新型磁浮車動力學仿真分析

汪科任， 羅世輝， 宗凌瀟， 馬衛華

(1. 西南交通大學 牽引動力國家重點實驗室，成都 610031； 2.中鐵十一局集團有限公司，武漢 430061)

新型磁浮車動力學仿真分析

汪科任1， 羅世輝1， 宗凌瀟2， 馬衛華1

(1. 西南交通大學 牽引動力國家重點實驗室，成都 610031； 2.中鐵十一局集團有限公司，武漢 430061)

為探究新型磁浮列車的動力學特性，利用SIMPACK軟件建立了其56自由度的中低速磁浮車輛模型并進行相關仿真分析，并采用單懸浮架模型進行了乘坐舒適性試驗驗證。仿真結果表明：新型磁浮列車能夠實現140 km/h在直線段穩定運行，車體橫向加速度小于0.2 m/s2，車體垂向加速度小于0.5 m/s2，空載情況下能夠實現30 km/h通過半徑為50 m的彎道，車輛最大側滾角不足0.04 rad，車體最大橫向加速度小于1 m/s2，車體垂向加速度小于0.1 m/s2，懸浮間隙動態變化量最大僅為0.5 mm。 試驗結果表明：以140 km/h的速度運行，與乘坐舒適性密切相關的車體垂向加速度約為0.5 m/s2。

新型磁懸浮列車；走行機構；彈簧中置；SIMPACK軟件

磁浮列車因乘坐舒適、環境友好以及技術成熟等優點而具有較好的應用前景，其中主要以德國的高速TR系列與日本的中低速HSST系列為代表[1-2]。以HSST型為代表的中低速磁浮列車運用最為廣泛，如韓國仁川機場磁浮線、中國長沙磁浮線等。國內外學者亦對磁浮列車的動力學特性進行了大量相關研究，文獻[3]給出了利用SIMPACK建立多體動力學模型的方法，并用試驗驗證了該建模方法的可行性。文獻[4]建立了76自由度中低速磁浮車輛動力學模型，優化了車輛導向機構相關參數。文獻[5]建立了中低速磁浮動力學模型，并分析了懸浮控制系統、彈性橋梁的動態特性。文獻[6-7]研究了磁浮列車以不同速度通過橋梁時的動力學特性。然而以上磁浮車動力學模型均采用傳統的走行機構，如日本HSST型磁浮列車走行機構。以該走行機構為基礎設計的懸浮列車一般最大運行速度僅為100 km/h，其與傳統的地鐵、輕軌運行速度相當。同時傳統系列的走行結構通常較為復雜，設有迫導向機構，其可能不利于輕量化設計。加之減振空簧通常布置在懸浮架四端，不利于懸浮架之間的解耦等。針對以上問題本文設計了一種新型磁懸浮走行機構，該結構不僅能以更高的速度穩定運行，同時具有相對較輕的質量，滿足在滿載工況下通過半徑為50 m的彎道，可在一定程度提高中低度磁浮列車的市場競爭力。以下是對該走行機構的具體說明。

1 新型磁浮系統走行機構設計方案

為簡化走行機構，新型磁浮列車單節車采用3懸浮模塊的結構[8]，新型轉向架與傳統的轉向架不同之處：每個懸浮模塊取消了迫導向機構；采用單抗側滾梁結構設計；車體與懸架之間的減震空簧采用中置的方式；每節車中間懸浮模塊中間滑臺與車體鉸接采用線性軸承結構形式，其余懸浮模塊滑臺與車體鉸接采用固接式。同時以功率更高的長直線電機取代傳統的短直線電機，提高了電機的牽引特性。以下為對各模塊的簡要說明。

1.1 單抗側滾梁設計

顧名思義，抗側滾梁主要作用為防止懸浮架在過彎時發生側滾，能夠實現較大線路的扭曲。傳統型磁浮采用呈”口”字形結構的前后端部雙抗側滾梁，而新型磁浮采用“工”字形單抗側滾梁中置的結構。其主要作用與傳統的抗側滾梁相似，如HSST型系列中低速磁浮列車。不同之處在于不僅結構更為簡單，而且能夠適應更大的曲線變化。

