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    基于AOSO遞進(jìn)優(yōu)化方法的車體抖振控制研究

    2022-07-26 01:34:06王澤根周勁松李哲豪
    振動(dòng)工程學(xué)報(bào) 2022年3期
    關(guān)鍵詞:蛇行減振器轉(zhuǎn)向架

    王澤根,宮 島,周勁松,孫 煜,李哲豪

    (同濟(jì)大學(xué)鐵道與城市軌道交通研究院,上海 201804)

    引言

    高速動(dòng)車組因其平穩(wěn)舒適、方便快捷的特點(diǎn),成為現(xiàn)今人們出行的主流交通工具。但隨著運(yùn)營(yíng)時(shí)間的增加,某型動(dòng)車組在線路上運(yùn)行時(shí)出現(xiàn)了車體抖振問題,影響著車輛的運(yùn)行安全。因此,分析動(dòng)車組車體異常振動(dòng)的成因以及解決問題的方法,成為維護(hù)動(dòng)車組運(yùn)營(yíng)發(fā)展的重要任務(wù)。在對(duì)鐵道車輛橫向異常振動(dòng)研究方面,Xia 等[1]基于小波包變換,提出一種車體低頻異?;蝿?dòng)的在線檢測(cè)方法。孫善超等[2]認(rèn)為車輛運(yùn)行中輪軌關(guān)系的不匹配會(huì)使轉(zhuǎn)向架整體蛇行振型的阻尼因子過小,從而降低穩(wěn)定性,導(dǎo)致車輛出現(xiàn)主頻為5.7 Hz 的橫向晃車現(xiàn)象,并提出通過調(diào)節(jié)輪對(duì)內(nèi)側(cè)距來改善晃車現(xiàn)象。葉一鳴等[3]認(rèn)為鋼軌交替不均勻側(cè)磨、軌道軌向與水平復(fù)合不平順是引發(fā)機(jī)車晃車的主要因素,并給出指導(dǎo)現(xiàn)場(chǎng)養(yǎng)修的預(yù)防措施。Qi 等[4]發(fā)現(xiàn)高速列車通過道岔時(shí),由于輪軌接觸關(guān)系改變,車輪踏面的等效錐度增加,導(dǎo)致轉(zhuǎn)向架橫向失穩(wěn),從而引發(fā)主頻為7.1 Hz 的車身異常振動(dòng)。并提出兩種治理方案:減小輪緣后部之間的距離和優(yōu)化懸掛參數(shù)可以有效減小轉(zhuǎn)向架和車體的橫向振動(dòng)加速度,進(jìn)而改善車身的晃動(dòng);通過鋼軌打磨、車輪鏇修等改善輪軌關(guān)系的措施[5-6]以及設(shè)計(jì)車體模態(tài)[7],來緩解車體的異常振動(dòng)。在垂向振動(dòng)及控制方面,Wang 等[8]在研究低地板有軌車輛時(shí),發(fā)現(xiàn)車體異常垂向振動(dòng)是由車體的俯仰運(yùn)動(dòng)引起的,并將動(dòng)態(tài)吸振器理論應(yīng)用在鐵路列車上,來減小車輛的異常垂向振動(dòng)。此外,還有通過合理設(shè)計(jì)動(dòng)態(tài)吸振器的參數(shù)來抑制車身彈跳和俯仰的低頻振動(dòng)[9]以及柔性車身的共振問題[10]。但對(duì)于特定情況的異常振動(dòng),還需根據(jù)實(shí)際情況深入分析來制定治理措施。

    本文首先對(duì)某型動(dòng)車組的在線試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行分析,探究車體發(fā)生異常抖振的成因,然后提出一種融合解析優(yōu)化和仿真優(yōu)化的兩級(jí)遞進(jìn)優(yōu)化方法,對(duì)抗蛇行減振器的參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化,來提高車輛運(yùn)行的穩(wěn)定性,從而控制車體的異常振動(dòng),并進(jìn)行仿真及試驗(yàn)驗(yàn)證。

