車間縱向減振器失效對列車動力學(xué)性能影響

田華彬， 陸 超， 徐騰養(yǎng)， 郭兆團

(1.廣州鐵路職業(yè)技術(shù)學(xué)院 鐵道機車教研室, 廣東 廣州 510430; 2.西南交通大學(xué) 牽引動力國家重點實驗室, 四川 成都 610031)

引言

車間縱向油壓減振器一般縱向安裝于兩車之間，常用于鉸接車輛或高速動車組兩相鄰車端之間，如：法國TGV、瑞典X2000、中國CRH380A、日本新干線、國內(nèi)鉸接低地板車輛均在兩車之間安裝有車間縱向減振器，兩鄰車之間一般安裝2根車間縱向減振器。

車間縱向減振器主要作用就是抑制車體的搖頭和側(cè)滾運動，提高車輛動力學(xué)性能[1]，且這一結(jié)論在西南交大滾動試驗臺上得到了論證[2],安裝車間縱向減振器，可以有效抑制車體低頻(1～3 Hz)橫向運動。國內(nèi)也有一些學(xué)者對減振器展開了相關(guān)研究，如文獻[3]采用面向?qū)ο蟮慕＜夹g(shù)，分別建立了帶車間懸掛系統(tǒng)的5編組、3編組及單編組動力學(xué)模型，對高速列車平穩(wěn)性影響進行了研究；文獻[4]建立了帶車間減振器的100%低地板車輛模型，分析了其阻尼參數(shù)對列車性能影響；文獻[5-6]都通過動力學(xué)SIMAPCK軟件分別建立了CRH380A和CRH380B四動四拖8編組動力學(xué)模型，分析了加裝車間懸掛前后，其橫向平穩(wěn)性、磨耗指數(shù)、車體搖頭角等變化情況；文獻[7]對車輛減振器懸掛結(jié)構(gòu)進行了研究，指出可以利用發(fā)泡橡膠良好的耐老化、耐油性和耐壓縮永久變形性能，在減振器內(nèi)部使用發(fā)泡橡膠將油液與空氣進行隔離，可以有效避免減振器油液發(fā)生乳化，從而減少減振器失效故障發(fā)生；文獻[8]研究了中低速磁浮安裝車間懸掛的必要性，分析了安裝前后其平穩(wěn)性變化情況；文獻[9]通過試驗分析了兩種油液的減振器的低溫特性；文獻[10]基于Fluent軟件分析了不同溫度對減振器氣穴現(xiàn)象影響；文獻[11]基于AMESim軟件對減振器溫變特性建模方法進行了研究；文獻[12]通過減振器臺架試驗對某雙筒液壓減振器仿真模型進行了置信度檢驗。

本研究以我國某高速動車組車間縱向減振器發(fā)生異響這一項目為出發(fā)點，由于無法判斷該異響是否由車間減振器失效引起，也無法確定拆除車間減振器后進行試驗是否會影響行車安全，通過SIMPACK軟件建立了該高速列車動力學(xué)模型，通過仿真分析了車間減振器失效狀態(tài)下對車輛動力學(xué)性能產(chǎn)生的影響，為解決動車組車間縱向減振器異響提供了一定幫助。

1 動車組動力學(xué)模型

高速動車組是一個復(fù)雜的多體系統(tǒng)，不但有各部件之間的相互作用力和相對運動，而且還有輪軌之間的相互作用關(guān)系。因此，理論計算分析模型只能根據(jù)研究的主要目的和要求，對一些次要因素進行相應(yīng)的假定或簡化，而在對動力學(xué)性能影響較大的主要因素上盡可能作出符合實際情況的模擬。為了更好地模擬該高速動車組運行性能，建模時考慮了將車輛橫向運動和垂向運動耦合的數(shù)學(xué)模型。

