車下有源懸吊設備與車體耦合振動研究

田向陽

（中鐵第四勘察設計院集團有限公司，武漢 430063）

隨著我國高速動車組多項關鍵技術在引進消化吸收再創新戰略下取得重大突破，各型高速動車組的運行速度也逐步提高，為確保高速列車運行的安全性和平穩性，復雜的車下懸吊設備與車體耦合振動的影響也越來越受到重視。目前，我國高速動車組均采用動力分散式結構，車下設備艙安裝有牽引變流器、換氣裝置和冷卻風機等多種有源設備，它們的旋轉不平衡質量會產生慣性力，在車輛高速運行中，與車輛耦合作用，會對車輛動力學性能產生重要影響[1–5]。

為研究車下有源懸吊設備對車體振動特性的影響，不能采用傳統多剛體系統動力學建模方法，而應采用車體與車下設備的剛柔耦合動力學模型進行研究。薛麗輝等利用振動模態測試分析系統研究了某25型車的柴油發電機組對車內地板振動影響，并提出了能提高運行舒適度的改進方案[6]；王憶佳等開展了車下有源振動設備對車體振動影響的試驗研究，分析了換氣裝置旋轉動不平衡對換氣裝置和車體振動的影響，對比分析了除塵前后換氣裝置和車體振動加速度的變化情況[7]；袁志揚研究了納米加工設備內部主動減振技術的應用和發展[8]。針對車下有源振動設備與車體耦合振動的研究在我國才剛剛起步，國內外針對車下有源懸吊設備與車體耦合振動特性相關研究相對較少，大多都是基于線路試驗實測數據的分析，數據量非常有限。為深入分析車下有源設備與車體耦合振動特性規律，開展相關仿真分析研究非常必要。通過建立有源車下設備與彈性車體的剛柔耦合動力學模型，研究分析有源設備與車體耦合振動特性和傳遞規律，可為改進車輛參數設計提供依據。

1 研究背景

我國高速動車組均采用動力分散式設計，車下設備艙內具有多種設備，其中牽引變壓器冷卻風機、車廂換氣系統、空調系統、牽引電機冷卻風機等設備內部含有旋轉結構，稱為有源設備。這些設備在長期線路運營過程中，由于灰塵累積和線路振動沖擊等原因，導致旋轉部件產生偏心質量，另外，設備在上線之前，由于加工工藝缺陷和安裝過程中的裝配誤差也會產生偏心質量，偏心質量在高速旋轉過程中會產生不平衡離心力。離心力一方面會加劇設備和車體振動，影響車輛動力學性能；另一方面，離心力所造成的沖擊易導致旋轉件軸承的磨損，造成懸掛結構產生疲勞裂紋甚至斷裂，嚴重時可能導致安全事故。

本文重點研究不平衡質量對設備和車體振動的影響以及有源設備的減振措施，由不平衡質量偏心所引起的離心力大小可表示為

式中M——不平衡塊的質量

e——偏心距離

n——工作時中心軸的轉速

基于我國某型高速動車組車下設備振動線路試驗，研究有源設備工作時與車體耦合振動問題。

分別對比測試了旋轉設備在除塵前和除塵后的設備以及車體的振動特性。數據分析結果如圖所示。

圖1為風機在清理灰塵前后車內地板面風機正上方垂向振動加速度的時域圖。

圖1 除塵前后車體內地板垂向振動時域圖

從圖中可以看出，風機在除塵前和除塵后兩種狀態下，車體地板面垂向振動有所減小，但單從時域信號還無法確定振動的衰減是否由風機不均衡量所引起，為此對除塵前后的振動時域信號進行FFT變換分析，得到結果如圖2所示