    1 在線試驗(yàn)分析

    根據(jù)對(duì)某型動(dòng)車組的在線試驗(yàn)發(fā)現(xiàn),車輛在運(yùn)行中存在抖振現(xiàn)象并伴有轉(zhuǎn)向架蛇行運(yùn)動(dòng),該現(xiàn)象在運(yùn)行速度超過120 km/h 且大踏面錐度狀態(tài)下更為顯著,威脅著車輛的運(yùn)行安全。圖1 為測(cè)量車體中部地板面橫向振動(dòng)加速度和構(gòu)架橫向振動(dòng)加速度信號(hào)的傳感器現(xiàn)場(chǎng)布置位置。車輛的在線試驗(yàn)記錄了運(yùn)行全程車體和構(gòu)架振動(dòng)加速度的時(shí)間歷程,當(dāng)振動(dòng)加速度明顯增大并且呈現(xiàn)諧波震蕩趨勢(shì)時(shí),表明車輛發(fā)生抖振現(xiàn)象,振動(dòng)主頻為9.8 Hz,該時(shí)間段(里程段)定義為抖振段,反之未發(fā)生此現(xiàn)象的時(shí)間段(里程段)定義為非抖振段。本文在抖振段和非抖振段的測(cè)試數(shù)據(jù)中分別截取10 s 典型數(shù)據(jù)進(jìn)行分析。圖2 為典型抖振段與非抖振段的車體中部地板面橫向振動(dòng)加速度時(shí)間歷程及幅頻曲線,車輛運(yùn)行時(shí)速為140 km/h。從圖中可以看出,車輛發(fā)生抖振時(shí)車體的橫向振動(dòng)加速度會(huì)顯著增大,且出現(xiàn)明顯的諧波震蕩,抖振主頻為9.8 Hz,與該車車體菱形模態(tài)頻率EMA(Experimental Modal Analysis)試驗(yàn)結(jié)果(10.04 Hz)接近。

    圖3 是與圖2 對(duì)應(yīng)的相同時(shí)刻下,轉(zhuǎn)向架構(gòu)架橫向振動(dòng)的時(shí)間歷程及幅頻曲線??梢钥吹剑圀w發(fā)生抖振時(shí),轉(zhuǎn)向架構(gòu)架橫向振動(dòng)也呈諧波震蕩趨勢(shì),說明轉(zhuǎn)向架已經(jīng)出現(xiàn)明顯的蛇行運(yùn)動(dòng),且主頻為9.8 Hz。同時(shí),時(shí)間歷程結(jié)果還可以看出,轉(zhuǎn)向架未達(dá)到失穩(wěn)臨界值[11-12]。據(jù)此可認(rèn)為,抖振是一種車體菱形模態(tài)振動(dòng)被放大并伴隨轉(zhuǎn)向架蛇行運(yùn)動(dòng)的整車異常振動(dòng)現(xiàn)象。

    圖2 車體中部地板面橫向振動(dòng)加速度Fig.2 Lateral vibration acceleration of the floor in the middle of the carbody

    圖3 構(gòu)架橫向振動(dòng)加速度Fig.3 Lateral vibration acceleration of frame

    圖4 為實(shí)測(cè)車輪的輪軌接觸關(guān)系,其中新車輪踏面等效錐度為0.103,磨耗輪踏面等效錐度為0.558。磨耗輪的運(yùn)行里程為5×104km,還遠(yuǎn)未達(dá)到鏇修規(guī)定的里程。經(jīng)對(duì)比發(fā)現(xiàn),磨耗輪存在一定程度的凹磨現(xiàn)象,輪軌接觸點(diǎn)集中,所以車輛在軌道不平順的激勵(lì)下,致使輪軌接觸發(fā)生變化,使得輪軌接觸點(diǎn)移動(dòng)至凹磨邊界,此時(shí)車輪等效錐度瞬間增大,并導(dǎo)致轉(zhuǎn)向架蛇行運(yùn)動(dòng)頻率陡增。為抑制因轉(zhuǎn)向架蛇行運(yùn)動(dòng)引發(fā)的整車異常抖振現(xiàn)象,本文通過優(yōu)化懸掛參數(shù)來提高車輪磨耗狀態(tài)下車輛的臨界速度,進(jìn)一步增加轉(zhuǎn)向架蛇行運(yùn)動(dòng)穩(wěn)定性裕量,來控制上述異常振動(dòng)的發(fā)生。在車輛的懸掛元件中,抗蛇行減振器和一系定位剛度對(duì)臨界速度的影響較大,但改變一系定位剛度又會(huì)對(duì)車輛通過曲線段的安全性產(chǎn)生一定影響。因此,為了提高車輛的臨界速度同時(shí)對(duì)其他動(dòng)力學(xué)性能不造成較大影響,將優(yōu)化的對(duì)象確定為抗蛇行減振器。

