一種半車滾動臺假車體優化仿真

鄧學暉,陳國鋒

(中車長春軌道客車股份有限公司,吉林 長春 130062)*

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一種半車滾動臺假車體優化仿真

鄧學暉,陳國鋒

(中車長春軌道客車股份有限公司,吉林 長春 130062)*

為了指導轉向架半車滾動試驗臺的設計工作，建立半車滾動臺的剛體動力學模型和剛柔耦合動力學模型.計算了不同模型不同狀態下的臨界速度，分析了滑動摩擦、拉桿剛度、車體剛度對半車體試驗臺臨界速度的影響，并且給出了試驗臺的優化設計方案.計算表明：對于半車體試驗臺，為達到高的臨界速度，配重塊應予以固定，半車體最好采用單側約束，拉桿剛度和假車體剛度要足夠大，拉桿應避免采用螺栓連接.

滾動試驗臺；半車體模型；車輛動力學；臨界速度

0 引言

機車車輛試驗臺的目的是提供一個列車運行環境，試驗臺應全部或者部分模擬這些工況：模擬列車前進，模擬線路不平順，模擬載荷條件下牽引與制動過程[1-2].根據功能不同可分為滾動試驗臺、滾動振動試驗臺.如果滾輪驅動系統是一定功率的牽引制動系統，就可以模擬牽引制動過程.利用試驗臺可以開展高速動車組輪軌關系研究[3-4]、穩定性平穩性研究[5-6].試驗臺可以方便地測定蛇行失穩臨界速度，通過改變各個動力學參數來優化試驗車的動力學性能，從而縮短研制周期.此外，還可以利用試驗臺研究新技術和新理論，如列車懸掛系統的控制方法、非線性穩定性理論和計算試驗方法等.

本文對機車車輛滾動試驗臺進行理論與仿真研究.為達到試驗需求并降低成本，該試驗臺采用了半車體模型，即只有兩對滾輪，如圖1所示.試驗臺在運行中，發現系統常常在速度小于300km/h就發生蛇行失穩，原因不明.因此，需要首先從理論上進行研究，分析可能的原因，從而對系統進行優化設計，提高試驗速度.

圖1 半車滾動試驗臺

1 半車滾動試驗臺動力學模型

1.1 滾動臺剛體動力學模型

滾動臺半車體模型包括兩個輪對、一個轉向架和一個半車體即配重鑄鐵塊，放置在4個滾輪之上.半車體放置在二系空氣彈簧之上，配重鑄鐵放置在半車體之上.滾輪由電機驅動，直徑1.25m，軌底坡1/40.輪對為LMA踏面，滾輪截面為CN60鋼軌截面.假車體、轉向架、輪對6自由度.考慮一系懸掛x、y、z三個方向剛度，一系垂向阻尼；二系空氣彈簧x、y、z三個方向剛度；牽引拉桿；抗蛇行減振器；二系橫向減振器.滾輪慣量包括飛輪組和滾輪的慣量.假車體重心位置距離軌道高度1.24 m，重心位于轉向架中心線.

為了進行對比分析并優化設計方案，考慮四種模型：模型A，轉向架前后兩側均有拉桿約束，配重鑄鐵放在假車體上，假車體與配重鑄鐵存在相對滑動.模型B，轉向架前側有拉桿約束，配重鑄鐵放在假車體上，假車體與配重鑄鐵存在相對滑動.模型C，轉向架前后兩側均有拉桿約束，配重鑄鐵固定在假車體上，與假車體具有相同自由度.模型D，轉向架前側有拉桿約束，配重鑄鐵固定在假車體上，與假車體具有相同自由度.第一種模型A為海泰制動現有的滾動試驗臺的模型，B、C、D種模型為假定的對比模型，如圖2所示.計算公式和數值積分略，詳細計算公式見參考文獻[7].

(a) 模型A

(b) 模型B

(c) 模型C

(d) 模型D

1.2 剛柔耦合模型

在車體剛度可能不足的條件下，需要建立剛柔耦合動力學模型.考慮到結構主要為板殼和梁結構，對結構進行合理簡化.有限元模型如下圖所示.假車體主要部分采用4節點縮減積分線性殼單元；防護欄采用兩節點線性梁單元；配重質量采用8節點線性縮減積分實體單元.模型的約束條件：一端拉桿聯接通過彈簧聯接支反座；車體壓在具有三個方向剛度的彈簧上(空氣彈簧).利用有限元子模型技術建立假車體的子模型并導入動力學模型中，子模型保留的自由度與原模型的前20階固有頻率誤差小于1%.

首先在有限元模型中對假車體進行模態分析，得到模態頻率和振型，然后結合剛體動力學模型對整個系統進行剛柔耦合動力學分析，剛柔耦合動力學模型如圖3所示.

