高速動車組懸掛參數優化研究

崔利通，李國棟,，宋春元,，王安國，李曉峰，羅 仁

(1.中車長春軌道客車股份有限公司 國家軌道客車工程研究中心轉向架研發部，吉林 長春 130062；2.西南交通大學 牽引動力國家重點實驗室，四川 成都 610031)

異常振動是高速動車組比較常見的動力學問題，也是影響車輛運行安全性和平穩性的關鍵問題[1-2]。對某型動車組自投入運營以來出現過的動力學故障問題進行匯總，如圖1所示。其中影響車輛運行平穩性的異常振動問題包括車輛晃動和車體抖動問題，影響車輛運行安全性的問題包括車輛抖動、車輛局部振動以及車輪多邊形問題。文獻[3] 針對車體低頻橫向晃動的影響因素進行研究，提出避免車輛晃動的方法。針對構架橫向加速度報警問題，文獻[1，4-5]分別從車輛和鋼軌角度進行研究，通過優化車輛參數和鋼軌打磨解決報警問題。針對車輪多邊形問題，文獻[6-8]研究多邊形的形成機理、對車輛的影響以及控制措施。

圖1 動車組動力學故障問題匯總

本文針對某型動車組出現的異常抖動問題進行研究，分析抖動問題的根本原因，并通過懸掛參數優化提升動車組動力學性能，以保證車輛運行安全性和平穩性。

1 異常振動現象

某型動車組在線路上運行時車體出現明顯的抖動現象，車輛橫向平穩性指標[9-10]超過2.5，如圖2所示。此時構架橫向振動加速度[9-10]經0.5～10 Hz濾波，幅值接近0.6g(g為重力加速度，1g=10 m/s2)，已達到預報警限值，如圖3所示。對應平穩性指標偏大位置，在0.5～10 Hz范圍內枕梁和構架橫向振動主頻均為7.2 Hz單一頻率，二者振動趨勢相同，如圖4所示。

圖2 某動車組橫向平穩性指標

圖3 某動車組構架橫向振動加速度(Y-0.5～10 Hz濾波)

圖4 抖動時刻構架、枕梁橫向振動頻譜

2 原因分析

2.1 普查測試

通過對在線運營的某型動車組運行平穩性進行普查測試，發現出現異常振動問題的車組車輪鏇修后走行里程主要集中在20萬km以上，振動現象發生在某些線路的個別區段，見表1。

表1 2015—2016年車體抖動車組統計

對異常振動車組車輪踏面外形進行測試，與實測抖動線路鋼軌廓形匹配計算實際UIC 519等效錐度λ[11]。在輪對橫移量3 mm處等效錐度最大值達到0.48，均值達到0.38，且在輪對橫移0～3 mm范圍內等效錐度出現明顯負斜率增長，如圖5所示。

圖5 抖動車組與實測抖動線路鋼軌匹配

與實測未抖動線路鋼軌廓形匹配，在輪對橫移量3 mm處等效錐度最大值為0.305，均值為0.19，在輪對橫移0～3 mm范圍內呈正斜率增長，如圖6所示。

圖6 抖動車組與實測未抖動線路鋼軌匹配

文獻[12-13]對非線性輪軌接觸幾何特征參數開展專項研究，提出評價等效錐度變化的非線性參數NP。NP代表輪對橫移量為2～4 mm之間等效錐度變化率，即

(1)

考慮輪軌間隙的影響，對NP進行修正，即

(2)

當(TG-FG)≥7 mm時，yλ=3 mm

當5 mm≤(TG-FG)<7 mm時，

(3)

當(TG-FG)<5 mm時，yλ=2 mm

式中：TG為軌距；FG為輪背間距。

λ和NP值的大小影響車輛穩定極限環的分叉形式和車輛臨界速度，如圖7所示。隨著λ值的增大和NP值的減小，車輛臨界速度逐漸降低。

圖7 λ和NP值對車輛分叉形式和臨界速度的影響

根據式(2)、式(3)計算得到某動車組在抖動線路上的NP值為-0.08，未抖動線路NP值為0.016，如圖8所示。當車輛在抖動線路上運行時，輪軌接觸關系惡劣，車輛穩定臨界速度降低。

圖8 抖動線路與未抖動線路NP值對比

2.2 故障再現

根據動車組的結構參數和懸掛參數建立多體系統動力學仿真模型，并將實測車輪踏面外形和實測抖動線路鋼軌廓形代入模型中進行相關計算，仿真模型如圖9所示。

圖9 動力學仿真模型

當車輛以標準運營速度運行時，構架端部發生明顯的諧波振動，加速度幅值達到0.6g，振動主頻集中在5.5～7.5 Hz，如圖10所示。車體同步發生明顯的諧波振動，加速度幅值達到0.075g，振動主頻集中在5.5～7.5 Hz，如圖11所示。橫向平穩性指標在車速為200 km/h時達到2.75，在250 km/h時達到3.0，如圖12所示。仿真再現了該動車組在線運行時的異常振動現象。