    圖4 輪軌接觸關(guān)系Fig.4 Wheel-rail contact relationship

    2 遞進(jìn)優(yōu)化方法

    本文提出一種融合解析優(yōu)化和仿真優(yōu)化的兩級(jí)遞進(jìn)優(yōu)化方法(AOSO),第一級(jí)解析優(yōu)化(AO)可科學(xué)、高效地縮小各參數(shù)的優(yōu)化范圍,第二級(jí)仿真優(yōu)化(SO)是在第一級(jí)優(yōu)化基礎(chǔ)上,對(duì)各參數(shù)再次進(jìn)行細(xì)致優(yōu)化,最終得到各參數(shù)精確的優(yōu)化值,AOSO 可為多參數(shù)多目標(biāo)優(yōu)化問題的解決提供方法。該方法的實(shí)現(xiàn)過程如圖5所示。

    圖5 遞進(jìn)優(yōu)化方法(AOSO)Fig.5 Progressive optimization method(AOSO)

    步驟一:明確目標(biāo)問題。針對(duì)具體的工程優(yōu)化問題,首先確定需要優(yōu)化的參數(shù)和目標(biāo)指標(biāo)。為了改善磨耗輪狀態(tài)下車輛的穩(wěn)定性,并兼顧新車輪狀態(tài),將優(yōu)化的參數(shù)確定為抗蛇行減振器的剛度和阻尼,優(yōu)化目標(biāo)為磨耗輪、新車輪狀態(tài)下車輛的臨界速度。

    步驟二:解析優(yōu)化。首先建立轉(zhuǎn)向架穩(wěn)定性解析模型,從理論計(jì)算角度來分析抗蛇行減振器參數(shù)對(duì)臨界速度的影響規(guī)律,然后初步篩選出各參數(shù)的優(yōu)化范圍,為下一步,即步驟三中優(yōu)化試驗(yàn)的制定提供便利。

    步驟三:仿真優(yōu)化。首先建立該型車的車輛動(dòng)力學(xué)模型,然后在步驟二參數(shù)初步優(yōu)化的基礎(chǔ)上,制定優(yōu)化試驗(yàn)方案,采用均值法和極差法對(duì)參數(shù)進(jìn)行二次細(xì)致優(yōu)化,進(jìn)而得到精確的參數(shù)優(yōu)化值。

    步驟四:得到參數(shù)優(yōu)化結(jié)果。根據(jù)步驟三的優(yōu)化分析結(jié)果,最終確定滿足多目標(biāo)的各參數(shù)優(yōu)化結(jié)果。

    3 解析優(yōu)化AO

    3.1 轉(zhuǎn)向架穩(wěn)定性解析模型

    為了研究抗蛇行減振器參數(shù)對(duì)臨界速度的影響,構(gòu)建如圖6所示的剛性轉(zhuǎn)向架解析模型,并將抗蛇行減振器簡(jiǎn)化為由彈簧與阻尼串聯(lián)組成的Maxwell 模型[13-14]。輪對(duì)與構(gòu)架剛性連接即一系定位剛度無窮大,以此來模擬轉(zhuǎn)向架蛇行運(yùn)動(dòng)最為嚴(yán)重的情況,進(jìn)而保證抗蛇行減振器參數(shù)篩選的準(zhǔn)確性。其中m為轉(zhuǎn)向架質(zhì)量,J為轉(zhuǎn)向架搖頭慣量,ksx和ksy為二系縱向、橫向剛度,csy為二系橫向阻尼,keq和ceq為抗蛇行減振器等效剛度和阻尼,y為構(gòu)架橫向位移,φ為構(gòu)架搖頭角,f為橫向/縱向蠕滑力系數(shù),v為車輛運(yùn)行速度,l,l1和l2為軸距、二系空簧、抗蛇行減振器橫線間距之半,xs為活塞桿位移,b為軌距之半,λ為輪對(duì)的等效錐度,r0為車輪名義滾動(dòng)圓半徑,ya1和ya2為第一、二輪對(duì)的橫向激勵(lì)。

