五模塊鉸接有軌電車調(diào)簧算法研究

劉偉渭,陳靖雨,高明杰,王 勇,江 哲,劉 命

(西南交通大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院,成都 610031)

城市軌道車輛的軸重和輪重控制是設(shè)計(jì)過(guò)程中的關(guān)鍵內(nèi)容,車輪載荷分布以及軸重偏差大小會(huì)直接影響車輛的附著力[1-2],對(duì)車輛黏著制動(dòng)力和牽引力的發(fā)揮以及車輛整體的動(dòng)力學(xué)性能具有重要影響[3-5],所以需要保證車輛的輪軸重偏差率在行業(yè)規(guī)定范圍內(nèi),以便從車輛靜態(tài)性能控制的角度去改善和確保車輛的動(dòng)態(tài)運(yùn)行性能。

根據(jù)IEC-61133—2006《車輛組裝和運(yùn)行前的整車試驗(yàn)規(guī)范》[6]、GB/T-32383—2020《城市軌道交通直線電機(jī)車輛通用技術(shù)條件》[7]要求,輪軸重偏差率需滿足:任一側(cè)各車輪輪重與兩側(cè)輪重平均值之差不得大于±4%,任一車軸上的任一輪重與該軸平均輪重之差不得大于±4%;各車任一動(dòng)軸的軸重不得超過(guò)其動(dòng)軸平均重量的±2%,各車任一拖軸的軸重不得超過(guò)其拖軸平均重量的±1%。

列車從設(shè)計(jì)到制造,再到新車裝配生產(chǎn)下線進(jìn)行出產(chǎn)試驗(yàn),時(shí)常會(huì)出現(xiàn)車輛輪軸重偏差超限的情況,這時(shí)需進(jìn)行輪軸重偏差調(diào)整。目前處理措施一般是進(jìn)行加墊調(diào)簧,即在車輛的一系簧或二系簧支撐處加入墊片以改變和重新分配車輛輪軸重來(lái)滿足規(guī)范要求[8-11]。目前軌道車輛的加墊調(diào)簧基本靠作業(yè)人員經(jīng)驗(yàn)對(duì)加墊位置、加墊量進(jìn)行確定,對(duì)于一二系懸掛支撐位置較少的動(dòng)車或地鐵車輛調(diào)簧相對(duì)較為容易,若遇到車間耦合復(fù)雜的鉸接式轉(zhuǎn)向架、鉸接式多模塊浮車等車型,僅靠人員經(jīng)驗(yàn)基本很難調(diào)平。

五模塊浮車是有軌電車中車間鉸接最復(fù)雜、一二系支撐位置最多的一種車型,由于二四位車體的懸浮使得車體縱向重心易產(chǎn)生較大偏差,而使得列車的輪軸重偏差十分容易超限[12-13]。另外該車型在加墊時(shí)車體、構(gòu)架、輪對(duì)需完全吊裝、拆解,每次嘗試一種加墊方案將耗費(fèi)約一天時(shí)間,所以亟需一種有效的調(diào)簧算法支撐以提升作業(yè)效率和調(diào)簧精度。

1 車輛結(jié)構(gòu)

五模塊有軌電車是一款100% 低地板浮車,如圖1所示,車輛配置有懸浮車體,懸浮車體下方?jīng)]有轉(zhuǎn)向架,通過(guò)車體兩端的鉸接裝置連掛在相鄰車體上。該車型以其低碳環(huán)保、成本低、運(yùn)量大、乘坐便捷、外形美觀等特點(diǎn),在國(guó)內(nèi)市場(chǎng)迅速興起[14-15]。

圖1 五模塊有軌電車型有軌電車Fig.1 Streetcar of five-module floating

車輛編組形式為“Mc1+F1+Tp+F2+Mc2 ”,如圖2所示,其中Mc1、Tp、Mc2 車體配置轉(zhuǎn)向架,Mc1和Mc2為動(dòng)車;Tp車為拖車;F1、F2懸浮于前后車輛,通過(guò)車間鉸接與兩側(cè)車體相連。

圖2 整車編組結(jié)構(gòu)示意圖Fig.2 Schematic diagram of vehicle grouping structure

動(dòng)車轉(zhuǎn)向架和拖車轉(zhuǎn)向架結(jié)構(gòu)如圖3所示,轉(zhuǎn)向架由兩個(gè)獨(dú)立輪對(duì)組成,軸箱采用內(nèi)置式一系懸掛彈簧,構(gòu)架與車體間由8個(gè)剛簧連接。車輛每個(gè)模塊之間通過(guò)鉸接進(jìn)行連接,該車型共使用三種類型的鉸接,包括自由鉸、彈性鉸和固定鉸。