1.2 懸浮架解耦與線性軸承設計

傳統的懸浮架結構采用互相耦合的5模塊長編組走行機構，見圖1。當其過彎道時，模塊1、5支承車體的滑臺相對車體的橫移量最大，其次是模塊2、4的滑臺。由于空氣彈簧本身倒置，其復位能力較弱，所以其必將導致在過小曲線時采用迫導向機構才能順利過彎道。同時各模塊之間通過滑塊連接，該連接方式不僅不利于懸浮架之間的解耦，而且一旦其中一個模塊運動不正常將直接影響其它模塊的運動，最終的結果是嚴重影響懸浮列車的曲線通過能力，傳統型磁浮列車過曲線見圖2。而新型磁浮系統采用互相解耦的3模塊編組走行機構，各懸浮架之間相互獨立，見圖3。同時中間滑臺與車體的連接采用線性軸承，該連接方式可以釋放滑臺與車體之間的橫向自由度。當列車過曲線時，與車體之間產生較大橫移量的僅為中間懸浮架的空氣彈簧，同時由于滑臺1、3與車體之間采用固結的連接方式，不僅在過曲線時其連接點G基本保持在線路中心線上(見圖4)，系統具有更強的曲線通過能力。而且由于采用了大空氣彈簧正置的方式，當車輛過曲線時可利用空氣彈簧的剛度產生恢復力，所以可取消機械輔助導向裝置，簡化了機構。

1.3 單鐵控制器設計

帶控制器的磁浮模型是模擬磁浮列車動力學行為最為理想的模型[9]，然而早期的磁浮車輛動力學研究中通常將電磁懸浮力等效為彈簧阻尼力，如文獻[10-11]，但忽略懸浮控制器對電磁力主動調節作用的磁浮系統在懸浮穩定性、動態響應特性等方面與實際系系統存在較大差異[12]。考慮到懸浮系統的非線性特性，所以本文建立了磁浮列車單鐵非線性PID控制器

圖1 傳統型走行機構Fig.1 Traditional series running mechanism

圖2 傳統型懸浮架過曲線Fig.2 Passing the curve of traditional running mechanism

圖3 新型走行機構Fig.3 New type of running mechanism

圖4 新型懸浮架過曲線Fig.4 Passing the curve of new type of suspension frame

(1)

(2)

(3)

式中：R為電磁鐵電阻，L為平衡位置處電感，Ps，Pi為平衡位置處間隙系數和電流系數，ΔU為電磁鐵平衡位置處電壓的變化量，μ為真空磁導率，A為懸浮電磁鐵極面積，N為懸浮電磁鐵線圈匝數，IN、CN分別為平衡位置處懸浮電流與懸浮氣隙。在任意瞬時懸浮電磁鐵吸引力F為

(4)

在彎道時的橫向分力Fy與縱向分力Fz依據二維電磁力解析式[14]計算

(5)

(6)

式(4)中I為控制器瞬時電流，有I=IN+ΔI；式(5)中y為電磁鐵與導軌之間的橫向位移，W為磁極寬度。

圖5 觀測器結構Fig.5 Observer structure

2 動力學模型

2.1 車輛結構

在實際建模中需要對車輛結構進行合理的簡化和等效。新型磁浮單節車共有56個自由度，無特殊說明外各轉向架之間的運動學關系可參照文獻[4]。整車動力學模型見圖6。動力學模型部分參數見表1。

2.2 軌道不平順模型

磁浮線路幾何不平順是激勵車輛和軌道振動的主要外界干擾,所以合理的選取線路的軌道譜是必要的。

圖6 整車動力學模型 Fig.6 The vehicle dynamic model表1 整車模型部分參數Tab.1 Part model parameters of the vehicle

序號名稱端車/中間車1車體基本長度/mm9500/90002車輛基本長度/mm9850/97003車體基本寬度/mm28004車輛最大高度/mm≤35005車體自重/t16.36載重/t≤7.547懸浮模塊長度/mm28808單懸浮架自重/t2.49空氣彈簧垂向剛度/(kN·m-1)25010空氣彈簧橫向剛度/(kN·m-1)350

(7)

式中：f為空間頻率，m-1,A，B，C，D，E，F，G為軌道譜特征參數。在中低速磁浮示范線中，唐山中低速磁浮示范線具有較好的代表意義，所以這里參照式(7)并通過反演計算可得唐山磁浮線水平與垂向不平順分別如圖7和8所示。