    圖6 剛性轉(zhuǎn)向架解析模型Fig.6 Analytical model of rigid bogie

    該模型的建立基于以下假設(shè):(1)輪對(duì)和構(gòu)架均為剛體;(2)構(gòu)架為對(duì)稱結(jié)構(gòu),兩側(cè)抗蛇行減振器的活塞桿位移一致;(3)整體振動(dòng)的位移和速度相對(duì)較小,二系懸掛的剛度和阻尼均在線性范圍內(nèi)工作;(4)依據(jù)Kalker 線性輪軌接觸理論[15],假設(shè)橫向和縱向蠕滑力系數(shù)相等。

    根據(jù)牛頓第二定律[16-18],建立此剛性轉(zhuǎn)向架系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)微分方程為:

    將式(1)~(3)轉(zhuǎn)換成矩陣形式:

    式中M為質(zhì)量矩陣,C為阻尼矩陣,K為剛度矩陣,F(xiàn)為軌道不平順的激振力矢量。

    對(duì)式(4)左側(cè)作拉普拉斯變換,使其行列式為零,得:

    忽略抗蛇行減振器的質(zhì)量,依據(jù)Hurwitz 穩(wěn)定判據(jù)[19-20]建立的五階特征多項(xiàng)式為:

    其中各階系數(shù)分別為:

    根據(jù)Hurwitz 穩(wěn)定判據(jù),可直接從穩(wěn)定性臨界條件Δ5=0 得到轉(zhuǎn)向架系統(tǒng)的臨界速度,即:

    一般而言,對(duì)于高于五階的多項(xiàng)式的解析解是存在一定問題的。所以本文采取以下方法:式(10)特征多項(xiàng)式應(yīng)該至少有一個(gè)虛根是轉(zhuǎn)向架系統(tǒng)達(dá)到的臨界狀態(tài)。將該約束作為已知條件加入式(10),將特征多項(xiàng)式的虛部和實(shí)部分別設(shè)為零,得:

    將式(13)中的三項(xiàng)分別代入,可得到三個(gè)最高階為二階和三階的求解轉(zhuǎn)向架系統(tǒng)臨界速度的方程:

    求解式(14)~(16),v的最小值即為該轉(zhuǎn)向架系統(tǒng)的臨界速度。

    3.2 解析優(yōu)化分析

    將表1 中的參數(shù)代入解析模型中求解,其中抗蛇行減振器的等效剛度和等效阻尼的取值范圍是由實(shí)際可制造的成品確定,車輪踏面等效錐度值是按照實(shí)測(cè)車輪與CHN60 軌實(shí)際匹配來給定的。然后分析抗蛇行減振器參數(shù)變化對(duì)臨界速度的影響規(guī)律,最后得到能夠提升磨耗輪狀態(tài)下車輛穩(wěn)定性的抗蛇行減振器參數(shù)優(yōu)化范圍。

    表1 車輛動(dòng)力學(xué)參數(shù)Tab.1 Vehicle dynamic parameters

    圖7 和8 分別為新車輪狀態(tài)下抗蛇行減振器參數(shù)對(duì)運(yùn)行穩(wěn)定性影響的趨勢(shì)圖及等高線圖。分析可知,抗蛇行減振器等效剛度在0~5 MN/m 范圍內(nèi),臨界速度隨抗蛇行減振器等效阻尼的增加而提升,然后逐漸達(dá)到恒定狀態(tài),等效剛度越大,臨界速度恒定值越高;等效剛度在6~20 MN/m 范圍內(nèi),臨界速度隨等效阻尼的增加而持續(xù)上升,且在等效剛度為7~15 MN/m 范圍內(nèi)(尤其10 MN/m 附近),臨界速度隨等效阻尼的增加而顯著上升,均高于前、后等效剛度區(qū)段的臨界速度。