(a)

固定鉸總成由關(guān)節(jié)軸承、軸承座組成。通過(guò)螺栓安裝在車體上。鉸接本身實(shí)現(xiàn)車輛水平轉(zhuǎn)動(dòng)、側(cè)滾及點(diǎn)頭,具有垂向、縱向、橫向方向的剛度,根據(jù)測(cè)量X向受力時(shí)的變形量得到其X向剛度值,如圖4所示。

圖4 下部固定鉸Fig.4 Lower fixed hinge

上部彈性鉸主要由2個(gè)固定組件和1個(gè)帶軸承的拉桿組成,沖壓件與拉桿體通過(guò)軸承連接在一起,主要允許車體模塊的水平轉(zhuǎn)動(dòng)、側(cè)滾,本身不能實(shí)現(xiàn)點(diǎn)頭功能,但隨車輛側(cè)滾運(yùn)動(dòng)而產(chǎn)生點(diǎn)頭,具有縱向、橫向方向的剛度,如圖5所示。

圖5 上部彈性鉸Fig.5 Upper elastic hinge

上部自由鉸由兩個(gè)鈑金件和中間限位拉桿組成。允許車體模塊間的水平轉(zhuǎn)動(dòng)、側(cè)滾及點(diǎn)頭,具有橫向方向的剛度,如圖6所示。車輛相關(guān)技術(shù)參數(shù)如表1所示。

表1 車輛參數(shù)表格Tab.1 Table of vehicle parameters

圖6 上部自由鉸Fig.6 Upper free hinge

2 力學(xué)模型

車輛的車體、構(gòu)架等部件等效為具有質(zhì)量的剛體,承載部件等效為剛度力元。一系彈簧和二系彈簧主要傳遞垂向力,因此等效為單個(gè)剛度力元,建立車輛等效模型如圖7所示。

圖7 車輛系統(tǒng)等效模型Fig.7 Vehicle system equivalent model

車輛的下鉸接均為固定鉸,而上鉸接為了保證車輛具有良好的通過(guò)豎直曲線能力,在 Tp模塊和F1模塊之間采用開(kāi)放鉸進(jìn)行連接,其余上鉸位置采用彈性鉸對(duì)車輛進(jìn)行連接。固定鉸和彈性鉸的組合使用使得相連接的兩個(gè)模塊之間僅有相對(duì)搖頭自由度,傳遞縱向、垂向和橫向力。固定鉸和自由鉸的組合使用使得相連接的兩個(gè)模塊既有相對(duì)搖頭自由度又有相對(duì)點(diǎn)頭自由度而產(chǎn)生垂向和橫向力,受力分析如圖8所示。

圖8 車輛系統(tǒng)力學(xué)模型Fig.8 Mechanical model of vehicle system

3 調(diào)簧模型

對(duì)于如圖7的車輛系統(tǒng)等效模型,車體、構(gòu)架具有浮沉、側(cè)滾、點(diǎn)頭3個(gè)自由度,輪對(duì)具有浮沉、側(cè)滾2個(gè)自由度。車輛系統(tǒng)共36個(gè)自由度,其中車體共15個(gè)自由度,轉(zhuǎn)向架共9個(gè)自由度,輪對(duì)共12個(gè)自由度。具體如表2所示。

表2 系統(tǒng)自由度定義Tab.2 System freedom definition

對(duì)于如圖7的車輛系統(tǒng)等效模型,定義如表3的各支撐簧剛度名稱,共67個(gè)剛度系數(shù),其中二系彈簧12個(gè),一系彈簧24個(gè),鉸接剛度19個(gè),輪軌接觸剛度12個(gè)。

表3 系統(tǒng)剛度定義Tab.3 System stiffness definition

對(duì)于如圖7的車輛系統(tǒng)等效模型,車輛結(jié)構(gòu)中的彈簧橫向跨距、縱向跨距等參數(shù)符號(hào)及數(shù)值如表4所示。

表4 車輛尺寸參數(shù)表Tab.4 Parameter table of vehicle size

對(duì)于如圖7的車輛系統(tǒng)等效模型剛度系數(shù)矩陣為

k=diag(K1,K2,…,K66,K67)

(1)

系統(tǒng)的剛度矩陣K則為

K=TTkT

(2)

