向力、脫軌系數(shù)、輪重減載率影響較小。

圖10 正常及車間縱向減振器失效工況 對(duì)輪軸橫向力影響

圖11 正常及車間縱向減振器失效工況 對(duì)輪軌垂向力影響

圖12 正常及車間縱向減振器失效工況 對(duì)脫軌系數(shù)影響

圖13 正常及車間縱向減振器失效工況 對(duì)輪重減載率影響

5 結(jié)論

本研究基于SIMPACK建立了我國(guó)某高速動(dòng)車組兩動(dòng)一拖三編組動(dòng)力學(xué)模型，仿真分析計(jì)算了車間縱向減振器在失效狀態(tài)下，對(duì)車輛動(dòng)力學(xué)性能產(chǎn)生的影響，為解決動(dòng)車組車間縱向減振器異響及異常提供了一定幫助，研究表明：

(1) 車間縱向減振器對(duì)動(dòng)車組穩(wěn)定性影響較小，其失效不會(huì)對(duì)車輛穩(wěn)定性造成太大影響，不影響行車安全，即可以通過(guò)拆除車間減振器線路試驗(yàn)來(lái)驗(yàn)證該異響是否由減振器引起；

(2) 車間縱向減振器對(duì)動(dòng)車組橫向平穩(wěn)性及乘坐舒適性影響較大，對(duì)垂向平穩(wěn)性影響較?。?/p>

(3) 不論頭車、中間車還是尾車，同一速度下，車間縱向減振器對(duì)乘坐舒適性的影響均大于對(duì)橫向穩(wěn)定性的影響；

(4) 中間車橫向穩(wěn)定性和乘坐舒適性受車間縱向減振器影響大于頭車和尾車，其中，頭車和尾車橫向平穩(wěn)性指標(biāo)最大增加率為5.4%，舒適性指標(biāo)最大增加率約25%，中間車橫向平穩(wěn)性指標(biāo)最大增加率約10%，舒適性指標(biāo)最大增加率約45%；

(5) 在動(dòng)車組速度位于200～300 km/h時(shí)，頭車、中間車、尾車的橫向平穩(wěn)性和乘坐舒適性受車間縱向減振器影響均最大；

(6) 車間縱向減振器對(duì)輪軸橫向力、輪軌垂向力、脫軌系數(shù)、輪重減載率影響較小。