從頻域圖中可以看出，影響車體振動的主要包含五個頻率，其中52.46 Hz所對應振動幅值明顯高于其余四種頻率的幅值；風機在清理灰塵之后，頻域信號顯示主要頻率依舊為這五種，但其中52.46 Hz所對應振動幅值明顯降低，僅為除塵前的11.7%，而52.46 Hz與設備艙內旋轉風機工作時的頻率52.5 Hz剛好對應。因此，從時域信號和頻域信號綜合分析可以看出旋轉設備的不平衡質量所引起振動對車體地板面垂向振動影響明顯，旋轉設備不平衡質量的增大是車體地板面振動異常的主要原因。

圖2 除塵前后車體內地板垂向振動加速度頻譜圖

2 車輛系統剛柔耦合動力學模型

歐拉伯努利梁車體模型是理論研究模型，能從數學模型上體現車輛系統中各部件之間的相互關系，但歐拉梁模型無法反映復雜車體結構在考慮彈性振動效應下的真實響應。為此，本文基于我國某型高速動車組，建立三維剛柔耦合車輛系統動力學模型，在模型中考慮車體彈性，分析車下懸吊設備和彈性車體的耦合振動特性。用有限元軟件建立彈性車體模型，采用質量疊加法模擬車輛整備狀態的真實質量分布。在本次剛柔耦合動力學模型中，只考慮車體柔性，其余部件均視為剛性體。通過有限元軟件計算出彈性車體的模態結果和子結構文件，結合多體動力學軟件SIMPACK的接口程序FEMBS生成彈性體輸入文件（FBI），然后配置相關特征信息，最終生成彈性車體的標準輸入文件（SID），整個剛柔耦合模型建立過程流程如圖3所示。

圖3 剛柔耦合動力學模型生成流程

為研究半主動控制系統對車下設備和車體耦合振動特性的影響，本次車下設備只采用一個大質量設備，車輛系統模型中還包含1個彈性車體、2個構架，4個輪對，8個轉臂，即車輛系統由14個剛體和1和彈性體組成。其中每個構架和輪對包含6個自由度，轉臂軸箱只包含一個點頭自由度，車下設備包含3個自由度。整個車輛系統包含44個剛體自由度和30階的彈性車體自由度。車輛系統動力學方程為

式中M、C、K分別為車輛系統的質量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣；x為坐標向量；為車輛系統的懸掛非線性力和輪軌非線性力，Te為軌道不平順激擾作用于車輛系統的力。

2.1 模型可靠性驗證

依據表1參數，建立三維剛柔耦合動力學模型。為對模型合理性進行試驗驗證，以下針對我國某型高速動車組滾振臺測試結果和仿真結果進行對比，驗證剛柔耦合動力學模型中仿真計算中的合理性和正確性，試驗滾振臺如圖4所示。

表1 車下設備和車體參數設置

圖4 滾動振動試驗臺測試車輛

車輛系統懸掛模態對比如表2所示，總體上仿真模型和試驗模型能較好吻合。

表2 車體系統主要自振頻率對比

在300 km/h速度下對比分析振動時間歷程曲線和頻譜特性特性曲線，從圖5和圖6可以看出，加速度幅值變化趨勢基本一致，頻域特性在低頻范圍內呈現規律基本一致。

圖5 車體中部垂向振動時域圖結果對比

圖6 車體中部垂向振動頻譜圖結果對比

綜上分析，仿真計算結果能夠較真實反應車輛實際振動情況，滿足工程應用要求。

3 仿真分析

基于線路試驗實測數據和車輛設計參數，建立車下有源旋轉設備的剛柔耦合動力學仿真模型，仿真模型如圖7所示。

為驗證模型可靠性，設置不平衡量為5 g?m，運行速度設置為300 km/h，采用武廣軌道譜作為軌道隨機激勵，仿真得到風機正上方車體振動結果如圖8所示：

從圖中可以看出，風機正上方車體振動明顯，時域信號經傅立葉變換之后，可以看出52.5 Hz下振動明顯，與試驗數據很好吻合。

圖7 有源車下設備動力學仿真模型

3.1 轉動不平衡量的影響

從線路試驗數據分析可知，不平衡質量對車下設備和車體振動影響較大。為進一步研究不平衡質量對有源設備和車體耦合振動特性的影響，本節仿真分析在不同速度等級下，不平衡質量與車下有源旋轉設備和車體振動之間的關系。仿真分析結果如圖9所示。