式中,T為剛度關(guān)聯(lián)矩陣,T=[T1,T2],如表5所示。

表5 剛度關(guān)聯(lián)矩陣表T1Tab.5 Stiffness correlation T1 matrix table

假設(shè)加墊量為δi(i=1,…,67),則加墊向量為

δ=[δ1,δ2,δ3,δ4,δ5,δ6,…,δ66,δ67]T

(3)

式中:由于該車型車間鉸不能加墊,所以加墊量δi只包括一系和二系位置,不包括車間鉸接和輪軌接觸剛度的δ37～δ67。

加墊向量δ與系統(tǒng)位移量x0關(guān)系為

δ=Tx0

(4)

加墊前后系統(tǒng)均為靜態(tài),系統(tǒng)無(wú)額外附加力,則彈簧加墊的系統(tǒng)方程為

TTkTx+TTkTx0=0

(5)

將式(4)代入式(5)整理得

TTk(Tx+δ)=0

(6)

即:

TTkTx=-TTkδ

(7)

Kx=F0

(8)

將式(8)系統(tǒng)平衡方程式代入式(7)可得調(diào)簧加墊后引起的外力矢量為

F0=-TTkδ

(9)

由式(8)可知調(diào)簧加墊后引起的系統(tǒng)位移為

x=K-1F0

(10)

所以調(diào)簧加墊后引起的彈簧載荷變化為

Fs=k(Tx+δ)

(11)

將式(11)得到的彈簧載荷變化量Fs中輪軌接觸項(xiàng)數(shù)值,即Fs56,…,Fs67項(xiàng)與加墊調(diào)簧前初始輪重相加,即可得加墊調(diào)簧后各輪重和軸重,進(jìn)一步可求得各輪重偏差和軸重偏差。

4 調(diào)簧分析

對(duì)于式(1)～式(11)的調(diào)簧方案較難有解析解,所以可通過(guò)確定一種指標(biāo)參數(shù),然后利用尋優(yōu)逼近的方式求解。調(diào)簧的目的是讓車輛稱重時(shí)各偏差參數(shù)達(dá)標(biāo)并盡可能小,所以該指標(biāo)可基于IEC-61133—2006《車輛組裝和運(yùn)行前的整車試驗(yàn)規(guī)范》中的輪軸重偏差率要求來(lái)確定。在該規(guī)范中包括輪重偏差、動(dòng)軸偏差、拖軸偏差三個(gè)單指標(biāo),各偏差百分比均不同,為能讓各參數(shù)均達(dá)標(biāo),可將輪重偏差率、動(dòng)軸重偏差率、拖軸重偏差率綜合考慮,把所有超限時(shí)的偏差率百分比增補(bǔ)至4%,這樣當(dāng)指標(biāo)值ζ算法≤4%時(shí)便能滿足規(guī)范要求,如式(12)所示。另外,彈簧墊片最小厚度為1 mm,所以加墊方案中的加墊量需取整,且最大加墊量按規(guī)范要求不能超過(guò)5 mm。

ζ算法=Max(?輪重,?動(dòng)軸重,?拖軸重)

(12)

在計(jì)算調(diào)簧加墊方案時(shí),采用成熟而通用的模擬退火算法和遺傳算法對(duì)調(diào)簧模型指標(biāo)值ζ算法進(jìn)行尋優(yōu)求解[16-22]。

列車下線和加墊后的輪軸重及偏差測(cè)量如圖9所示的試驗(yàn)臺(tái)進(jìn)行。實(shí)測(cè)輪軸重分布如表6所示,其中:1、2、5、6位軸重超限,3位軸輪重超限,此時(shí)算法指標(biāo)值為5.52%,即動(dòng)軸最大偏差3.52%加補(bǔ)齊的2%。

表6 列車下線實(shí)測(cè)輪軸重和偏差值Tab.6 Measured wheel axle weight and deviation value

(a) 稱重臺(tái)

遺傳算法迭代運(yùn)算了10 000次,在5 000次左右達(dá)到理想值,通過(guò)反復(fù)25次的退火-升溫循環(huán),計(jì)算過(guò)程如圖10所示,求得加墊量和加墊位置方案如表7,算法指標(biāo)值ζ算法從5.52%降至1.99%。

表7 加墊方案(模擬退火)Tab.7 Padding scheme (simulated annealing)

(a)

