抗蛇行減振器動態(tài)特性對車輛臨界速度的影響研究

肖遙， 陳楠， 黃先富

（中車南京浦鎮(zhèn)車輛有限公司，江蘇 南京 210031）

引 言

當(dāng)輪軌接觸不良或懸掛參數(shù)不合理時，轉(zhuǎn)向架在運行中會出現(xiàn)周期性的橫向蛇行運動。蛇行穩(wěn)定性是車輛系統(tǒng)動力學(xué)非常重要的研究領(lǐng)域之一，蛇行運動臨界速度決定了車輛最高運行速度，也是保證車輛安全運行的前提［1］。抗蛇行減振器作為車輛二系懸掛的重要元件之一，能夠增加車體和轉(zhuǎn)向架之間的回轉(zhuǎn)阻尼，從而抑制車輛系統(tǒng)蛇行運動，大幅度提高車輛臨界速度，使得車輛運動穩(wěn)定性得到極大改善，保證車輛安全運行［2］。因此，抗蛇行減振器的阻尼特性及剛度特性是影響車輛臨界速度的關(guān)鍵，研究其動態(tài)特性與車輛系統(tǒng)動力學(xué)的關(guān)系在實際工程應(yīng)用中具有極其重要的意義。

本文以某設(shè)計運行速度為120 km/h的地鐵車輛轉(zhuǎn)向架為試驗平臺，基于機(jī)車車輛滾振動試驗臺，研究了不同輪軌匹配關(guān)系下抗蛇行減振器的動態(tài)特性對車輛蛇行穩(wěn)定性的影響，為后續(xù)轉(zhuǎn)向架用抗蛇行減振器參數(shù)選型提供參考。

1 抗蛇行減振器阻尼特性理論模型

油壓減振器的阻尼特性直接反映了減振器的功能特性，是其最重要的性能指標(biāo)之一。根據(jù)減振器的運用條件不同，可以將阻尼特性分為靜態(tài)特性和動態(tài)特性。

1.1 靜態(tài)特性

當(dāng)不計減振器內(nèi)部結(jié)構(gòu)、油壓以及氣泡引起的動態(tài)影響，從而沒有力與速度之間的相位變化時，這種特性稱為減振器靜態(tài)阻尼特性?？梢杂脠D1所示的示功圖及阻尼特性曲線表示［3］。靜態(tài)阻尼特性主要建立在減振器做大振幅和低頻運動的基礎(chǔ)上。

圖1 靜態(tài)阻尼特性Fig.1 Static damping characteristics

減振器的阻尼系數(shù)c可以表示為：

1.2 動態(tài)特性

實際振動過程中，油壓減振器端部橡膠連接結(jié)構(gòu)、油液可壓縮性及循環(huán)方式等因素會使其在軸向運動時表現(xiàn)出一定的剛度效應(yīng)，導(dǎo)致減振器阻尼力與活塞速度之間產(chǎn)生相位差，這種既表現(xiàn)阻尼效應(yīng)又有剛度效應(yīng)的特點稱為動態(tài)阻尼特性。Maxwell模型是理論研究減振器動態(tài)特性最經(jīng)典模型之一［3］，如圖2所示，將減振器簡化為由阻尼與彈簧單元串聯(lián)而成的系統(tǒng)。其中，ka表示減振器的串聯(lián)剛度，由安裝座剛度、油液剛度及橡膠節(jié)點剛度等效而成；ca表示減振器阻尼率。

圖2 Maxwell模型Fig.2 Maxwell model

當(dāng)減振器端部受到正弦激勵為x（t）=A0·sin（ωt），可以推導(dǎo)得出減振器的動態(tài)剛度和動態(tài)阻尼系數(shù)分別為：減振器動態(tài)特性表現(xiàn)如圖3所示。

圖3 動態(tài)特性示功圖Fig.3 Dynamic characteristic indicator diagram

式中φ表示激勵位移與阻尼力的相位角；A0為激勵振幅；A為活塞振幅；FD為阻尼力；ω為振動角速度。減振器動態(tài)特性表現(xiàn)如圖3所示。

地鐵車輛正線運行時，車輛的垂向減振器和橫向減振器振幅一般在10～15 mm，表現(xiàn)為靜態(tài)阻尼特性。而抑制轉(zhuǎn)向架蛇行運動的抗蛇行減振器發(fā)生失穩(wěn)時工作位移一般在3 mm以內(nèi)，處于小振幅下的工作狀態(tài)，主要是動態(tài)特性發(fā)揮作用［4］。此外，隨著輪軌等效錐度的增加，蛇行頻率逐漸增大，導(dǎo)致抗蛇行減振器的工作頻率也相應(yīng)增大。因此，分析抗蛇行減振器的動態(tài)特性是研究抗蛇行減振器對車輛蛇行穩(wěn)定性影響的基礎(chǔ)?？股咝袦p振器安裝實景效果如圖4所示。