圖3 試驗臺剛柔耦合模型

2 不同方案計算結果分析

車輛系統的蛇行穩定性是系統本身的固有屬性，是決定車輛能否安全運行的關鍵因素.在臨界速度計算中，在滾輪上給定一段200 m長的德高高速低干擾譜激擾樣本函數，通過觀察系統的振動能否衰減到平衡位置，來判斷系統是否出現蛇行失穩.結合試驗臺實際情況，著重分析假車體與配重之間的摩擦參數、約束拉桿剛度、抗蛇行減振器對系統穩定性的影響.

2.1 滑動摩擦的影響

由于配重是放置在假車體上，先前試驗中出現配重塊和假車體的相對運動，因此仿真中需要考慮滑動摩擦對系統運行穩定的影響.摩擦參數對模型A和模型B產生影響.假定約束拉桿的縱向剛度為1e6 N/m，不同速度等級下，系統穩定狀態如表1所示.

得到老師的表揚后，越來越多的孩子開始幫助小鵬。一天，我看到教室地上有個塑料瓶和一張廢紙片，就在我準備彎腰的一剎那，一個學生搶先一步撿走了塑料瓶，然后對著小鵬喊：“小鵬，給你一個塑料瓶。”而地上的紙片卻一直無人問津。頓時，我眼前一亮：如果紙片也能像塑料瓶一樣有人收集利用、變廢為寶的話，那些躺在地上的廢紙就不會無人理睬了，是不是也會像塑料瓶那樣被孩子們搶著撿呢？

由于配重塊質量很大，產生的摩擦力對系統的穩定性造成極大的影響：對于模型A，配重的相對滑動導致系統大幅蛇行運動的不穩定，甚至出現輪對在中心線一側大幅橫向運動，這將導致嚴重的輪緣磨耗；對于模型A，雖然輪對在中心線附近蛇行運動，但是出現輪緣運行與蛇行運動的交替出現，即間歇性大幅蛇行運動.因此，配重的相對滑動增加了系統的不穩定性.

表2 模型臨界速度(滑動初始速度為0.01 m/s)

2.2 兩端桿剛度的影響

假車體兩端的拉桿約束車體縱向運動，其設計參數直接影響系統穩定性.為了保證較高的臨界速度，必須合理設計其剛度.下面分別對四種模型進行討論.

由于假車體與配重鑄鐵之間的相對滑動系數未知，因此只能假定參數.表2為滑動摩擦系數0.1，滑動初始速度為0.01 m/s工況下，模型A和模型B的臨界速度.可以看出，對于模型A和模型B，臨界速度均隨著拉桿剛度增加而增大，若要臨界速度超過400 km/h，拉桿剛度分別要達到4e6、1e7 N/m以上.

表3為滑動摩擦系數0.1，滑動初始速度0.1m/s工況下，模型A和模型B的臨界速度.可以看出，對于模型A和模型B，臨界速度均隨著拉桿剛度增加而增大，若要臨界速度超過400km/h，拉桿剛度分別要達到3e6、5e6 N/m以上.

表3 模型臨界速度(滑動初始速度為0.1 m/s)

不同拉桿剛度參數下，模型C 和模型D的臨界速度如表4所示.可以看出，對于模型C，若要臨界速度超過400 km/h，拉桿剛度4e7～9e7 N/m之間；對于模型D，臨界速度均隨著拉桿剛度增加而增大， 若要臨界速度超過400 km/h， 拉桿剛度要達到3e7 N/m以上.但是要穩定速度超過700km/h，則要采用模型D.

表4 模型C、模型D臨界速度

2.3 抗蛇形減振器失效的影響

表5 抗蛇行減振器失效對臨界速度的影響 km/h

2.4 考慮車體彈性的影響

同拉桿剛度參數下，一端拉桿約束剛體模型和有限元模型計算的臨界速度如表6所示.可以看出，對于剛體模型，臨界速度均隨著拉桿剛度增加而增大，若要配重14 t情況下臨界速度超過500 km/h，拉桿剛度要達到3e7 N/m以上；若要配重20 t情況下臨界速度超過500 km/h，拉桿剛度要達到10e7 N/m以上.對于彈性體模型，若要配重14 t情況下臨界速度超過500 km/h，拉桿剛度要達到4e7 N/m以上；配重20 t情況下臨界速度則無法超過500 km/h.

表6 剛體模型與剛柔模型臨界速度比較 km/h

還可以看出：①在相同拉桿剛度下，彈性真車體的臨界速度比剛性車體的臨界速度有所降低；②配重質量增大，臨界速度將降低；③雖然車體剛度對臨界速度有影響，但是并沒有拉桿剛度影響大.因此，提高臨界速度的思路：在配重質量不變的前提下，首先是提高拉桿剛度，其次是增強車體的剛度.而在配重20 t情況下若要求臨界速度超過500km/h，則必須對彈性車體結構進行加強設計.