圖11 遺傳算法計(jì)算過(guò)程Fig.11 Calculated process of genetic algorithm

把表7的加墊方案進(jìn)行調(diào)簧作業(yè),加墊后的車輛輪軸重分布如表8和圖12所示?？梢钥闯?加墊后的輪軸重分布較為理想,各個(gè)車輪的輪軸重偏差均有不同程度降低,并滿足試驗(yàn)規(guī)范要求。

表8 加墊后輪軸重及偏差試驗(yàn)結(jié)果(模擬退火)Tab.8 Axle load and deviation test results (simulated annealing)

(a)

遺傳算法種群進(jìn)化了600代,通過(guò)個(gè)體交叉遺傳變異,在40代左右達(dá)到理想值如圖11所示,求得加墊量和加墊位置方案如表9所示,算法指標(biāo)ζ算法從5.52%降至1.82%。

表9 加墊方案(遺傳算法)Tab.9 Padding scheme (genetic algorithm)

把表9的加墊方案進(jìn)行調(diào)簧作業(yè),加墊后的車輛輪軸重分布如表10和圖13所示。可以看出:加墊后的輪軸重分布較為理想,各個(gè)車輪的輪軸重偏差均有不同程度降低,并滿足試驗(yàn)規(guī)范要求。

表10 加墊后輪軸重及偏差試驗(yàn)結(jié)果(遺傳算法)Tab.10 Axle load and deviation test results (genetic algorithm)

(a)

5 結(jié) 論

本文研究結(jié)構(gòu)特殊、受力復(fù)雜的五模塊有軌電車調(diào)簧算法和試驗(yàn)驗(yàn)證。在建立五模塊有軌電車等效車輛模型、力學(xué)模型基礎(chǔ)上,給出了系統(tǒng)聯(lián)合剛度矩陣、加墊調(diào)簧算法流程,把實(shí)測(cè)輪重作為調(diào)簧模型輸入,利用模擬退火算法、遺傳算法進(jìn)行調(diào)簧方案的尋優(yōu)求解,最后對(duì)列車進(jìn)行加墊調(diào)簧作業(yè)和試驗(yàn)稱重。主要結(jié)論為:

(1) 生產(chǎn)下線列車實(shí)測(cè)輪重偏差3位軸超限為4.13%,1位、2位、5位、6位動(dòng)軸超限最大值為3.52%,4位、5位拖軸超限最大值為1.38%,算法指標(biāo)值ζ算法為5.52%。

(2) 利用模擬退火算法計(jì)算5 000后趨于最優(yōu)值,此時(shí)算法指標(biāo)ζ算法降至1.99%;加墊位置共19個(gè),最大加墊量為4 mm;通過(guò)加墊作業(yè)并測(cè)量輪軸重偏差值,最大輪重偏差為4位軸1.93%,滿足4%規(guī)范要求;最大動(dòng)軸偏差為1位軸1.99%,滿足2%規(guī)范要求;最大拖軸偏差為0.17%,滿足1%規(guī)范要求。

(3) 利用遺傳算法計(jì)算40代后趨于最優(yōu)值,此時(shí)算法指標(biāo)ζ算法降至1.82%。加墊位置共17個(gè),最大加墊量為4 mm;通過(guò)加墊作業(yè)并測(cè)量輪軸重偏差值,最大輪重偏差為6位軸1.6%,滿足4%規(guī)范要求;最大軸重偏差為1位軸1.82%,滿足2%規(guī)范要求;最大拖軸偏差為0.98%,滿足1%規(guī)范要求。

(4) 模擬退火算法與遺傳算求解的調(diào)簧方案均能將輪軸重偏差率降低至規(guī)定范圍內(nèi)。在調(diào)簧加墊之后模擬退火算法所得的輪重平均偏差率為1.198%,軸重平均偏差率為1.756%;遺傳算法的輪重平均偏差率為1.115%,軸重平均偏差率為1.685%,遺傳算法與模擬退火算法比較接近,對(duì)于調(diào)簧方案的尋優(yōu)求解采用一般的成熟通用算法即可。

總體來(lái)看,利用所提出的加墊調(diào)簧方法,可一次性對(duì)五模塊有軌電車的輪軸重偏差調(diào)平并滿足規(guī)范要求,省去了車體、轉(zhuǎn)向架、輪對(duì)的來(lái)回吊裝拆卸,作業(yè)效率和調(diào)平精度顯著提高。另外,利用該方法只需建立相應(yīng)的聯(lián)合剛度矩陣,即可方便的推廣應(yīng)用于其余各軌道車輛,這為軌道車輛的加墊調(diào)簧提供了理論支撐。