圖4 抗蛇行減振器實景照Fig.4 Anti-yaw damper realistic photos

2 抗蛇行減振器動態(tài)特性試驗

2.1 試驗設(shè)備

為了研究不同性能參數(shù)抗蛇行減振器的動態(tài)特性，選取了2個廠家的4種不同參數(shù)的減振器作為研究對象。表1給出了4種不同參數(shù)的抗蛇行減振器靜態(tài)阻尼數(shù)據(jù)。

其中，抗蛇行減振器方案1～3為同一生產(chǎn)廠家，方案1和方案2為同一系列雙循環(huán)線性減振器，其內(nèi)部結(jié)構(gòu)大致相同，方案3為單循環(huán)結(jié)構(gòu)減振器。

依托西南交通大學(xué)牽引動力國家重點實驗室液壓減振器試驗臺［5］，分別對4種方案抗蛇行減振器進(jìn)行動態(tài)特性試驗。試驗前，將減振器置于環(huán)境溫度（17～23 ℃）中至少24 h。試驗時，采用水平加載方式模擬減振器實際裝車狀態(tài)，對抗蛇行減振器進(jìn)行正弦激勵加載，測定不同激勵下的抗蛇行減振器力與位移的數(shù)據(jù)。根據(jù)抗蛇行減振器常用工作頻率及工作位移設(shè)定試驗工況，試驗工況如表2所示。

表2 抗蛇行減振器動態(tài)特性試驗工況Tab.2 Anti-yaw damper dynamic characteristic test condition

2.2 不同抗蛇行減振器動態(tài)特性試驗分析

不同參數(shù)方案的抗蛇行減振器動態(tài)剛度隨頻率變化的特性曲線如圖5所示。在低頻區(qū)域，振動頻率較低（小于2 Hz）時，減振器的振動速度較低，阻尼力幅值較小，隨著激勵頻率的增加，動態(tài)剛度不斷增加；而隨著振動頻率的繼續(xù)增加，減振器振動速度增加，減振器在工作中周期性進(jìn)入卸荷區(qū)間，阻尼力幅值基本維持在卸荷力附近，示功圖偏轉(zhuǎn)趨于平緩，動態(tài)剛度增長趨于緩慢，直到接近不變。

圖5 不同抗蛇行減振器動態(tài)剛度頻變特性Fig.5 Dynamic stiffness frequency variation characteristics with different anti-yaw dampers

激勵振幅為1 mm和2 mm時，不同參數(shù)方案減振器的動剛度頻變特性對比曲線如圖6所示。可以看出，在振幅為1 mm工況中，相較而言，當(dāng)激勵頻率大于2 Hz時抗蛇行減振器動態(tài)剛度較大。在激勵幅值越高的工況下，越容易使減振器振動速度達(dá)到卸荷速度，越早出現(xiàn)卸荷情況，所以隨著幅值的增加，動態(tài)剛度越快達(dá)到平緩狀態(tài)，并且在較低的工況中，更容易達(dá)到較高的動態(tài)剛度。

圖6 不同振幅時抗蛇行減振器動剛度頻變對比Fig.6 Anti-yaw dampers dynamic stiffness frequency variation comparison at different amplitude

圖7為各抗蛇行減振器動態(tài)阻尼率隨頻率變化的特性曲線。由圖7可知，當(dāng)減振器激勵幅值較低時，隨著頻率的增加，動態(tài)阻尼率增加；隨著頻率繼續(xù)增大，抗蛇行減振器阻尼閥系統(tǒng)中除了節(jié)流孔外其他溢流閥順次開啟，造成動態(tài)阻尼率增加的速率趨于平緩。當(dāng)減振器激勵幅值較高時，低頻階段動態(tài)阻尼率隨激勵頻率的增加而增加，高頻階段隨頻率增加而減小。這是因為高頻時減振器進(jìn)入卸荷區(qū)間，阻尼力幅值基本維持在卸荷力附近，頻率增加，動阻尼率減小。此外，在激勵幅值越高的工況中，隨著頻率的增加越早地出現(xiàn)卸荷情況，因此動態(tài)阻尼率峰值所對應(yīng)的頻率隨著幅值的增加越小。