圖10 構架橫向振動仿真分析結果(0.5～10 Hz濾波)

圖11 車體橫向振動仿真分析結果(0.5～10 Hz濾波)

圖12 橫向平穩性指標

2.3 原因分析

通過大量車組平穩性和踏面外形普查測試以及仿真分析可知，該型動車組在線運行出現車體抖動的根本原因來源于輪軌接觸不良。當輪軌匹配等效錐度(輪對橫移3 mm)達到0.4，且呈負斜率增長時，轉向架蛇行運動將產生較大輪軌橫向力[13]，二系懸掛未能有效衰減這部分能量，致使振動傳遞至車體，引起車體產生同頻率抖動現象。該問題的表象為車體抖動，但其根本問題是車輛穩定性問題。

3 參數優化

3.1 提高車輛運行穩定性的方法

國內外學者對軌道車輛橫向運行穩定性的影響因素進行了大量理論研究和試驗研究，結果表明提高車輛蛇行運動穩定性的方法主要有以下幾點[1-2,14-15]：

(1)合理選擇抗蛇行減振器參數。

(2)合理選擇軸箱定位剛度。

(3)合理選擇二系橫向減振器參數。

(4)合理選擇車輪踏面等效錐度。

車輪踏面等效錐度隨車輪磨耗逐漸增大，且與線路狀態相關，為非完全受控因素，因此為提高某型動車組在車輪磨耗后期輪軌匹配關系惡化時的車輛穩定性，仿真分析主要針對(1)～(3)進行參數優化。

3.2 車輛運行穩定性線性優化分析

對車輛非線性系統動力學仿真模型進行線性化處理，通過懸掛模態計算，分析車輛主要懸掛參數對車輛系統最小阻尼比的影響。

(1)抗蛇行減振器參數優化

根據仿真計算結果，增大抗蛇行減振器阻尼和剛度可以提高大等效錐度下的橫向穩定性，如圖13所示。

圖13 抗蛇行減振器阻尼和剛度優化

(2)軸箱定位剛度參數優化

根據仿真計算結果，增大軸箱縱向和橫向定位剛度，有利于大等效錐度工況下的橫向穩定性，如圖14、圖15所示。

圖14 軸箱縱向定位剛度優化

圖15 軸箱橫向定位剛度優化

(3)二系橫向減振器參數優化

根據仿真計算結果，較大的二系橫向減振器剛度和阻尼能夠滿足橫向運動穩定性要求，如圖16所示。

圖16 二系橫向減振器阻尼和剛度優化

根據以上懸掛參數優化結果，同時考慮新輪狀態下車輛低錐度晃車問題[3]，結合車輛現有懸掛參數，重點對抗蛇行減振器進行深度優化，如圖17～圖19所示。綜合考慮抗蛇行減振器剛度和阻尼對新輪和磨耗輪狀態下車輛臨界速度、構架橫向振動加速度以及橫向平穩性的影響，確定抗蛇行減振器新參數。

圖17 抗蛇行減振器參數對臨界速度的影響

圖18 抗蛇行減振器參數對構架橫向加速度的影響

圖19 抗蛇行減振器參數對橫向平穩性的影響

3.3 抗蛇行減振器動態參數

抗蛇行減振器性能參數分為靜態和動態參數，均可通過臺架試驗獲得實際數據。

當減振器活塞桿以不同速度V按照固定幅值S進行往復拉伸和壓縮，可得到減振器力-位移曲線，該曲線也稱為示功圖，通過示功圖可以得到減振器力-速度曲線。一般在S=12.5 mm或S=25 mm條件下得到的力-速度曲線稱為減振器靜態參數，如圖20所示。

圖20 抗蛇行減振器靜態參數示意圖

動車組在線運行時，除小曲線及道岔區段，抗蛇行減振器實際工作位移在±5 mm以內，且隨著車輪磨耗的增加工作頻率逐漸增大，與轉向架蛇行頻率保持一致。因靜態參數是指大位移下的減振器性能特征，測試頻率偏低，遲滯效應不明顯，不能代表減振器實際工作狀態，因此需要得到減振器在小幅運動時不同頻率下的力-位移曲線，進而得到剛度-頻率曲線和阻尼-頻率曲線，稱為減振器動態參數，動態參數更能反映減振器的實際性能。目前抗蛇行減振器動態理論模型普遍采用Maxwell模型，臺架測試方法采用掃頻法，計算方法采用BS EN 13802[16]標準中規定的方法，即

(4)

