軌道車輛一系懸掛定位剛度對一次蛇行的影響

高程程，王勇，黃立，魏博文

(西南交通大學 牽引動力國家重點實驗室，四川 成都 610031)

0 引言

由軌道水平不平順引起的機車車輛橫向滾擺耦合振動[1]對車輛運行的平穩性有重要影響，而一系定位剛度在車輛橫向滾擺耦合振動激勵的傳遞上起到至關重要的作用[2]。因此有必要從一系定位剛度的角度研究一次蛇行特性。

國內學者對一次蛇行進行了大量的研究。張洪從模態參數識別角度，探究車輛系統出現低頻振動的原因[3]。池茂儒等研究了轉向架蛇行運動對軌道車輛平穩性的影響，探究了車輛晃動的原因[4]。

本文在前人研究的基礎上，通過SIMPACK建立CRH3型車動力學模型，對不同一系定位剛度下車輛的轉向架蛇行運動頻率進行仿真計算，同時仿真不同一系定位剛度下軌道車輛平穩性、車體橫向振動加速度及車輛振動主頻，探討在保證轉向架不失穩的前提下，通過調節一系定位剛度來實現對車體一次蛇行運動失穩的抑制。

1 整車非線性動力學模型

利用SIMPACK仿真軟件對車輛系統進行建模和求解。由于本文主要研究一次蛇行問題，因此忽略彈性變形，將輪對、構架和車體考慮為剛體。整車模型自由度如表1所示，其中輪對垂向和側滾運動是非獨立運動。

表1 模型各部件及其自由度

構架和輪對通過一系懸掛連接，主要部件有一系轉臂節點定位裝置、一系垂向減振器、一系鋼彈簧等。車體和構架通過二系懸掛連接，主要部件有抗蛇行減振器、二系橫向減振器、橫向止檔、空氣彈簧等。模型坐標采取鐵道坐標系，軌道激勵采用實測武廣譜。

為準確復現實際車輛的運行狀況，整車動力學模型考慮了輪軌接觸非線性特性和懸掛元件非線性特性，如輪軌接觸非線性和蠕滑非線性、抗蛇行減振器非線性和橫向止擋非線性等。建立CRH3型高速列車多剛體整車系統仿真模型，如圖1所示。

圖1 CRH3型高速列車多剛體整車系統仿真模型

2 一次蛇行運動失穩機理

一次蛇行運動失穩就是鐵道車輛系統中存在的典型的頻率俘獲現象[5]，本節依據線路試驗分析相關數據，分析車體固有頻率和轉向架蛇行頻率的相互俘獲關系。

某高速客運專線個別區段發生的車體短時間的晃動現象具有明顯的一次蛇行特征，依據GB/T 5599—2019機車車輛動力學性能評定及實驗鑒定規范[6]，在軸箱上方構架端部布置測點，車體垂向、橫向振動加速度測點對角布置在1位、2位轉向架中心偏向車體一側1000mm的車內地板上，列車運行速度為300km/h。

對失穩較嚴重的2位平穩性測點的橫向振動加速度信號做短時傅里葉變換(STFT)，得到列車在運行全程時的時頻圖，如圖2所示。顯然，車體的橫向振動能量集中在1.5Hz附近，車體振型主要為1.5Hz附近的搖頭和上心擺，這是影響平穩指標的最主要原因。

圖2和圖3分別給出了線路上一次蛇行時1位、2位轉向架橫向振動加速度信號的FFT。由圖可得，前后兩個轉向架的蛇行頻率均為1.5Hz，可知線路上發生一次蛇行時轉向架的蛇行頻率和車體的振動主頻一致，車體和轉向架之間出現了振動同步。

圖2 1位轉向架橫向振動頻譜圖

圖3 2位轉向架振動頻譜圖

通過對試驗數據的分析可知，一次蛇行是由于轉向架蛇行頻率被車體懸掛模態頻率(主要是上心擺頻率，為1.5 Hz)所俘獲造成的。

3 一系定位剛度對蛇行運動頻率的影響

轉向架蛇行運動頻率受到諸多因素的影響，為了直觀地展現一系定位剛度對轉向架蛇行運動頻率的影響，在SIMPACK中將抗蛇行減振器失效，排除抗蛇行減振器的影響，然后通過在SIMPACK中更換不同類型和里程的踏面文件，實現了輪軌接觸等效錐度0.04～0.40的變化，改變模型中車輛系統的一系定位縱向定位剛度KPx和一系橫向定位剛度KPy，速度取300km/h。一系定位剛度對轉向架蛇行頻率的影響如圖4所示。