圖7 軌道水平不平順譜Fig.7 The horizontal irregularity spectrum of the track

圖8 軌道垂向不平順譜Fig.8 The vertical irregularity spectrum of the track

3 新型磁浮列車數值仿真

為實現新型中低速磁浮列車早期的方案驗證，探討其在直線段與曲線段的動力學特性，從一定程度上驗證其是否滿足設計要求。借助動力學仿真軟件SIMPACK進行了相關動力學仿真，假設新型磁浮列車在混凝土復合梁上運行，這里將軌道作為剛性體處理，將軌道垂向不平順與水平不平順作為額定的外界激擾處理，采用圖7與圖8所示的不平順軌道譜。

3.1 直線段動力學特性仿真分析

假設懸浮列車起浮位置為軌道梁下端16 mm，系統平衡位置懸浮氣隙為8 mm。以整車的第二節單車為研究對象得出在140 km/h、空載工況下，新型磁懸浮列車懸浮間隙、車體橫向加速度、垂向加速度動態響應分別如圖9、10、11所示。由于懸浮模塊是左右對稱的，所以下面的所有仿真在無特殊說明的情況下僅以懸浮模塊右側的裝配來說明。

圖9 懸浮間隙Fig.9 Levitation gap

圖10 車體橫向加速度Fig.10 Lateral acceleration of car body

圖11 車體垂向加速度Fig.11 Vertical acceleration of car body

通過對圖9的分析可知，系統大約2 s左右便能達到穩定懸浮，超調量低于20%，考慮到仿真過程包括了系統的起浮動階段，所以可知系統具有較好的動態響應特性。由圖10分析可知，車體中心、車體前端、車體后端橫向加速度均小于0.2 m/s2，滿足橫向加速度小于1 m/s2的要求[17]。對圖11分析可知，車體中心、車體前端、車體后端垂向加速度在系統穩定后均低于0.5 m/s2，滿足垂向加速度向上附加速度小于0.5 m/s2，向下附加速度小于1 m/s2的要求[17]，當系統穩定后車體質心垂向加速度僅為0.2 m/s2，符合UTACV走行品質規范—車體質心垂向加速度低于0.05g的要求[10]。進一步的對車輛運行平穩性指標分析可知，車輛橫向平穩性指標W為1.59；車輛垂向平穩性指標W為1.61，參照表2所示的我國鐵道動力學GB 5599—1985平穩性評定等級標準，可知車輛橫向、垂向平穩性均達到了優秀的等級。

綜上可知，新型磁懸浮列車能夠實現在直線段以140 km/h的穩定運行，且具有較好的懸浮穩定性與較好的乘坐舒適性。

3.2 曲線段動力學特性仿真分析

由于直線段新型磁浮列車相關動力學特性3.1節已經進行了相關仿真分析，為更好的觀察車輛在彎道的通過特性，僅在彎道段加入圖7、8所示的軌道不平順。仿真條件：軌道全長290 m，其中曲線段入口處直線軌道線路長為40 m，緩和曲線線路長為60 m，彎道半徑為50 m，彎道線路長為100 m，彎道出口處緩和曲線長為60 m，直線段長為40 m，車速30 km/h，空載。

表2 車輛平穩性指標評定等級Tab.2 The vehicle stability index ranking

1)通過自主設計并加工的保溫容器作為液氮冷浸裝置，對不同含水飽和度的焦煤進行冷浸處理，煤樣處理前后的滲透率試驗結果表明，經液氮處理后的煤樣滲透率增加幅度隨含水飽和度增加成指數型增長，增加幅度為70.6%～1 254.9%。

單車仿真示意圖見圖12，新型磁懸浮列車中間模塊懸浮間隙動態響應特性見圖13。

圖13中，下端橫坐標為懸浮列車運行里程，上端橫坐標為對應的仿真時間。對圖13分析可知，系統在整個線路運動中，懸浮間隙相對平衡位置最大位移偏移量僅為0.5 mm，在半徑為50 m的彎道具有較好的懸浮穩定性。進一步分析，由于系統是往右進入緩和曲線見圖12，所以此時懸浮架往右側有一定的傾斜，左側(外側)懸浮架的懸浮間隙在進入緩和曲線線路段時懸浮氣隙由8 mm減小到7.5 mm，當進入半徑為50 m彎道時，懸浮間隙偏移量達到最大值0.5 mm，并在彎道路段保持不變；當列車駛出彎道進入緩和曲線路段時，左側懸浮架懸浮氣隙由7.5 mm增加到8 mm，當駛出緩和曲線路段進入直線路段時維持在平衡懸浮間隙8 mm保持不變。右側(內側)懸浮架道理與右側懸浮架相同，只是懸浮間隙的變化是相反的，這里不在贅述。