從風機不均衡質量與設備和車體的振動大小關系可以看出，圖9(a)中在風機不均衡量從0增加到30 g?m過程中，當車輛速度為100 km/h時，風機正上方車體振動均方根從0.083 m/s-2增加到0.294 m/s-2，振動幅值增加了2.54倍；當車輛速度為300 km/h時，風機正上方車體振動均方根從0.174 m/s-2增加到0.335 m/s-2，振動幅值增加0.93倍。隨著風機不均衡量的增大，風機上方車體垂向振動加劇，且增加幅度呈先慢后快的趨勢。車輛在不同速度等級下，車體地板面振動隨著不平衡量增加的變化趨勢基本一致，當不平衡量較小時，速度差異所造成車體振動差異較大，但隨著不平衡量的繼續增加，因速度不同而造成車體的振動差異越來越小，說明不平衡質量的增大是引起車體地板面異常振動的主要原因。從圖9(b)可以看出，風機的不均衡量與設備振動基本呈線性變化關系，且在風機工作狀態固定的情況下，速度對設備本身振動影響較小。

圖8 風機正上方車體垂向振動

3.2 隔振措施分析

由線路試驗分析可知，車下有源旋轉設備的除塵操作能夠在一定程度上減少不平衡質量所引起的設備振動和車體局部振動，但車輛在日常檢修維護過程中，因為設備艙內空間有限，拆裝設備復雜，部分設備要求無水絕緣環境，因此很難做到對車下旋轉設備的定期清潔維護。因此對有源設備很有必要選取合理的懸掛參數和設計多級隔振系統。

3.2.1 懸掛參數匹配

彈性懸掛系統的減振效果明顯優于剛性連接，但前提是選取合理的懸掛參數，否則可能惡化設備和車體的彈性振動[9]。對于懸吊設備常采用的橡膠彈簧而言，剛度和阻尼比是重要影響參數。通過仿真模擬不同懸掛剛度情況下，設備和車體振動情況，結果如圖10所示。

從懸掛剛度對設備和車體振動影響的分析結果可以看出，在圖10（a）中，風機正上方車體振動隨著懸掛剛度的增大而加劇，懸掛剛度從0.05 MN?m-1增加到0.55 MN?m-1過程中，設備上方車體振動均方根從0.169 m?s-2增加到0.592 m?s-2，說明隨著懸掛剛度的增加，旋轉設備的振動能量更多地傳遞到車體地板面。

從圖10（b）可以看出，懸掛剛度的增加對設備本身振動影響較小，說明不平衡量是造成旋轉設備振動的主要原因，與上節結論一致。圖10（c）為懸掛剛度與車體中部振動關系分析結果，在剛度增加過程中，車體中部垂向振動呈現緩慢增加后急劇增大的趨勢，表明風機等有源設備對車體振動的影響主要表現為設備正上方的局部振動，但懸掛參數的惡化也會導致車體地板振動范圍的擴大。

同理，模擬分析在不同阻尼比值的情況下旋轉設備和設備上方車體振動加速度均方根變化規律。分析結果如圖11所示：

從圖11可以看出，隨著懸掛裝置阻尼比的增大，風機正上方車體垂向振動呈先減小后增大的趨勢，且最優懸掛阻尼比區間為0.03～0.05。從縱坐標車體振動幅值變化量可以看出，有源旋轉設備懸掛阻尼對車體振動的影響明顯小于懸掛剛度的影響。橡膠產品的出廠阻尼比范圍為0.05～0.15，因此本模型中設置橡膠彈簧阻尼比為0.05。