    圖7 新車輪狀態(tài)下抗蛇行減振器參數(shù)變化對(duì)穩(wěn)定性的影響Fig.7 The influence of the parameters of the anti-yaw damper on the stability of new wheel

    圖9 和10 分別為磨耗輪狀態(tài)下抗蛇行減振器參數(shù)對(duì)運(yùn)行穩(wěn)定性影響的趨勢(shì)圖及等高線圖。分析可知,臨界速度隨抗蛇行減振器等效阻尼的增加呈現(xiàn)先增加后逐漸趨于恒定的趨勢(shì),并且等效剛度越大,所對(duì)應(yīng)的臨界速度恒定值越高。

    圖8 新車輪狀態(tài)下臨界速度等高線圖Fig.8 Contour diagram of critical speed of new wheel

    圖9 磨耗輪狀態(tài)下抗蛇行減振器參數(shù)變化對(duì)穩(wěn)定性的影響Fig.9 The influence of the parameters of the anti-yaw damper on the stability of abrasion wheel

    圖10 磨耗輪狀態(tài)下臨界速度等高線圖Fig.10 Contour diagram of critical speed of abrasion wheel

    對(duì)上述兩種踏面狀態(tài)進(jìn)行比較發(fā)現(xiàn),隨著車輪磨耗的增加,臨界速度將會(huì)下降,進(jìn)而降低車輛運(yùn)行的穩(wěn)定性,使得大踏面錐度狀態(tài)下的車輛在較高速度運(yùn)行時(shí)出現(xiàn)蛇行運(yùn)動(dòng),引發(fā)車體的抖振。為了提升磨耗輪狀態(tài)的穩(wěn)定性,綜合磨耗輪和新車輪兩種狀態(tài)下解析計(jì)算的結(jié)果,篩選出參數(shù)經(jīng)過AO 確定的優(yōu)化范圍為等效剛度16~20 MN/m、等效阻尼0.5~0.9 MN·s/m。

    4 仿真優(yōu)化SO

    4.1 車輛動(dòng)力學(xué)模型

    根據(jù)該型車的動(dòng)力學(xué)參數(shù),在多體動(dòng)力學(xué)軟件SIMPACK 中建立如圖11所示的剛?cè)狁詈宪囕v動(dòng)力學(xué)模型[21-22],模型包括1 個(gè)車體、2 個(gè)構(gòu)架、4 個(gè)輪對(duì)、8 個(gè)軸箱以及各種減振元件??紤]車體彈性,使其具備真實(shí)車體的振動(dòng)模態(tài)信息。相較于車體而言,構(gòu)架、輪對(duì)、軸箱的彈性變形均較小,故考慮為剛性??股咝袦p振器具有卸荷特性,因此需將等效阻尼考慮為卸荷速度和卸荷力。表2所示為車體模態(tài)縮聚結(jié)果與試驗(yàn)?zāi)B(tài)結(jié)果的對(duì)比,可以看出仿真模型與試驗(yàn)?zāi)P偷哪B(tài)頻率的誤差均小于5%,模態(tài)縮聚結(jié)果合理。

    表2 車體模態(tài)縮聚結(jié)果與試驗(yàn)?zāi)B(tài)結(jié)果對(duì)比Tab.2 Comparison of modal polycondensation results with experimental mode results

    圖11 剛?cè)狁詈宪囕v動(dòng)力學(xué)模型Fig.11 Rigid and flexible coupling vehicle dynamics model

    仿真時(shí)新車輪踏面、磨耗輪踏面、軌道不平順均采用實(shí)測(cè)數(shù)據(jù),車輛運(yùn)行速度為140 km/h。圖12 為通過車輛動(dòng)力學(xué)模型得到的車體抖振復(fù)現(xiàn)數(shù)據(jù),可以看出,抖振時(shí)車體的橫向振動(dòng)加速度幅值顯著增大,且呈諧波變化,抖振主頻為9.84 Hz,仿真結(jié)果與車輛在線試驗(yàn)一致,表明所建動(dòng)力學(xué)模型是準(zhǔn)確的。