3 優化方案

3.1 優化方案確定

由前述分析可以看出：①假車體與配重之間的滑動摩擦增加了系統的不穩定性，并造成偏離中心線的大幅蛇行運動，因此必須杜絕.②轉向架雙側約束和雙側約束均可使得臨界速度達到400m/h以上.但是在穩定狀態下，雙側約束存在側偏，輪緣磨耗嚴重；而單側約束下，輪對具有良好的對中性.③在配重質量不變的前提下，首先是提高拉桿剛度，其次是增強車體的剛度.而先前試驗中失穩狀態下出現拉桿螺栓斷裂現象，說明螺栓聯接不可靠，既不能保證強度也不能保證剛度.因此不建議采用螺栓聯接.④振動響應分析表明，假車體剛度不足，臨界速度比剛體模型明顯偏低，因此需要修改假車體結構以提高臨界速度.

因此，滾動臺整改方案建議：

第一，將配重固定在車體上，消除兩者的相對滑動.第二，建議采取模型D的方案，即單端拉桿約束，為保證臨界速度大于400 m/h，拉桿剛度值需大于3e7 N/m.第三，鑒于螺栓連接方式螺栓受力不均，發生斷裂現象，不能可靠保證聯接剛度，建議采取其他連接方式.

通過前述分析還可知，假車體剛度設計存在不足.通過考察結構，可以看出：假車體底部為空，造成垂向剛度不足.因此，首先考慮在車體底部增加板.此外，可考慮增加加強筋進一步增加底板的剛度，如圖4所示.

(a) 原假車體

(b) 優化車體

3.2 優化后的臨界速度比較

不同拉桿剛度參數下，一端拉桿約束，新車體與原車體、剛體模型的臨界速度對比,如圖5所示.可以看出，優化后臨界速度得到了提高，尤其是對于要求配重20 t下具有高臨界速度(大于500 km/h).配重20 t的舊車體在拉桿剛度范圍內無法使臨界速度超過500 km/h，而新車體在配重20 t情況下的臨界速度比原車體得到了提高，拉桿剛度大于10e7 N/m，臨界速度即可到達540km/h.

圖5 優化前后試驗臺車體臨界速度比較

4 結論

通過四種不同的半車滾動試驗臺動力學模型和剛柔耦合模型的分析可知：對于半車體試驗臺，配重的相對滑動增加了系統的不穩定性，因此對于大質量的配置塊，必須予以固定；由于半車體模型承受較大的配重質量，必須對假車體剛度進行加強.運用本文建立的模型和方法可以對試驗臺的臨界速度進行計算，并指導了假車體的結構設計，從而達到了設計要求.

[1]張衛華,黃麗湘,馬啟文,等. 機車車輛動力性能的動態模擬[J]. 機械工程學報, 2007, 43(12): 114- 119.

[2]黃麗湘,張衛華,馬啟文. 機車車輛整車滾動試驗臺設計[J]. 鐵道車輛, 2007, 45(1): 5- 8,16.

[3]金學松,張雪珊,張劍,等. 輪軌關系研究中的力學問題[J]. 機械強度, 2005, 27(4): 408- 418.

[4]汪登榮,倪文波,王雪梅,等. 新型輪軌關系試驗臺研究[J]. 鐵道機車車輛, 2012, 32(2): 53- 57.

[5]劉宏友. 高速列車中的關鍵動力學問題研究[D]. 成都：西南交通大學, 2003:15- 52.

[6]張衛華,李艷,宋冬利. 高速列車運動穩定性設計方法研究[J] 西南交通大學學報(自然科學版), 2013, 48(1): 1- 9.

[7]張衛華. 機車車輛動態模擬[M]. 北京：中國鐵道出版社, 2006.

Optimization Simulation for A Fake Car-Body of Half-Car Roller Testing Rig

DENG Xuehui, CHEN Guofeng

(CRRC Changchun Railway Vehicles Co.,Ltd, Changchun 130062,China)

In order to guide the design work for bogie half-car roller testing rig, rigid dynamics models and rigid-flexible coupling dynamics model are built. The critical speed for different cases and different models are calculated, influences of slip friction, drawbar stiffness, car-body stiffness on critical speed are analyzed, and the optimized design scheme is also given. Results indicates that in order to have high critical speed, the additional weight should be fixed on the car-body, the half car body should better be one-side constrained, the stiffness of drawbar and car-body should be large enough and bolts link-up for drawbar should be avoid.

roller testing rig; half-car model; vehicle dynamics; critical speed

1673- 9590(2016)06- 0112- 05

2016-01-31

鄧學暉(1980-)，男，高級工程師，碩士，主要從事動車組檢修技術的研究

A

E- mail:wangjianchao8099@126.com.