本研究中動車組動力學(xué)模型為兩動一拖3編組模型，每輛車包括1個車體、2個構(gòu)架、2個牽引拉桿、4個輪對和8個轉(zhuǎn)臂節(jié)點。每輛車的自由度選擇如表1所示，每輛車車體、構(gòu)架、牽引拉桿、輪對各取縱向、垂向、橫向、搖頭、點頭、側(cè)滾等6個方向自由度，轉(zhuǎn)臂只有點頭方向1個自由度，即每輛車有62個自由度，整個3編組動力學(xué)模型有186個自由度。車輛動力學(xué)模型如圖1所示，其基本參數(shù)和關(guān)鍵參數(shù)如表2所示。

圖1 我國某高速動車組動力學(xué)計算模型

表1 該高速動車組每輛車自由度

表2 動車組基本參數(shù)和關(guān)鍵參數(shù)

在該高速列車建模的非線性輪軌關(guān)系研究中，輪軌接觸幾何參數(shù)被認(rèn)為是輪對橫移量的非線性函數(shù)，包括車輪滾動半徑、車輪橫斷面曲率半徑、接觸角、輪對側(cè)滾角、軌頭橫斷面曲率半徑。由于車輪和鋼軌可以具有任意外形，輪軌接觸幾何參數(shù)很難直接表示為輪對橫移量的顯函數(shù)形式，只能表示為輪對橫移量的數(shù)表，而中間值則采用線性插值來計算。

本研究計算工況：車輛穩(wěn)定性為直線+500 m激擾，計算動車組車輛蛇行臨界速度；車輛平穩(wěn)性和舒適性為直線+武廣線實測軌道譜，計算其垂向、橫向平穩(wěn)性及乘坐舒適性；車輛安全性為曲線(曲線半徑7000 m+超高180 mm)+武廣線實測軌道譜，計算其輪軸橫向力、脫軌系數(shù)、輪軌垂向力、輪重減載率等指標(biāo)。

2 車間縱向減振器失效對車輛穩(wěn)定性影響

車輛穩(wěn)定性主要考察車輛在直線上能否安全運行。動車組穩(wěn)定性主要通過車輛蛇行臨界速度來體現(xiàn)，其臨界速度越大，表明其穩(wěn)定性越好。動車組實際臨界速度的計算方法為：首先給定一段有限長的實際軌道隨機不平順激擾樣本函數(shù)，讓列車運行在不平順軌道上并激發(fā)其振動；然后讓列車運行在理想光滑軌道上，通過觀察系統(tǒng)的振動能否衰減到平衡位置，來判斷系統(tǒng)是否出現(xiàn)蛇行失穩(wěn)。如在某一車速下，系統(tǒng)的振動不再收斂到平衡位置，則這時的車速值即為系統(tǒng)的實際臨界速度。通過仿真研究可得，車輛在正常情況下，其蛇行臨界速度為425 km/h，此時其輪對橫向位移s情況如圖2所示；當(dāng)動車組車間縱向減振器全部失效后，其蛇行臨界速度依舊超過400 km/h，其蛇行失穩(wěn)x情況如圖3所示。通過兩種工況下蛇行臨界速度比較，說明車間縱向減振器對動車組穩(wěn)定性影響不大。

圖2 正常工況蛇行臨界速度時輪 對橫向位移

圖3 車間縱向減振器失效工況 動車組蛇行失穩(wěn)情況

3 車間縱向減振器失效對車輛平穩(wěn)性及舒適性影響

車輛平穩(wěn)性和舒適性主要是考察車輛運行品質(zhì)的關(guān)鍵指標(biāo)。用平穩(wěn)性指標(biāo)來評價車輛運行性能的方法在國際上得到廣泛應(yīng)用，主要用來考察車輛的運行品質(zhì)；而乘客乘坐舒適度則根據(jù)旅客對振動的敏感度進行評判。

仿真計算時先讓動車組在一段無激擾直線軌道上運行，然后在一段足夠長的不平順軌道上運行。車體加速度響應(yīng)數(shù)據(jù)的采樣從動車組運行一段距離后開始進行，數(shù)據(jù)的采樣、處理和分析方法及平穩(wěn)性指標(biāo)計算方法則根據(jù)《高速動車組整車試驗規(guī)范》進行，運行平穩(wěn)性的評價按照GB/T 5599—1985進行。