圖12 仿真示意圖Fig.12 The simulation diagram

圖13 懸浮間隙Fig.13 Levitation clearance

究其原因：當進入緩和曲線與彎道時由于懸浮架側滾是不可避免的，所以整個懸浮架會略微側滾，導致右側懸浮架位移略微向下移動，而左側懸浮架略微向上移動，所以出現了左懸浮架相對平衡位置略微上移，右側懸浮架相對平衡位置略微下移的現象。

車輛過曲線段側滾角動態特性見圖14。

圖14 車體側滾角Fig.14 Carbody roll angle

由圖14可知，車輛在通過半徑為50 m彎道時最大側滾角不到0.04 rad即2.29°，可知側滾角較小，單側抗側滾梁具有較好的抗側滾特性。

車輛過彎道車體橫向加速度與垂向加速度分別如圖15和16所示。

圖15 車體橫向加速度Fig.15 Carbody lateral acceleration

圖16 車體垂向加速度Fig.16 Carbody vertical acceleration

圖15分析可知，當車輛在整個290 m長線路運行過程中，車體橫向加速度最大值出現在列車剛駛入與駛出彎道半徑為50 m的曲線段時，最大橫向加速度絕對值約低于1 m/s2，符合車體橫向加速度最大值低于1 m/s2的要求。

圖16分析可知，在半徑為50 m的彎道上，車體垂向加速度約為0.2 m/s2，遠低于0.5 m/s2，符合顧客乘坐舒適性標準。進一步的對車輛運行平穩性指標分析可知，車輛橫向平穩性指標W為1.06；車輛垂向平穩性指標W為1.22，參照表2所示的鐵道動力學GB 5599—1985平穩性評定等級標準，可知車輛橫向、垂向平穩性均達到了優秀的等級。

相對于傳統型中低速磁懸浮列車，新型中低速磁懸浮列車在導向機構與空簧的設計上有很大的不同，所以以下對空簧與中間滑臺在列車過彎道時的相關動力學特性進行了相關仿真。圖17為模塊1、2、3中空簧橫向作用力動態特性，圖18為中間滑臺相對車體的橫向位移。

圖17 空氣彈簧橫向力Fig.17 Air spring lateral force

圖18 相對橫向位移Fig.18 The relative lateral displacement

由圖17分析可知，模塊1、3中右側空簧橫向力最大值均約為9 000 N，是由于模塊1、3中滑臺與車體之間采用固結的鉸接方式，所以在過彎道時空簧可為車體提供較大的橫向力來滿足過彎道的要求。模塊2中滑塊與車體采用線性軸承的鉸接方式，車體相對滑臺具有較大范圍的橫向移動，所以模塊2中空簧橫向力較小，約為400 N。進一步分析可知，在圖17曲線上升階段，同一時刻模塊3中空簧橫向力均大于模塊1中的空簧橫向力，是由與此時列車正處于緩和曲線段上，當列車從直線段進入緩和曲線后，隨著列車的運行，緩和曲線的曲率是增大的，而模塊3總是處于曲率更大的曲線段上，所以其需要更大的向心加速度才能維持列車的穩定運行，從而需要空簧提供更大的橫向力。在圖17曲線下降階段道理與上升階段類似，隨著列車從半徑為50 m的圓曲線進入緩和曲線段后，隨著列車的運行，曲率是減小的，所以同一時刻模塊1中的空簧橫向力是大于模塊3的。而當列車在半徑為50 m的圓曲線段運行的過程中，由于模塊1與模塊3所處曲線曲率相等，所以模塊1與模塊3中的空簧橫向力大小是相等的，均為9 000 N。同時可以發現，模塊1中空簧橫向力曲線相對模塊3的空彈簧橫向力曲線具有一段時間的滯后，恰好反映了模塊3中的空簧與模塊1中空簧的縱向間距。

從圖18可以看出此時中間滑臺相對車體橫向位移僅為23 mm，在可接受的范圍內。

綜上可知，在空載情況下新型磁懸浮列車能夠以30 km/h穩定通過半徑為50 m的彎道，平衡懸浮間隙變化量最大僅為0.5 mm，具有較好的乘坐舒適性與動力學特性。

4 試驗驗證

本節采用1：1單懸浮架模型進行試驗驗證。試驗對象如圖19所示。以特定的軌道不平順外界激勵來模擬時速140 km/h的運行情況，并對與乘坐舒適性相關的加速度進行了相關試驗驗證。