圖7 不同抗蛇行減振器動態(tài)阻尼率頻變特性Fig.7 Dynamic damping rate frequency variation characteristics with different anti-yaw dampers

匯總圖7各方案結(jié)果得到圖8，圖8給出了激勵振幅為1 mm和2 mm時，不同方案抗蛇行減振器的動阻尼率頻變特性對比?？梢钥闯觯诩钫穹鶠? mm工況下，當(dāng)頻率大于3 Hz時，抗蛇行減振器方案1的動態(tài)阻尼率最小，方案3次之。在激勵振幅為2 mm工況下，當(dāng)頻率大于2 Hz時，方案1的抗蛇行減振器動態(tài)阻尼率最小，而方案4的抗蛇行減振器動態(tài)阻尼率最大。

3 蛇行失穩(wěn)臨界速度試驗

3.1 試驗臺

為了研究抗蛇行減振器動態(tài)特性對車輛蛇行運動穩(wěn)定性的影響，本文以某設(shè)計運行速度為120 km/h的地鐵車輛轉(zhuǎn)向架為試驗平臺，基于西南交通大學(xué)機(jī)車車輛滾振動試驗臺進(jìn)行整車動力學(xué)試驗［6］。試驗臺如圖9所示。該試驗臺模擬軌道的滾輪可同時進(jìn)行滾動和橫向、垂向激振，以模擬車輛在實際線路上的運行工況。試驗臺除機(jī)械總體外，還有驅(qū)動控制系統(tǒng)、激振控制系統(tǒng)和總監(jiān)控系統(tǒng)，可進(jìn)行電機(jī)的驅(qū)動控制，實現(xiàn)4根軸的同步轉(zhuǎn)動控制，以及各激振器的激振輸入控制。

3.2 試驗工況

在實際運行中，輪軌接觸幾何關(guān)系會隨著車輪磨耗、線路參數(shù)而改變，對車輛蛇行運動穩(wěn)定性的影響較為顯著。等效錐度是表征輪軌接觸幾何關(guān)系最直接、最重要的參數(shù)，隨著車輛運營里程的增加，等效錐度會增大［1］。因此，本文選用了新輪、磨耗輪兩種不同等效錐度的車輪進(jìn)行運行穩(wěn)定性試驗。

試驗工況如表3所示。新輪等效錐度為0.132，磨耗輪等效錐度為0.56，模擬的工況更為惡劣。因地鐵車輛某型轉(zhuǎn)向架最高設(shè)計速度為140 km/h，根據(jù)GB 32358的要求，當(dāng)被試車輛安裝新輪時，最高試驗速度為185 km/h；當(dāng)安裝磨耗輪時，最高試驗速度則為170 km/h。在進(jìn)行試驗時，采用速度分級方法，滾振至車輛失穩(wěn)為止，以獲得有效的車輛出現(xiàn)失穩(wěn)的臨界速度和失穩(wěn)后恢復(fù)穩(wěn)定的臨界速度，在車輛不失穩(wěn)的前提下試驗速度要達(dá)到180 km/h。圖10為試驗現(xiàn)場圖。

表3 蛇行運動穩(wěn)定性試驗工況Tab.3 Snake motion stability test condition

圖10 滾振動試驗現(xiàn)場圖Fig.10 Rolling vibration test site diagram

3.3 抗蛇行減振器動態(tài)特性對車輛臨界速度的影響

3.3.1 新輪狀態(tài)

表4為新輪狀態(tài)時空車在不同抗蛇行方案下車輛運行數(shù)據(jù)。結(jié)果表明，僅采用方案1參數(shù)下的抗蛇行減振器發(fā)生了失穩(wěn)現(xiàn)象，失穩(wěn)速度為180 km/h?？股咝袦p振器的失穩(wěn)頻率約2～3 Hz，振幅約2～3 mm。

表4 新輪狀態(tài)時不同方案下運行數(shù)據(jù)Tab.4 Running data under different schemes during new wheel status

結(jié)合圖6和圖8對四種方案抗蛇行減振器動剛度及動阻尼特性的對比分析發(fā)現(xiàn)，當(dāng)激勵振幅為2 mm，頻率大于2 Hz時，方案1參數(shù)下的抗蛇行減振器動態(tài)阻尼率最小，但其動剛度并非最小。由此可以得出，在新輪狀態(tài)下，在試驗采用的地鐵車輛某型轉(zhuǎn)向架平臺和此新輪接觸幾何關(guān)系下，動阻尼率對車輛的臨界速度影響更明顯，動阻尼率越大，對臨界速度越有利［6］。同時，在此狀態(tài)下，建議選擇在激勵振幅約2～3 mm，頻率2～3 Hz范圍內(nèi)動阻尼系數(shù)更大的抗蛇行減振器。