3.2.2 兩級隔振系統

以上研究為旋轉設備基于單級隔振下的減振效果分析，即旋轉設備與車體地板面的設備吊座通過懸掛結構直接相連，若在旋轉設備與車體之間增加一個框架結構，使得設備與框架彈性連接，框架與車體再彈性連接，形成兩級隔振系統。結構裝配示意圖如圖12所示。

圖9 風機不均衡量與設備和車體振動關系

圖10 剛度對車體和設備振動的影響

圖11 不同阻尼比下車體垂向振動

對比分析單級隔振系統和兩級隔振系統對抑制車體振動的效果。仿真分析結果如圖13所示。

圖12 有源車下設備兩級隔振示意圖

從圖13中單級隔振和兩級隔振下車體振動分析結果可知，兩級隔振方案對車體橫向振動影響較小，而對車體垂向振動效果顯著，在速度為250 km/h時，兩級隔振方案較單級隔振方案，車體振動幅值減小26%。

風機振動如圖14所示，從圖中可以看出，無論是風機的橫向振動還是垂向振動，采用兩級隔振方案后，設備振動均有所增加，且橫向振動隨速度增加變化明顯，垂向振動幾乎不受速度改變的影響。

4 結語

（1）旋轉設備積灰等因素所產生的不平衡量是造成旋轉設備振動的主要原因，且振動會通過懸掛節點傳遞到車體，清灰操作能改善車體振動，但高速動車組在運營過程中很難做到有源旋轉設備定期清灰處理。仿真計算驗證并分析了旋轉設備不均衡量對車體振動的影響規律，對車輛參數設計和動力學評估具有一定指導作用，具有工程應用價值。

（2）彈性懸掛方案下懸掛剛度和阻尼比對車體振動的影響，隨著剛度的增加，有源設備的振動逐漸傳遞到車體，當剛度大到一定程度，等效于剛性連接，車體振動惡化。本模型中，最佳阻尼比為0.05。

（3）研究兩級隔振方案對車體和設備的影響規律。研究發現兩級隔振方案能夠有效降低車體垂向振動，橫向減振不明顯。在速度為250 km/h時，車體振動幅值減小26%，而兩級隔振方案會導致設備振動有所增加。因此在不影響設備正常工作性能前提下，對車下大質量設備可適當采用兩級隔振方案，優化車輛動力學性能。

圖13 設備上方車體振動加速度均方根

圖14 旋轉設備振動加速度均方根

[1]周春平，賀小龍.吊掛設備對高速列車垂向舒適度影響[J].噪聲與振動控制，2017，37(2)：70-74.

[2]汪群生，曾京，魏來，等.車下懸吊設備不均衡振動對車體振動的影響[J].鐵道學報，2017(2)：24-31.

[3]TAEHYUN S，PRADHEEP C.Improvement of vehicle roll stability by varying suspension properties[J].Vehicle System Dynamics,2011(49):129-152.

[4]HAMIDREZAB,CHRISTOPHERM,FARIDG.Development of a systematic and practical methodology for the design of vehicles semi-active suspension control system[J].Vehicle System Dynamics,2010(48):567-585.

[5]吳會超，鄔平波，曾京，等.車下設備對車體振動的影響[J].交通運輸工程學報，2012(5)：50-56.

[6]薛麗輝，廉有利，王大海.車下有源設備振動測試分析[J].大連交通大學學報，2012(6)：31-36.

[7]王憶佳，曾京，吳會超，等.車下有源振動設備對車體振動影響的試驗研究[J].現代制造工程，2013(9)：50-54+58.

[8]袁志揚.主動減振系統技術在納米加工設備上的應用及發展[J].精密制造與自動化，2012(3)：9-12.

[9]石懷龍，鄔平波，羅仁.高速動車組彈性車體和設備耦合振動特性[J].西南交通大學學報，2014(4)：693-699.