高速動車組懸掛參數(shù)優(yōu)化研究

崔利通，李國棟,，宋春元,，王安國，李曉峰，羅 仁

(1.中車長春軌道客車股份有限公司 國家軌道客車工程研究中心轉(zhuǎn)向架研發(fā)部，吉林 長春 130062；2.西南交通大學(xué) 牽引動力國家重點實驗室，四川 成都 610031)

異常振動是高速動車組比較常見的動力學(xué)問題，也是影響車輛運行安全性和平穩(wěn)性的關(guān)鍵問題[1-2]。對某型動車組自投入運營以來出現(xiàn)過的動力學(xué)故障問題進(jìn)行匯總，如圖1所示。其中影響車輛運行平穩(wěn)性的異常振動問題包括車輛晃動和車體抖動問題，影響車輛運行安全性的問題包括車輛抖動、車輛局部振動以及車輪多邊形問題。文獻(xiàn)[3] 針對車體低頻橫向晃動的影響因素進(jìn)行研究，提出避免車輛晃動的方法。針對構(gòu)架橫向加速度報警問題，文獻(xiàn)[1，4-5]分別從車輛和鋼軌角度進(jìn)行研究，通過優(yōu)化車輛參數(shù)和鋼軌打磨解決報警問題。針對車輪多邊形問題，文獻(xiàn)[6-8]研究多邊形的形成機(jī)理、對車輛的影響以及控制措施。

圖1 動車組動力學(xué)故障問題匯總

本文針對某型動車組出現(xiàn)的異常抖動問題進(jìn)行研究，分析抖動問題的根本原因，并通過懸掛參數(shù)優(yōu)化提升動車組動力學(xué)性能，以保證車輛運行安全性和平穩(wěn)性。

1 異常振動現(xiàn)象

某型動車組在線路上運行時車體出現(xiàn)明顯的抖動現(xiàn)象，車輛橫向平穩(wěn)性指標(biāo)[9-10]超過2.5，如圖2所示。此時構(gòu)架橫向振動加速度[9-10]經(jīng)0.5～10 Hz濾波，幅值接近0.6g(g為重力加速度，1g=10 m/s2)，已達(dá)到預(yù)報警限值，如圖3所示。對應(yīng)平穩(wěn)性指標(biāo)偏大位置，在0.5～10 Hz范圍內(nèi)枕梁和構(gòu)架橫向振動主頻均為7.2 Hz單一頻率，二者振動趨勢相同，如圖4所示。

圖2 某動車組橫向平穩(wěn)性指標(biāo)

圖3 某動車組構(gòu)架橫向振動加速度(Y-0.5～10 Hz濾波)

圖4 抖動時刻構(gòu)架、枕梁橫向振動頻譜

2 原因分析

2.1 普查測試

通過對在線運營的某型動車組運行平穩(wěn)性進(jìn)行普查測試，發(fā)現(xiàn)出現(xiàn)異常振動問題的車組車輪鏇修后走行里程主要集中在20萬km以上，振動現(xiàn)象發(fā)生在某些線路的個別區(qū)段，見表1。

表1 2015—2016年車體抖動車組統(tǒng)計

對異常振動車組車輪踏面外形進(jìn)行測試，與實測抖動線路鋼軌廓形匹配計算實際UIC 519等效錐度λ[11]。在輪對橫移量3 mm處等效錐度最大值達(dá)到0.48，均值達(dá)到0.38，且在輪對橫移0～3 mm范圍內(nèi)等效錐度出現(xiàn)明顯負(fù)斜率增長，如圖5所示。

圖5 抖動車組與實測抖動線路鋼軌匹配

與實測未抖動線路鋼軌廓形匹配，在輪對橫移量3 mm處等效錐度最大值為0.305，均值為0.19，在輪對橫移0～3 mm范圍內(nèi)呈正斜率增長，如圖6所示。

圖6 抖動車組與實測未抖動線路鋼軌匹配

文獻(xiàn)[12-13]對非線性輪軌接觸幾何特征參數(shù)開展專項研究，提出評價等效錐度變化的非線性參數(shù)NP。NP代表輪對橫移量為2～4 mm之間等效錐度變化率，即

(1)

考慮輪軌間隙的影響，對NP進(jìn)行修正，即

(2)

當(dāng)(TG-FG)≥7 mm時，yλ=3 mm

當(dāng)5 mm≤(TG-FG)<7 mm時，

(3)