    圖12 抖振段車體橫向振動(dòng)加速度仿真結(jié)果Fig.12 Simulation results of carbody lateral vibration acceleration of chattering section

    4.2 仿真優(yōu)化分析

    根據(jù)解析優(yōu)化確定的參數(shù)范圍和表3 抗蛇行減振器的原始參數(shù)值,綜合確定表4 抗蛇行減振器等效剛度、卸荷速度以及卸荷力的各水平值,可以看出每個(gè)參數(shù)有5 種變化水平。接下來制定表5所示的優(yōu)化試驗(yàn),表中A,B 和C 分別代表抗蛇行減振器的等效剛度、卸荷速度以及卸荷力。優(yōu)化試驗(yàn)一共開展25 組,每組試驗(yàn)中各參數(shù)都有對(duì)應(yīng)的水平。然后分別對(duì)新車輪和磨耗輪兩種狀態(tài)的車輛動(dòng)力學(xué)模型開展優(yōu)化試驗(yàn),記錄每組試驗(yàn)的結(jié)果。

    表3 抗蛇行減振器參數(shù)Tab.3 Parameters of anti-yaw damper

    表5 優(yōu)化試驗(yàn)Tab.5 Optimization test

    優(yōu)化試驗(yàn)的結(jié)果需依次運(yùn)用均值法和極差法來處理。均值法是按照表5所示的25 組優(yōu)化試驗(yàn),對(duì)同一參數(shù)所對(duì)應(yīng)同一水平的5 組試驗(yàn)結(jié)果做均值處理,使得結(jié)果涵蓋另外兩個(gè)參數(shù)變化帶來的影響,更加真實(shí)合理。圖13(a)和(b)分別為新車輪及磨耗輪兩種狀態(tài)下經(jīng)均值處理的優(yōu)化試驗(yàn)結(jié)果。從結(jié)果中可以看到臨界速度隨各參數(shù)變化的總體趨勢(shì)。然后通過極差法來篩選最優(yōu)方案,極差法首先求取各參數(shù)在5 個(gè)水平變化的極差,然后按極差的大小對(duì)三個(gè)參數(shù)賦予優(yōu)先級(jí)順序,極差大的意味著該參數(shù)對(duì)臨界速度影響大。再根據(jù)均值處理結(jié)果寫出新車輪和磨耗輪兩種狀態(tài)下最高臨界速度所對(duì)應(yīng)的參數(shù)水平,即最優(yōu)序列。表6 為極差法處理的結(jié)果,可以看出,抗蛇行減振器的等效剛度對(duì)臨界速度的影響要小于卸荷速度和卸荷力對(duì)臨界速度的影響,而且兩種車輪狀態(tài)的最優(yōu)序列基本一致。為了更顯著提升磨耗輪狀態(tài)的臨界速度,避免車輛在大踏面錐度狀態(tài)下發(fā)生蛇行失穩(wěn),再加上可制造抗蛇行減振器成品阻尼的限制,最終確定抗蛇行減振器參數(shù)優(yōu)化結(jié)果為等效剛度17 MN/m、卸荷速度0.01 m/s、卸荷力9000 N。

    圖13 均值法處理結(jié)果Fig.13 Results of the mean method

    表6 極差法處理結(jié)果Tab.6 Results of the range method

    表7 為兩種踏面狀態(tài)下,抗蛇行減振器參數(shù)優(yōu)化前后所對(duì)應(yīng)的臨界速度,可見優(yōu)化后兩種踏面狀態(tài)的車輛臨界速度均得到提升,新車輪狀態(tài)下臨界速度較原參數(shù)工況提高了4.83%,磨耗輪狀態(tài)下臨界速度較原參數(shù)工況提高了19.68%,磨耗輪狀態(tài)的臨界速度提升明顯。

    表7 優(yōu)化前后臨界速度對(duì)比Tab.7 Comparison of critical velocity before and after optimization