加速度測點選在1位或2位端枕梁上方距車體中心1 m車體地板面上。平穩(wěn)性測量時，每個速度級的采集時間取至少10～20段，每段18 s。車體振動加速度包含多個頻率成分，單一頻率的平穩(wěn)性指標(biāo)計算公式：

(1)

式中,Wi為平穩(wěn)性指標(biāo)；ai為振動加速度；fi為振動頻率，Hz；F(fi)為頻率修正系數(shù)。

舒適度測量時，每個速度級的采樣持續(xù)5 min，計算時以5 s為間隔，換算頻率加權(quán)后的縱向、橫向和垂向加速度有效值，頻率范圍為0.4～80 Hz，然后分別統(tǒng)計5 min測量時間內(nèi)各方向加速度有效值的95%分位點值,最后帶入簡化公式合成該5 min采樣段的舒適度值。UIC 513 定義的舒適度簡化計算方法的公式：

(2)

式中,NMV為舒適度指標(biāo)(NMVX，NMVY，NMVZ分別表示縱向、橫向和垂向舒適度分量)；a為加速度；Rd,Rb為加權(quán)曲線；XP95，YP95，ZP95為與界面及統(tǒng)計概率有關(guān)，X,Y,Z表示加速度傳感器縱向、橫向、垂向的敏度方向；P表示地板面；95表示分布概率分位點95%。

圖4～圖6表示動車組在正常及車間縱向減振器失效兩種工況下，對頭車、中間車、尾車橫向平穩(wěn)性Wy、垂向平穩(wěn)性Wz、乘坐舒適性NMV影響。相對于車輛正常情況下，車間縱向減振器全部失效后，其橫向平穩(wěn)性指標(biāo)增加率Gy、垂向平穩(wěn)性指標(biāo)增加率Gz、乘坐舒適性指標(biāo)增加率GMV， 如圖7～圖9所示。從圖4～圖9可以看出， 車間縱向減振器失效后， 橫向平穩(wěn)性、 乘坐

圖4 正常及車間縱向減振器失效工況 對橫向平穩(wěn)性影響

圖5 正常及車間縱向減振器失效工況 對垂向平穩(wěn)性影響

圖6 正常及車間縱向減振器失效工況 對乘坐舒適性影響

舒適性變差較嚴(yán)重，垂向平穩(wěn)性有輕微影響，中間車橫向平穩(wěn)性和乘坐舒適性變差情況比頭車和尾車嚴(yán)重，其中，中間車橫向平穩(wěn)性指標(biāo)增加率在5%～10%之間浮動(最大達9.2%)，頭車和尾車橫向平穩(wěn)性指標(biāo)增加率在2%～6%之間浮動(最大達5.4%)，中間車乘坐舒適性指標(biāo)增加率在10%～45%浮動(最大達44.3%)，頭車和尾車乘坐舒適性指標(biāo)增加率在5%～25%浮動(最大達24.9%)，但同一速度下，中間車橫向平穩(wěn)性和舒適性惡化情況比頭車和尾車嚴(yán)重， 舒適性整體惡化情況比橫向平穩(wěn)性嚴(yán)重。另外， 從圖7和圖9還可以發(fā)現(xiàn)，在動車組速度位于200～300 km/h時，頭車、中間車、尾車的橫向平穩(wěn)性、乘坐舒適性均受車間縱向減振器影響最大。

圖7 橫向平穩(wěn)性指標(biāo)增加率

圖8 垂向平穩(wěn)性指標(biāo)增加率

圖9 乘坐舒適性指標(biāo)增加率

4 車間縱向減振器失效后對車輛安全性影響

車輛安全性主要考察車輛通過曲線時能否安全運行。車輛以不同速度分別通過不同的線路工況，計算中考慮軌道的隨機不平順激擾，輸出各工況下的輪軌力，根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)相關(guān)規(guī)定來進行后處理得到相應(yīng)的安全性評價指標(biāo)，如脫軌系數(shù)、輪軸橫向力、輪軌垂向力、輪重減載率。脫軌系數(shù)指標(biāo)主要是考察車輛防止脫軌的能力，即考察車輛在線路條件、運用條件、車輛結(jié)構(gòu)參數(shù)和裝載等因數(shù)在最不利的組合下可能導(dǎo)致脫軌的可能性；輪軸橫向力是考察車輛過曲線時，車輪和軌道之間橫向作用力大小，輪軸橫向作用力越大，則車輛安全性越低；輪軌垂向力指標(biāo)主要考察車輛過曲線時，車輪與軌道之間垂向作用力大小；輪重減載率主要考察車輛過曲線時，是否存在由于一側(cè)車輪減載過大而導(dǎo)致脫軌。

