載重卡車對馱背運輸車運行平穩性影響分析

魏洪亮，李曉峰

(1.中車齊齊哈爾車輛有限公司，黑龍江 齊齊哈爾 161000；2.大連交通大學 交通運輸工程學院，遼寧 大連 116028)

近年來，隨著我國鐵路貨運載重與速度的不斷提高，貨運列車在軌道不平順激勵下運行的平穩性問題越發受到關注.馱背運輸車作為公鐵聯運的重要載體，在我國發展歷程尚短，其中貨運列車較為復雜，需要考慮載重卡車與列車之間振動耦合作用影響.開展馱背運輸車振動特性分析，對確保列車正常運行及后續改進具有重要意義.

目前，已有眾多國內外學者針對列車平穩性問題進行大量研究：曹輝等[1]視車體為兩端自由均質等截面歐拉-伯努利梁，建立考慮車體彈性的高速列車垂向剛柔耦合動力學模型，在頻域內研究彈性效應下的振動特性及其傳遞關系.鄒逸鵬等[2]通過建立高速磁浮列車的垂向動力學模型，開展行駛速度、軌道不平順波長、車重和懸浮架重以及一二系懸掛參數對于平穩影響研究.趙家舵[3]采用虛擬激勵法和辛數學方法建立虛擬簡諧載荷作用下車輛-軌道耦合系統的低自由度運動方程，并進行平穩性指標優化.顏永風等[4]基于多體動力學仿真分析了減振器阻尼系數和彈簧垂向剛度對跨座式單軌游覽車運行平穩性影響，并為減振器阻尼系數和彈簧垂向剛度的選取提供了依據.姜雪嬌等[5]采用在系統外將車體柔性化的建模方法建立C80B型敞車剛-柔耦合動力學模型，并進行動力學性能仿真計算.汪群生等[6]提出一種非線性動力學仿真模型的建立方法，并仿真得到兩類鉸接式列車在不同工況下的動力學參數.張文龍等[7]利用仿真手段分析了30 t軸重貨車的動力學性能.陳雷等[8]對120 km/h貨車動力學性能進行了全面比較分析.Sergio M等[9]提出了車輛-軌道耦合動力學模型的建立方法，并對某型車輛運行穩定性進行動力學分析及試驗研究.Dumitriu M等[10]對軌道不平順條件下鐵路車輛運行穩定性進行了研究，通過仿真獲得了某型鐵路車輛一級懸架橫向剛度和二級懸架橫向阻尼最佳值.Schupp G等[11]提出了一種計算鐵道車輛非線性臨界速度的方法，并對車輛系統穩定性和分岔特性進行研究.

從以上文獻可以看出，目前軌道車輛動力學系統大多采用將模型大幅度簡化的多體動力學體系進行隨機振動仿真計算[12-13]，對于定量預測車輛結構的隨機振動分布尚難以實現，只能在樣機造出之后，通過現場測試得到相關數據，周期長、消耗大.對于馱背運輸車的研究在我國尚處于起步階段，可利用和參考的數據不多，特別是與公路半掛車的協同研究還相對較少.因此，本文將有限元法與隨機振動的高效算法(虛擬激勵法[14-15])結合，提出一種適用于馱背運輸車的隨機振動分析法，并利用該方法對載重卡車引起的車輛在空、重車工況120 km/h運行速度下各子結構橫向和垂向加速度功率譜及運行平穩性進行分析.該方法不必對軌道車輛結構做太多簡化，可直接采用有限元法建模，以有限元自由度作為隨機分析自由度進行隨機振動求解，進而解決傳統動力學分析計算效率低下的問題.

1 核心算法

1.1 動力學模型建立方法

模型直接采用有限單元法建模，由于馱背運輸車輛主體結構和附加結構剛度差別較大，有效模態低頻區段不統一，現分別對主體結構和附加結構在各自的低頻段實施振型分解，然后將各部件通過耦合關系聯成一體，既可以保證有效頻率范圍，又最大限度提高計算效率.