圖19 試驗現場Fig.19 Test site

其中測點1：托臂1；測點2：托臂2；測點3：F軌1；測點4：二級平臺；測點5：懸浮車體平臺，得出懸浮車體振動加速度、托臂1振動加速度分別如圖20和21所示。

圖20 懸浮車體振動加速度Fig.20 The acceleration of suspended carbody

圖21 托臂2振動加速度Fig.21 The acceleration of corbel 2

從圖20、21分析可知，以140 km/h速度運行時，采用新型走行機構的單懸浮架磁浮系統，車體與托臂2加速度并沒有發生突變現象，說明系統能夠實現較好的穩定懸浮；同時與乘坐舒適性密切相關的車體加速度最大值僅為0.5 m/s2，滿足垂向加速度低于1 m/s2的要求，同時車體垂向加速度試驗結果與仿真結果較為接近，進一步驗證了模型簡化的合理性。

5 結 論

為進一步提高中低速磁浮列車的綜合競爭力，本文提出一種全新的設計方案并得出以下結論：

(1) 新設計的中低速磁懸浮列車在直線線路段能夠實現140 km/h的穩定運行，具有較好的乘坐舒適性，滿足直線段的運行要求。

(2) 新設計的中低速磁懸浮列車在空載情況下能夠實現以30 km/h的運行速度順利通過半徑為50 m的彎道，且具有較好的乘坐舒適性與懸浮穩定性，滿足彎道段的運行要求。

[1] YAGHOUBI H, ZIARI H. Development of a maglev vehicle/guideway system interaction model and comparison of the guideway structural analysis with railway bridge structures[J].Journal of Transportation Engineering,2010, 137(2): 140-154.

[2] FUJIWARA O, WANG J, ISHIMOTO S. Environment Impact Assessment on the TOBU-KYURYO-LINE (HSST System) in Japan[C]//Proceedings of the 18th InternationalConference on Magnetically Levitated Systemsand Linear Drives Maglev. Atsugi, 2004: 632-635.

[3] 鄧永權，羅世輝，梁紅琴.基于SIMPACK的磁懸浮車輛耦合動力學性能仿真分析[J].交通運輸工程學報，2007，7(1)： 13-16.

DENG YongQuan, LUO Shihui, LIANG Hongqin. Simulation model of maglev couping dynamics performance based on SIMPACK[J]. Journal of Traffic and Transportation Engineering, 2007, 7(1): 13-16.

[4] 葉學艷，趙春發，翟婉明.低速磁浮車輛動力學建模與導向機構仿真分析[J].交通運輸工程學報，2007，7(3)： 7-10.

YE Xueyan, ZHAO Chunfa, ZHAI Wanming. Dynamics modeling of low-speed maglev vehicle system and simulation of its guidance mechanisms[J]. Journal of Traffic and Transportation Engineering, 2007, 7(3): 7-10.

[5] 翟婉明，趙春發.磁浮車輛/軌道系統動力學(Ⅰ)——磁/軌相互作用及穩定性[J].機械工程學報，2005，41(7)： 1-10.

ZHAI Wanming, ZHAO Chunfa. Dynamics of vehicle/guideway systems(Ⅰ)—magnet/rail interaction and system stability[J]. Chinese Journal of Mechanical Engineering, 2005, 41(7): 1-10.

[6] LEE J S, KWO S D, KIM M Y, et al. A parametric study on the dynamics of urban transit maglev vehicle running on flexible guide-way bridges[J]. Journal of Sound and Vibration, 2009, 3(28): 301-317.

[7] YAU J D.Vibration control of maglev vehicles traveling over a flexible guideway[J]. Journal of Sound and Vibration 2009, 3(21): 184-200.

[8] 趙志蘇，尹力明，羅坤.磁懸浮列車轉向機構運動分析與設計[J]. 機車電傳動，2000，6(4)： 10-13.

ZHAO Zhisu, YIN Liming, LUO Kun. Motion analysis and design for yawing mechanism of maglev vehicle[J]. Electric Drive for Locomotive, 2000, 6(4): 10-13.

[9] 趙春發，翟婉明.磁浮車輛軌道系統動力學(Ⅱ)——建模與仿真[J].機械工程學報，2005，41(8)： 163-175.