根據(jù)UIC 518規(guī)定，脫軌系數(shù)D應(yīng)符合式(3)要求：

D=(Y/Q)2m≤0.8

(3)

式中，Y為爬軌側(cè)車輪作用于鋼軌上的橫向力；Q為爬軌側(cè)車輪作用于鋼軌上的垂向力；2 m表示2 m滑移平均。

輪軸橫向力應(yīng)符合式(4)要求：

∑Y2m≤10+P0/3

(4)

式中， ∑Y2m(輪軸橫向力2 m滑移平均)和P0(靜軸重)以kN單位表示。

輪軌垂向力應(yīng)符合式(5)要求：

Q≤Qlim=Q0+90

(5)

式中，Qlim為輪軌垂向力極限值，kN；Q0為靜輪重，kN。

同時，輪軌垂向力Q還應(yīng)滿足不同速度下的極限值要求：對于Vlim≤160 km/h，Qlim≤200 kN;對于160 km/h300 km/h，Qlim≤160 kN。

當(dāng)Vlim≤160 km/h時：

K≤0.65 (準(zhǔn)靜態(tài))

(6)

當(dāng)Vlim>160 km/h時：

K≤0.8 (動態(tài))

(7)

圖10～圖13分別表示與正常情況下比較，車間縱向減振器在失效后，頭車、中間車、尾車輪軸橫向力Y、輪軌垂向力Q、脫軌系數(shù)D、輪重減載率K的變化情況。車間縱向減振器失效后，頭車、中間車、尾車的安全性指標(biāo)分別變化都不大，這說明車間縱向減振器對輪軸橫向力、輪軌垂向力、脫軌系數(shù)、輪重減載率影響較小。

圖10 正常及車間縱向減振器失效工況 對輪軸橫向力影響

圖11 正常及車間縱向減振器失效工況 對輪軌垂向力影響

圖12 正常及車間縱向減振器失效工況 對脫軌系數(shù)影響

圖13 正常及車間縱向減振器失效工況 對輪重減載率影響

5 結(jié)論

本研究基于SIMPACK建立了我國某高速動車組兩動一拖三編組動力學(xué)模型，仿真分析計算了車間縱向減振器在失效狀態(tài)下，對車輛動力學(xué)性能產(chǎn)生的影響，為解決動車組車間縱向減振器異響及異常提供了一定幫助，研究表明：

(1) 車間縱向減振器對動車組穩(wěn)定性影響較小，其失效不會對車輛穩(wěn)定性造成太大影響，不影響行車安全，即可以通過拆除車間減振器線路試驗來驗證該異響是否由減振器引起；

(2) 車間縱向減振器對動車組橫向平穩(wěn)性及乘坐舒適性影響較大，對垂向平穩(wěn)性影響較小；

(3) 不論頭車、中間車還是尾車，同一速度下，車間縱向減振器對乘坐舒適性的影響均大于對橫向穩(wěn)定性的影響；

(4) 中間車橫向穩(wěn)定性和乘坐舒適性受車間縱向減振器影響大于頭車和尾車，其中，頭車和尾車橫向平穩(wěn)性指標(biāo)最大增加率為5.4%，舒適性指標(biāo)最大增加率約25%，中間車橫向平穩(wěn)性指標(biāo)最大增加率約10%，舒適性指標(biāo)最大增加率約45%；

(5) 在動車組速度位于200～300 km/h時，頭車、中間車、尾車的橫向平穩(wěn)性和乘坐舒適性受車間縱向減振器影響均最大；

(6) 車間縱向減振器對輪軸橫向力、輪軌垂向力、脫軌系數(shù)、輪重減載率影響較小。