式中:kd為動態剛度，kN/m；d0為減振器位移幅值，m；F0為減振器阻力幅值，kN; φ為阻尼力-位移的相位角。

(5)

式中:cd為動態阻尼，kN·s/m；f為激勵頻率，Hz。

利用掃頻的方法對優化前后的抗蛇行減振器進行臺架試驗，相比于原參數減振器，新參數減振器高頻下的動態剛度和動態阻尼均得到明顯提升。如圖21所示。

圖21 優化前后抗蛇行減振器動態特性參數對比(1 mm幅值)

3.4 車輛動力學性能預測

將新參數抗蛇行減振器實測動態特性作為輸入條件進行多體系統動力學仿真，預測動車組動力學性能，并與原參數車組進行對比，如圖22～圖26所示。在車輪磨耗后期輪軌匹配關系惡化時，采用新參數抗蛇行減振器的動車組在250 km/h運行條件下安全性和平穩性均得到明顯提升，等效錐度上限值可由0.38提高至0.5；臨界速度由280 km/h提高至368 km/h；構架端部橫向振動加速度幅值明顯減小，諧波頻次也顯著降低。

圖22 原車狀態等效維度上限預測

圖23 裝用新參數抗蛇行減振器等效錐度上限預測

圖24 磨耗輪狀態車輛臨界速度預測

圖25 磨耗輪狀態構架橫向加速度預測

圖26 裝用新參數抗蛇行減振器平穩性指標預測

4 線路試驗驗證

將試制新抗蛇行減振器產品在某型動車組上試裝并與原參數車組進行線路跟蹤對比試驗。

4.1 車輪踏面磨耗對比

對比裝用不同抗蛇行減振器且長期運行在相同線路的動車組磨耗后期的車輪踏面外形，裝用新參數減振器車組與原參數車組相比無明顯差異，如圖27所示。鏇修周期內等效錐度(與標準CN60鋼軌匹配)、滾動圓磨耗量、踏面凹陷量增長趨勢以及最大磨耗位置分布基本相同，如圖28所示。說明新參數抗蛇行減振器并未顯著影響車輪磨耗。

圖27 磨耗后期車輪踏面外形對比

圖28 車輪踏面磨耗趨勢對比

4.2 車輛運行穩定性對比

在車輪磨耗后期，相同運行線路條件下原參數車組構架端部橫向振動加速度出現明顯的連續性諧波，幅值達到0.6g；裝用新參數抗蛇行減振器車組為非連續性諧波，幅值為0.4g。裝用新參數減振器車組構架橫向振動能量遠小于原參數車組，車輛運行穩定性得到顯著提高，如圖29、圖30所示。

圖29 構架橫向振動加速度對比

圖30 構架橫向振動加速度時頻對比

4.3 車輛運行平穩性對比

在車輪磨耗后期，相同運行線路條件下原參數車組橫向平穩性指標已超過2.5；裝用新參數抗蛇行減振器車組小于2.5，車輛運行平穩性得到顯著提高，如圖31所示。

圖31 平穩性指標對比

4.4 新參數抗蛇行減振器動態力

對新參數抗蛇行減振器進行標定，在活塞桿布置應變片，測試車輛在不同狀態下減振器作用力的響應情況，如圖32所示。在車輪磨耗后期，當構架橫向出現0.4g諧波振動時，減振器作用力也出現同頻率諧波振動，幅值在10 kN左右，如圖33、圖34所示。在該頻率下實測減振器的F-S曲線如圖35所示，圍成的面積即為減振器在一個周期內的阻力功，利用積分法[17]可得阻力功約為5 J。

圖32 新參數減振器標定

圖33 構架橫向振動加速度諧波(0.5～10 Hz濾波)

圖34 諧波時刻新參數減振器動態力響應頻率

圖35 諧波時刻新參數減振器實測F-S曲線

5 結論

(1)某型動車組在線運行時部分區段出現車體異常振動現象，其根本原因為車輪在磨耗后期對線路比較敏感，當線路條件相對較差時輪軌匹配接觸不良，轉向架蛇行運動產生較大輪軌橫向力，二系懸掛未能有效衰減這部分能量，致使振動傳遞至車體，引起車體產生同頻率抖動現象。

(2)仿真表明，提高軸箱定位剛度、增大抗蛇行減振器、橫向減振器的動態剛度和動態阻尼可提高該型動車組在車輪磨耗后期運行穩定性。結合該型動車組實際情況，通過深入優化抗蛇行減振器能夠保證新輪和磨耗輪狀態下車輛穩定性和平穩性要求。

(3)線路試驗表明，采用新參數抗蛇行減振器不會對車輪磨耗造成不利影響，且能夠在車輪磨耗后期顯著提高車輛運行穩定性和平穩性，確保車輛安全運營，進一步驗證了仿真優化的結果。