馱背車各子結構有限元動力學方程為：

(1)

考慮車輛系統在運行過程中受到多點完全相干平穩隨機激勵，建立馱背運輸車輛系統各子結構的有限元動力學方程組：

(2)

式中，下標c、t、b、w、v、r分別表示車體、中部底架、構架、輪對、卡車及軌道.利用各子部件模態矩陣對式(2)進行降階，最終馱背運輸車輛系統各子部件動力學方程組轉換成模態坐標下動力學方程組如式(3)所示：

(3)

式中，u*為軌道不平順.式(3)簡寫為如下形式：

(4)

1.2 虛擬激勵法的應用

利用虛擬激勵法，可以將軌道不平順在指定離散頻點上轉換為簡諧激勵，其中式(4)的軌道不平順u*，就可以假設為式(5)所示的形式：

(5)

式中，Sj(ω)為軌道不平順功率譜，其中j分別代表了垂向、橫向的軌距不平順，ω是激勵的頻點，t=[t1,t2,…,t8]是馱背運輸車8個輪對先后經過激勵點的時延矢量，與各輪對之間距離和運行速度有關.結合式(4)和式(5)，可得到虛擬激勵作用下的虛擬響應：

(6)

式中，H(ω)=(-ω2MX+iωCX+KX)-1是系統的頻響函數，I是指示矩陣.進而得到節點位移功率譜和加速度功率譜：

(7)

1.3 運行平穩性評價方法

我國鐵路采用Sperling平穩性指標進行車體的平穩性評價.如果隨機響應的上、下截止頻率為fu和fl，Δf=(fu-fl)/N，采樣頻率fk，其中N為采樣數.

fk=fl+(k-0.5)Δf,(k=1,2,…,N)

(8)

頻率成分fk的振動加速度幅值：

(9)

代入Sperling平穩性指標中可得：

(10)

式中，F(fk)為頻率修正系數，Sa為加速度功率譜，fk為加速度功率譜對應頻率.對貨車而言，平穩性指標小于3.5時等級為優，在3.5～4.0時等級為良好.

2 運行平穩性影響分析

2.1 工況介紹

本文在對鉸接式馱背運輸車進行基于美國6級譜隨機激勵作用下整車系統動力學分析的基礎上，進一步探究載重卡車對車輛平穩性影響.其工況主要由空車工況和重車工況兩種組成.空車工況時，馱背車不裝載裝置；重車工況時，馱背車裝載一輛公路廂式貨車，貨車及貨物總重量為49±2 t.由于高速狀態下列車的振動特性能夠反應列車系統的主要振動特征，因此本文針對馱背車在最高運行速度120 km/h下的工況進行平穩性分析.

2.2 分析結果

2.2.1 車體凹底架

圖1為車體凹底架結構路徑選取示意圖.選取沿車體縱向的3條路徑上的全部 節 點， 分 別 為凹底架中間、下側邊和側梁上端.按照所選取的路徑分別分析載重卡車對馱背車車體端部底架的動力學行為影響.

圖1 凹底架路徑選取示意圖

表1為車體在空、重車工況120 km/h運行速度下橫向、垂向加速度功率譜與平穩性指標最大值比較結果.從表中可知，在橫向上，同路徑在空、重車工況下功率譜分布及最大值差別較大，其中路徑2的重車工況的功率譜最大值相較于空車工況減少83.8%(如圖2(a))，重車工況的橫向加速度功率譜相較于空車工況有較大幅度降低.在垂向上， 路 徑 2 和 3 在 重 車 工況下功率譜最 大 值大于空車工況的最大值，最大達13.0%(如圖2(b))，其峰值主要分布在18 Hz附近，且集中在結構中間.

表1 不同工況加速度功率譜及平穩性指標最大值

(a) 凹底架路徑2橫向功率譜

圖3為車體凹底架運行平穩性圖.從圖中可知，在橫向上，重車工況平穩性指標均在空車工況之下.雖然路徑1和路徑2重車工況加速度功率譜最大值相較于空車工況有較大幅度下降，但橫向平穩性指標變化不大.路徑3的重車工況在前15 m橫向平穩性指標小于空車工況，之后逐漸大于空車工況.49 t載重卡車使馱背車車體凹底架下端和側梁橫向振動有一定幅度減小，使凹底架尾部有一定幅度增大.垂向上，雖然路徑2和路徑3重車工況的垂向加速度功率譜最大值大于空車工況，但凹底架3條路徑重車工況的垂向運行平穩性指標整體小于空車工況.

(a)路徑1

2.2.2 車體端部底架

圖4為車體端部底架路徑選取示意圖.選取路徑1為端部底架上蓋板沿縱向選取的一列節點，路徑2為端部底架中間位置沿橫向選 取 的 一列節點.按照所選取的路徑分別分析載重卡車對馱背車車體端部底架動力學行為影響.