3.3.2 磨耗輪狀態(tài)

磨耗輪狀態(tài)時不同抗蛇行方案下車輛運行數(shù)據(jù)如表5所示。在磨耗輪狀態(tài)下，采用抗蛇行減振器方案1和方案3的工況均出現(xiàn)失穩(wěn)情況，抗蛇行減振器失穩(wěn)頻率約4～5 Hz，失穩(wěn)振幅約0.5～1.5 mm。相較于新輪狀態(tài)下抗蛇行減振器的失穩(wěn)頻率，磨耗輪狀態(tài)下減振器失穩(wěn)頻率增大。此外，對比新輪狀態(tài)時的失穩(wěn)工況，在磨耗輪狀態(tài)下車輛失穩(wěn)后非線性穩(wěn)定速度較高，均在100 km/h以上。

表5 磨耗輪狀態(tài)時不同方案運行數(shù)據(jù)Tab.5 Running data under different schemes during wear wheel status

結(jié)合圖6（a）和圖8（a）對動態(tài)剛度和動阻尼率的分析發(fā)現(xiàn)，當(dāng)激勵振幅為1 mm，頻率大于3 Hz時，抗蛇行減振器方案1下的動態(tài)阻尼率最小，方案3次之，而激勵下方案1與方案3的減振器動剛度并非最小。由此可以得出，在試驗采用的地鐵車輛某型轉(zhuǎn)向架平臺和此磨耗輪狀態(tài)下，在振幅0.5～1.5 mm，頻率4～5 Hz的范圍內(nèi)，需選擇動阻尼系數(shù)較大的減振器。

綜合對各方案下抗蛇行減振器動態(tài)特性的對比及滾振動試驗結(jié)果，可以得出，方案1參數(shù)下的抗蛇行減振器動阻尼率較小，其在新輪及磨耗輪狀態(tài)下均發(fā)生了失穩(wěn)，因此此款抗蛇行減振器并不適用于該型地鐵車輛轉(zhuǎn)向架。方案4參數(shù)下的抗蛇行減振器在車輛蛇行穩(wěn)定性試驗中表現(xiàn)最優(yōu)。

4 結(jié) 論

本文以4種抗蛇行減振器作為研究對象，分析了不同參數(shù)下抗蛇行減振器的動態(tài)特性；基于機(jī)車車輛滾振動試驗臺及某型地鐵車輛轉(zhuǎn)向架平臺，從試驗角度研究了抗蛇行減振器動態(tài)特性對車輛蛇行失穩(wěn)臨界速度的影響，為抗蛇行減振器在轉(zhuǎn)向架平臺中的選型及應(yīng)用奠定了基礎(chǔ)?？梢缘贸鲆韵陆Y(jié)論：

（1）抗蛇行減振器動態(tài)剛度隨激勵頻率的增加逐漸增大后趨于平緩，在幅值較低的工況中可以達(dá)到較高的動態(tài)剛度。而動阻尼率隨頻率增加呈現(xiàn)出先增加后逐漸下降的趨勢，隨著幅值的增加，動態(tài)阻尼峰值所對應(yīng)的頻率越小。

（2）在4種抗蛇行減振器方案中，方案1參數(shù)下的抗蛇行減振器動阻尼率較小，不適用于地鐵車輛某型轉(zhuǎn)向架，方案4參數(shù)下的抗蛇行減振器在車輛蛇行穩(wěn)定性試驗中表現(xiàn)最優(yōu)。

（3）在試驗采用的地鐵車輛某型轉(zhuǎn)向架平臺和此輪軌接觸幾何關(guān)系下，動阻尼率對車輛的臨界速度影響更明顯，動阻尼率越大，對臨界速度越有利。

（4）考慮到抗蛇行減振器運用于小振幅的工作狀態(tài)下，主要以動態(tài)特性發(fā)揮作用。因此，在抗蛇行減振器選型時，更應(yīng)該關(guān)注其在實際工作狀態(tài)下的動態(tài)剛度和阻尼率，為車輛系統(tǒng)動力學(xué)仿真以及車輛實際運行工況提供可靠的數(shù)據(jù)支撐。