當(dāng)(TG-FG)<5 mm時，yλ=2 mm

式中：TG為軌距；FG為輪背間距。

λ和NP值的大小影響車輛穩(wěn)定極限環(huán)的分叉形式和車輛臨界速度，如圖7所示。隨著λ值的增大和NP值的減小，車輛臨界速度逐漸降低。

圖7 λ和NP值對車輛分叉形式和臨界速度的影響

根據(jù)式(2)、式(3)計算得到某動車組在抖動線路上的NP值為-0.08，未抖動線路NP值為0.016，如圖8所示。當(dāng)車輛在抖動線路上運行時，輪軌接觸關(guān)系惡劣，車輛穩(wěn)定臨界速度降低。

圖8 抖動線路與未抖動線路NP值對比

2.2 故障再現(xiàn)

根據(jù)動車組的結(jié)構(gòu)參數(shù)和懸掛參數(shù)建立多體系統(tǒng)動力學(xué)仿真模型，并將實測車輪踏面外形和實測抖動線路鋼軌廓形代入模型中進(jìn)行相關(guān)計算，仿真模型如圖9所示。

圖9 動力學(xué)仿真模型

當(dāng)車輛以標(biāo)準(zhǔn)運營速度運行時，構(gòu)架端部發(fā)生明顯的諧波振動，加速度幅值達(dá)到0.6g，振動主頻集中在5.5～7.5 Hz，如圖10所示。車體同步發(fā)生明顯的諧波振動，加速度幅值達(dá)到0.075g，振動主頻集中在5.5～7.5 Hz，如圖11所示。橫向平穩(wěn)性指標(biāo)在車速為200 km/h時達(dá)到2.75，在250 km/h時達(dá)到3.0，如圖12所示。仿真再現(xiàn)了該動車組在線運行時的異常振動現(xiàn)象。

圖10 構(gòu)架橫向振動仿真分析結(jié)果(0.5～10 Hz濾波)

圖11 車體橫向振動仿真分析結(jié)果(0.5～10 Hz濾波)

圖12 橫向平穩(wěn)性指標(biāo)

2.3 原因分析

通過大量車組平穩(wěn)性和踏面外形普查測試以及仿真分析可知，該型動車組在線運行出現(xiàn)車體抖動的根本原因來源于輪軌接觸不良。當(dāng)輪軌匹配等效錐度(輪對橫移3 mm)達(dá)到0.4，且呈負(fù)斜率增長時，轉(zhuǎn)向架蛇行運動將產(chǎn)生較大輪軌橫向力[13]，二系懸掛未能有效衰減這部分能量，致使振動傳遞至車體，引起車體產(chǎn)生同頻率抖動現(xiàn)象。該問題的表象為車體抖動，但其根本問題是車輛穩(wěn)定性問題。

3 參數(shù)優(yōu)化

3.1 提高車輛運行穩(wěn)定性的方法

國內(nèi)外學(xué)者對軌道車輛橫向運行穩(wěn)定性的影響因素進(jìn)行了大量理論研究和試驗研究，結(jié)果表明提高車輛蛇行運動穩(wěn)定性的方法主要有以下幾點[1-2,14-15]：

(1)合理選擇抗蛇行減振器參數(shù)。

(2)合理選擇軸箱定位剛度。

(3)合理選擇二系橫向減振器參數(shù)。

(4)合理選擇車輪踏面等效錐度。

車輪踏面等效錐度隨車輪磨耗逐漸增大，且與線路狀態(tài)相關(guān)，為非完全受控因素，因此為提高某型動車組在車輪磨耗后期輪軌匹配關(guān)系惡化時的車輛穩(wěn)定性，仿真分析主要針對(1)～(3)進(jìn)行參數(shù)優(yōu)化。

3.2 車輛運行穩(wěn)定性線性優(yōu)化分析

對車輛非線性系統(tǒng)動力學(xué)仿真模型進(jìn)行線性化處理，通過懸掛模態(tài)計算，分析車輛主要懸掛參數(shù)對車輛系統(tǒng)最小阻尼比的影響。