    5 驗(yàn)證分析

    5.1 仿真驗(yàn)證

    圖14 為抗蛇行減振器參數(shù)優(yōu)化前后抖振段的仿真對(duì)比,仿真時(shí)車輛運(yùn)行速度為140 km/h。可見優(yōu)化后車體的橫向振動(dòng)加速度明顯減小,9.84 Hz 的主頻幅值也大幅度降低,車體的異常抖振得到明顯改善。通過對(duì)抗蛇行減振器參數(shù)的優(yōu)化,提高了車輛的運(yùn)行穩(wěn)定性裕量、改善了車輛運(yùn)行中車體的抖振現(xiàn)象。

    圖14 抖振段車體橫向振動(dòng)加速度優(yōu)化前后對(duì)比Fig.14 Comparison of carbody lateral vibration acceleration of chattering section before and after optimization

    5.2 試驗(yàn)驗(yàn)證

    為了驗(yàn)證抗蛇行減振器參數(shù)優(yōu)化后的實(shí)際效果,給車輛更換優(yōu)化后的抗蛇行減振器,然后進(jìn)行車輛線路測(cè)試。圖15~17 分別為車輛以120,140,160 km/h運(yùn)行時(shí),抖振段在抗蛇行減振器參數(shù)優(yōu)化前后的對(duì)比,同樣觀察指標(biāo)為車體中部地板面橫向振動(dòng)和構(gòu)架橫向振動(dòng)的時(shí)間歷程及幅頻曲線。從結(jié)果可以看出,抗蛇行減振器參數(shù)優(yōu)化后,車體抖振的幅度顯著減小,抖振主頻9.8 Hz處的幅值也明顯下降。構(gòu)架橫向振動(dòng)的幅值也顯著減小,已無明顯的蛇行運(yùn)動(dòng),主頻9.8 Hz處的幅值也明顯下降。因此可得,通過對(duì)抗蛇行減振器的參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化,車體抖振得到控制和改善。

    圖15 120 km/h 時(shí)試驗(yàn)測(cè)試數(shù)據(jù)Fig.15 Test data at 120 km/h

    圖16 140 km/h 時(shí)試驗(yàn)測(cè)試數(shù)據(jù)Fig.16 Test data at 140 km/h

    圖17 160 km/h 時(shí)試驗(yàn)測(cè)試數(shù)據(jù)Fig.17 Test data at 160 km/h

    6 結(jié)論

    本文針對(duì)某型動(dòng)車組在運(yùn)行中出現(xiàn)的車體抖振問題展開研究,分析了車體抖振的成因,并提出了控制車體抖振的方案,最后將治理方案在試驗(yàn)中得到驗(yàn)證。結(jié)論如下:

    (1)通過對(duì)車輛在線試驗(yàn)的分析發(fā)現(xiàn),較高速度運(yùn)行時(shí)大踏面錐度狀態(tài)的轉(zhuǎn)向架蛇行運(yùn)動(dòng)的頻率上升,穩(wěn)定性下降,轉(zhuǎn)向架蛇行運(yùn)動(dòng)的頻率與車體菱形模態(tài)接近從而引發(fā)車體的抖振。

    (2)為了提升車輛穩(wěn)定性裕量,提出一種融合解析優(yōu)化和仿真優(yōu)化的兩級(jí)遞進(jìn)優(yōu)化方法(AOSO),對(duì)抗蛇行減振器的參數(shù)進(jìn)行優(yōu)化,最終優(yōu)化結(jié)果為等效剛度17 MN/m,卸荷速度0.01 m/s,卸荷力9000 N。優(yōu)化后新車輪狀態(tài)下臨界速度為347 km/h,較原工況參數(shù)提高了4.83%,磨耗輪狀態(tài)下臨界速度為225 km/h,較原工況參數(shù)提高了19.68%,磨耗輪狀態(tài)的臨界速度提升明顯。

    (3)仿真驗(yàn)證發(fā)現(xiàn),抗蛇行減振器參數(shù)優(yōu)化后,車體抖振主頻處的振動(dòng)能量被明顯衰減。

    (4)試驗(yàn)驗(yàn)證發(fā)現(xiàn),車輛在更換優(yōu)化后的抗蛇行減振器后,車體抖振的幅度顯著減小,抖振主頻9.8 Hz 處的幅值也明顯下降,轉(zhuǎn)向架已無明顯的蛇行運(yùn)動(dòng)。因此,該優(yōu)化方案使車體抖振問題得到了控制和改善。

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