ZHAO Chunfa, ZHAI Wanming. Dynamics of maglev vehicle/guideway system(Ⅱ)—modeling and simulation[J]. Chinese Journal of Mechanical Engineering, 2005, 41(8): 163-175.

[10] REN S, ROMEIJN A, KLAP K. Dynamic simulation of the maglev vehicle/guideway system[J]. Journal of Bridge Engineering, 2009, 15(3): 269-278.

[11] SHI J, WANG Y J. Dynamic response analysis ofsingle-span guideway caused by high speed maglev train[J]. Latin American Journal of Solids and Structure, 2011, 8(3):

213-228.

[12] 洪華杰，李杰. 磁浮系統模型中用彈簧阻尼器替代控制器的等效性分析[J]. 國防科技大學學報，2005，27(4)： 101-105.

HONG Huajie, LI Jie. The analysis of the equivalence of substitution the controllers with the spring-dampers in maglev system model[J]. Journal of National University of Defense Technology, 2005, 27(4): 101-105.

[13] MEISINGER R.Control systems for flexible maglev vehicles riding over flexible guideyway[J]. Vehicle System Dynamics, 1975, 4(2/3): 200-202.

[14] BREZINA W, LANGERHOLC J. Lift and side force on rectangular pole pieces in two dimensions[J]. Journal of Applied Physics, 1974, 45(4): 1869-1872.

[15] ZHAO C F, ZHAI W M. Maglev vehicle/guideway vertical randomresponse and ride quality[J]. Vehicle System Dynamics, 2002, 38(3): 185-210.

[16] 張耿，李杰，楊子敬. 低速磁浮軌道不平順功率譜研究[J]. 鐵道學報，2011，33(10)： 73-78.

ZHANG Geng, LI Jie, YANG Zijing. Estimation of power spectrum density track irregularities of low-speed maglev railway lines[J]. Journal of The China Railway Society, 2011, 33(10): 73-78.

[17] 林志雄，周岱. 上海磁浮列車軌道梁系統簡述[J]. 中國鐵道科學，2003，24(1)：104-107.

LIN Zhixiong, ZHOU Dai. The system briefly of maglev-train track beam in Shanghai[J]. China Railway Science, 2003, 24(1): 104-107.

[18] 張衛華.機車車輛動態模擬[M].北京：中國鐵道出版社，2006:283-291.

[19] 梁鑫，羅世輝，馬衛華.基于相似原理的磁浮車橋耦合振動研究[J].鐵道科學工程學報，2014, 11(3)： 31-36.

LIANG Xin,LUO Shihui,MA Weihua.Study on coupling vibration of maglev vehicle-bridge based on the similarity theory[J].Journal of Railway Science and Engineering,2014, 11(3): 31-36.

Adynamicsimulationanalysisofnewmaglevtrains

WANG Keren1, LUO Shihui1, ZONG Lingxiao2, MA Weihua1

(1.Traction Power State Key Laboratory, Southwest Jiaotong University, Chengdu 610031, China;2. China Railway Eleven Bureau Group Co., Ltd., Wuhan 430061, China)

To explore the dynamic characteristics of the new type of maglev trains, a new model with 56 degrees of freedom was established and simulated, and a single suspension frame model was used as a test rig for ride comfort. The simulation results show that the new type of maglev train can be operated stably at the speed of 140 km/h on a straight line, the lateral acceleration of the car body is less than 0.2 m/s2; the vertical acceleration of the car body is less than 0.5 m/s2; the new type of maglev train can stably pass through a curve with the radius of 50 m at the speed of 30 km/h; the largest car body roll angle is less than 0.04 rad; lateral acceleration of the car body is less than 1 m/s2; vertical acceleration of car body is less than 0.1 m/s2; dynamic variation of levitation clearance is only 0.5 mm. The test results show that car body vertical acceleration related to ride comfort is about 0.5 m/s2at the speed of 140 km/h.

new type of maglev trains; running mechanism; dynamics simulation; ride comfort

國家重點研發計劃資助項目(2016YFB1200601-A03；2016YFB1200602-13)；國家重點實驗室自主研究課題(2016TPL_T03)

2016-09-23 修改稿收到日期： 2016-11-24

汪科任 男，博士生，1987年生

羅世輝 男，博士，教授，1964年生

E-mail：shluo@swjtu.cn

U270.11

A

10.13465/j.cnki.jvs.2017.20.005