圖4 端部底架路徑示意圖

表2為端部底架加速度功率譜及運行平穩性指標最大值信息表.從表中可知，在橫向上，重車工況下路徑1在頭部區域12 Hz附近有加速度功率譜峰值出現，之后沿路徑向尾部峰值逐漸減小，在尾部區域無明顯峰值(如圖5(a))，而路徑2分布均勻，無明顯衰減現象.重車工況橫向加速度功率譜最大值均大于空車工況，其中路徑1大幅高出126.3%， 路徑2也高出22.2%.在垂向上， 空車工況路徑1和路徑2加速度功率譜在3 Hz附近峰值均沿縱向均勻分布，路徑1重車工況與空車工況垂向加速度功率譜最大值相差約2.0%， 而 路 徑2則達到-34%(如圖5(b))，重車工況大幅小于空車工況.路徑2重車工況垂向加速度功率譜在18 Hz附近位于兩端區域有峰值出現，而在中間區域無明顯峰值出現，說明載重卡車會引起馱背車車體端部底架縱向中部兩端區域高頻垂向振動.

表2 端部底架加速度功率譜及運行平穩性最大值

(a)端底架路徑1橫向功率譜

圖6為端部底架在橫向和垂向上平穩性比較結果.從圖中可知，在橫向上，雖然路徑1重車工況橫向加速度功率譜最大值大幅高于空車工況，但其橫向平穩性指標僅在頭部區域高于空車工況，1 m之后區域逐漸小于空車工況橫向平穩性指標.在垂向上，車體端部底架兩條路徑重車工況運行平穩性指標整體小于空車工況，其中，路徑1空、重車垂向運行平穩性在頭部區域相差較小，越靠近尾部相差較大，而路徑2在兩端相差較小，在中間相差較大.

(a) 路徑1

2.2.3 車體中部底架

圖7為車體中部底架路徑選取示意圖.選取路徑1為中部底架上蓋板中間沿縱向選取一列節點，路徑2為中部底架中間沿橫向選取一列節點.按照所選取路徑分別分析載重卡車對馱背車車體端部底架動力學行為影響.

圖7 中部底架路徑示意圖

表3為中部底架加速度功率譜及運行平穩性指標最大值信息.從中可知，在橫向上，空車工況路徑1和路徑2橫向加速度功率譜峰值出現在17 Hz附近，在3 Hz和11 Hz附近也有小峰值出現.重車工況下路徑1和路徑2功率譜峰值僅在17 Hz附近出現峰值.重車工況橫向加速度功率譜最大值均遠大于空車工況，分別高出896.7%和876.9%(如圖8(a)).在垂向上，路徑1空車工況和重車工況垂向加速度功率譜峰值均集中在19 Hz附近，路徑兩端在21 Hz附近有峰值出現(如圖8(b)).路徑2垂向加速度功率譜峰值也均主要集中在19 Hz附近，且沿路徑各節點加速度功率譜基本無變化.路徑1和路徑2重車工況垂向加速度功率譜最大值均高于空車工況最大值，增幅分別為17.7%和15.9%.

表3 中部底架加速度功率譜及運行平穩性最大值

(a) 中底架路徑1橫向功率譜

圖9為中部底架在橫向和垂向上平穩性比較結果.圖中可知，在橫向上，重車工況中部底架路徑1和路徑2運行平穩性與空車工況基本保持一致，均呈一條直線，橫向平穩性指標均處于相同水平，說明中部底架橫向振動以剛體橫向振動為主，且路徑1和路徑2的重車工況橫向平穩性指標整體大于空車工況.在垂向上，重車工況下路徑1垂向平穩性指標在兩端與空車工況基本相同，從路徑兩端向中間逐步小于空車工況.

3 結論

本文以馱背運輸車為研究對象，將有限元法與虛擬激勵法相結合，提出一種隨機振動分析方法，并利用該方法分析120 km/h速度下49 t載重卡車對馱背車運行平穩性影響，得到如下結論：

(1)載重卡車使馱背車凹底架下端和側梁的橫向及垂向振動均有一定幅度減小，使凹底架尾部橫向振動有一定幅度增大.橫向平穩性指標最大值為3.425，處于凹底架邊梁上部，等級為良好.垂向平穩性指標最大值為3.373，處于凹底架下端，等級為良好.整體橫向和垂向平穩性均優于空車工況；

(2)載重卡車將使馱背車端部底架頭部區域12 Hz附近橫向振動和縱向兩端區域18 Hz附近垂向振動加劇，橫向與垂向平穩性指標最大值分別為2.908和3.319，發生位置均處于端底架中部縱向區域，等級均為優.重車工況下，僅橫向平穩性指標在頭部區域略高于空車工況(約2%)，其他區域橫向和垂向平穩性均優于空車工況；

(3)載重卡車使馱背車中部底架橫向和垂向振動能量峰值均大于空車工況，最大差值達896.7%，發生于中部底架上蓋板沿縱向方向17 Hz附近.重車工況橫向平穩性指標整體大于空車，最大值為2.926，位于中底架縱向區域，垂向平穩性指標在兩端與空車大致相同，最大值為3.073，位于中底架縱向區域.橫向和垂向平穩性等級均為優.