(1)抗蛇行減振器參數(shù)優(yōu)化

根據(jù)仿真計算結(jié)果，增大抗蛇行減振器阻尼和剛度可以提高大等效錐度下的橫向穩(wěn)定性，如圖13所示。

圖13 抗蛇行減振器阻尼和剛度優(yōu)化

(2)軸箱定位剛度參數(shù)優(yōu)化

根據(jù)仿真計算結(jié)果，增大軸箱縱向和橫向定位剛度，有利于大等效錐度工況下的橫向穩(wěn)定性，如圖14、圖15所示。

圖14 軸箱縱向定位剛度優(yōu)化

圖15 軸箱橫向定位剛度優(yōu)化

(3)二系橫向減振器參數(shù)優(yōu)化

根據(jù)仿真計算結(jié)果，較大的二系橫向減振器剛度和阻尼能夠滿足橫向運動穩(wěn)定性要求，如圖16所示。

圖16 二系橫向減振器阻尼和剛度優(yōu)化

根據(jù)以上懸掛參數(shù)優(yōu)化結(jié)果，同時考慮新輪狀態(tài)下車輛低錐度晃車問題[3]，結(jié)合車輛現(xiàn)有懸掛參數(shù)，重點對抗蛇行減振器進(jìn)行深度優(yōu)化，如圖17～圖19所示。綜合考慮抗蛇行減振器剛度和阻尼對新輪和磨耗輪狀態(tài)下車輛臨界速度、構(gòu)架橫向振動加速度以及橫向平穩(wěn)性的影響，確定抗蛇行減振器新參數(shù)。

圖17 抗蛇行減振器參數(shù)對臨界速度的影響

圖18 抗蛇行減振器參數(shù)對構(gòu)架橫向加速度的影響

圖19 抗蛇行減振器參數(shù)對橫向平穩(wěn)性的影響

3.3 抗蛇行減振器動態(tài)參數(shù)

抗蛇行減振器性能參數(shù)分為靜態(tài)和動態(tài)參數(shù)，均可通過臺架試驗獲得實際數(shù)據(jù)。

當(dāng)減振器活塞桿以不同速度V按照固定幅值S進(jìn)行往復(fù)拉伸和壓縮，可得到減振器力-位移曲線，該曲線也稱為示功圖，通過示功圖可以得到減振器力-速度曲線。一般在S=12.5 mm或S=25 mm條件下得到的力-速度曲線稱為減振器靜態(tài)參數(shù)，如圖20所示。

圖20 抗蛇行減振器靜態(tài)參數(shù)示意圖

動車組在線運行時，除小曲線及道岔區(qū)段，抗蛇行減振器實際工作位移在±5 mm以內(nèi)，且隨著車輪磨耗的增加工作頻率逐漸增大，與轉(zhuǎn)向架蛇行頻率保持一致。因靜態(tài)參數(shù)是指大位移下的減振器性能特征，測試頻率偏低，遲滯效應(yīng)不明顯，不能代表減振器實際工作狀態(tài)，因此需要得到減振器在小幅運動時不同頻率下的力-位移曲線，進(jìn)而得到剛度-頻率曲線和阻尼-頻率曲線，稱為減振器動態(tài)參數(shù)，動態(tài)參數(shù)更能反映減振器的實際性能。目前抗蛇行減振器動態(tài)理論模型普遍采用Maxwell模型，臺架測試方法采用掃頻法，計算方法采用BS EN 13802[16]標(biāo)準(zhǔn)中規(guī)定的方法，即

(4)

式中:kd為動態(tài)剛度，kN/m；d0為減振器位移幅值，m；F0為減振器阻力幅值，kN; φ為阻尼力-位移的相位角。

(5)

式中:cd為動態(tài)阻尼，kN·s/m；f為激勵頻率，Hz。

利用掃頻的方法對優(yōu)化前后的抗蛇行減振器進(jìn)行臺架試驗，相比于原參數(shù)減振器，新參數(shù)減振器高頻下的動態(tài)剛度和動態(tài)阻尼均得到明顯提升。如圖21所示。

圖21 優(yōu)化前后抗蛇行減振器動態(tài)特性參數(shù)對比(1 mm幅值)

3.4 車輛動力學(xué)性能預(yù)測

將新參數(shù)抗蛇行減振器實測動態(tài)特性作為輸入條件進(jìn)行多體系統(tǒng)動力學(xué)仿真，預(yù)測動車組動力學(xué)性能，并與原參數(shù)車組進(jìn)行對比，如圖22～圖26所示。在車輪磨耗后期輪軌匹配關(guān)系惡化時，采用新參數(shù)抗蛇行減振器的動車組在250 km/h運行條件下安全性和平穩(wěn)性均得到明顯提升，等效錐度上限值可由0.38提高至0.5；臨界速度由280 km/h提高至368 km/h；構(gòu)架端部橫向振動加速度幅值明顯減小，諧波頻次也顯著降低。

圖22 原車狀態(tài)等效維度上限預(yù)測

圖23 裝用新參數(shù)抗蛇行減振器等效錐度上限預(yù)測

圖24 磨耗輪狀態(tài)車輛臨界速度預(yù)測

圖25 磨耗輪狀態(tài)構(gòu)架橫向加速度預(yù)測

圖26 裝用新參數(shù)抗蛇行減振器平穩(wěn)性指標(biāo)預(yù)測

4 線路試驗驗證

將試制新抗蛇行減振器產(chǎn)品在某型動車組上試裝并與原參數(shù)車組進(jìn)行線路跟蹤對比試驗。

4.1 車輪踏面磨耗對比

對比裝用不同抗蛇行減振器且長期運行在相同線路的動車組磨耗后期的車輪踏面外形，裝用新參數(shù)減振器車組與原參數(shù)車組相比無明顯差異，如圖27所示。鏇修周期內(nèi)等效錐度(與標(biāo)準(zhǔn)CN60鋼軌匹配)、滾動圓磨耗量、踏面凹陷量增長趨勢以及最大磨耗位置分布基本相同，如圖28所示。說明新參數(shù)抗蛇行減振器并未顯著影響車輪磨耗。

圖27 磨耗后期車輪踏面外形對比

圖28 車輪踏面磨耗趨勢對比

4.2 車輛運行穩(wěn)定性對比

在車輪磨耗后期，相同運行線路條件下原參數(shù)車組構(gòu)架端部橫向振動加速度出現(xiàn)明顯的連續(xù)性諧波，幅值達(dá)到0.6g；裝用新參數(shù)抗蛇行減振器車組為非連續(xù)性諧波，幅值為0.4g。裝用新參數(shù)減振器車組構(gòu)架橫向振動能量遠(yuǎn)小于原參數(shù)車組，車輛運行穩(wěn)定性得到顯著提高，如圖29、圖30所示。

圖29 構(gòu)架橫向振動加速度對比

圖30 構(gòu)架橫向振動加速度時頻對比

4.3 車輛運行平穩(wěn)性對比

在車輪磨耗后期，相同運行線路條件下原參數(shù)車組橫向平穩(wěn)性指標(biāo)已超過2.5；裝用新參數(shù)抗蛇行減振器車組小于2.5，車輛運行平穩(wěn)性得到顯著提高，如圖31所示。

圖31 平穩(wěn)性指標(biāo)對比

4.4 新參數(shù)抗蛇行減振器動態(tài)力

對新參數(shù)抗蛇行減振器進(jìn)行標(biāo)定，在活塞桿布置應(yīng)變片，測試車輛在不同狀態(tài)下減振器作用力的響應(yīng)情況，如圖32所示。在車輪磨耗后期，當(dāng)構(gòu)架橫向出現(xiàn)0.4g諧波振動時，減振器作用力也出現(xiàn)同頻率諧波振動，幅值在10 kN左右，如圖33、圖34所示。在該頻率下實測減振器的F-S曲線如圖35所示，圍成的面積即為減振器在一個周期內(nèi)的阻力功，利用積分法[17]可得阻力功約為5 J。

圖32 新參數(shù)減振器標(biāo)定

圖33 構(gòu)架橫向振動加速度諧波(0.5～10 Hz濾波)

圖34 諧波時刻新參數(shù)減振器動態(tài)力響應(yīng)頻率

圖35 諧波時刻新參數(shù)減振器實測F-S曲線

5 結(jié)論

(1)某型動車組在線運行時部分區(qū)段出現(xiàn)車體異常振動現(xiàn)象，其根本原因為車輪在磨耗后期對線路比較敏感，當(dāng)線路條件相對較差時輪軌匹配接觸不良，轉(zhuǎn)向架蛇行運動產(chǎn)生較大輪軌橫向力，二系懸掛未能有效衰減這部分能量，致使振動傳遞至車體，引起車體產(chǎn)生同頻率抖動現(xiàn)象。

(2)仿真表明，提高軸箱定位剛度、增大抗蛇行減振器、橫向減振器的動態(tài)剛度和動態(tài)阻尼可提高該型動車組在車輪磨耗后期運行穩(wěn)定性。結(jié)合該型動車組實際情況，通過深入優(yōu)化抗蛇行減振器能夠保證新輪和磨耗輪狀態(tài)下車輛穩(wěn)定性和平穩(wěn)性要求。

(3)線路試驗表明，采用新參數(shù)抗蛇行減振器不會對車輪磨耗造成不利影響，且能夠在車輪磨耗后期顯著提高車輛運行穩(wěn)定性和平穩(wěn)性，確保車輛安全運營，進(jìn)一步驗證了仿真優(yōu)化的結(jié)果。