圖4 一系定位剛度對轉向架蛇行頻率的影響

結合圖4各圖可以看出，在同一輪軌接觸等效錐度和同一一系橫向定位剛度下，隨著一系縱向剛度的增加，轉向架蛇行頻率逐漸減小，且減小的趨勢逐漸平緩；同樣，在同一輪軌接觸等效錐度和同一一系縱向定位剛度下，隨著一系橫向剛度的增加，轉向架蛇行頻率也逐漸減小；并且等效錐度從0.04～0.40，相同一系定位剛度及運行速度下的轉向架蛇行運動頻率明顯變大，當一系縱向剛度較小時，這種增加趨勢更明顯。

4 定位剛度對一次蛇行的抑制作用分析

由第3節分析可知，車輛系統的一系懸掛定位剛度參數設置對轉向架的蛇行運動頻率有較大的影響，結合第2節中的分析，車體一次蛇行運動失穩是由于轉向架的蛇行運動頻率被車體的懸掛模態頻率俘獲所引起的同步振動所導致的[5]。因此，可以初步判斷，通過改變一系懸掛定位剛度參數，改變轉向架蛇行運動頻率，可以實現抑制車體一次蛇行失穩。

衡量車體是否發生一次蛇行失穩現象，需要從多個維度來看。車體橫向平穩性指標是一個關鍵且可以量化的指標參數，再結合車體橫向振動加速度的諧波陣型和振動頻率即可以判斷車體是否發生一次蛇行失穩。因此本節主要分析在不同等效錐度的工況下，車體橫向平穩性指標與一系懸掛定位剛度參數的關系，并結合車體橫向振動的波形來確認定位剛度對車體一次蛇行運動失穩的影響。

圖5為不同等效錐度下的車體1位平穩性測點橫向運行平穩性與一系定位剛度之間的關系。

圖5 一系定位剛度對平穩性的影響

由圖5可知，在等效錐度較小時(等效錐度0.04、0.10)，隨著一系縱向剛度的逐漸增加，平穩性指標先減小后增大；隨著一系橫向剛度的增加，平穩性指標逐漸減小。相比于一系縱向剛度，一系橫向剛度對平穩性的影響較小，且等效為0.10時，車輛能獲得足夠平穩性的一系定位剛度范圍更廣。在等效錐度較大時(等效錐度0.20、0.40)，隨著一系縱向剛度的逐漸增加，平穩性指標先迅速減小后趨于穩定，當一系縱向剛度繼續增加時，其對平穩性影響不大，且此時車輛平穩性基本不隨一系橫向剛度的增加而變化。

僅僅從平穩性指標結果無法確定車體是否發生了一次蛇行運動失穩，因此下面從轉向架和車體橫向振動的角度分析車輛系統是否發生了一次蛇行運動失穩。取2個平穩性指標較大時的典型工況進行研究。

取等效錐度為0.04、一系橫向剛度為10 MN/m、一系縱向剛度為80 MN/m，仿真分析此時車體橫向振動加速度的信號(經過0.5～5Hz的帶通濾波)和車輛的振動頻率，如圖6所示。

由圖6(a)可知，此時車體橫向振動加速度幅值最大達到0.1g，車體橫向振動劇烈，且對比圖6(b)、圖6(c)，車體與轉向架振動主頻都在1.5 Hz左右，此時轉向架的蛇行運動頻率被車體的懸掛模態俘獲，發生了車體一次蛇行運動失穩。

圖6 車體橫向振動加速度信號和車輛振動主頻

取等效錐度為0.40、一系橫向剛度為10 MN/m、一系縱向剛度為10 MN/m，仿真分析此時轉向架橫向振動加速度的信號和轉向架及車體的振動主頻，如圖7所示。

由圖7(a)可知，此時轉向架橫向振動的加速度符合GB5599—2019中“加速度峰值有連續6次以上達到或超過8 m/s2時，判定轉向架失穩”[6]的標準規定，車輛發生了二次蛇形失穩。且對比圖7(b)、圖7(c)，車體振動主頻在1.8Hz附近，而轉向架的振動主頻在5Hz附近，二者頻率相差較大不存在頻率俘獲現象，此時雖然車體平穩性指標較差，但并非是一次蛇行運動失穩。

圖7 轉向架橫向振動加速度信號和車輛振動主頻

綜合分析圖4、圖5(a)及圖6可以發現，小等效錐度下，一系縱向定位剛度較大的車輛容易發生一次蛇形失穩，平穩性差，且此時轉向架蛇行頻率在1.5Hz左右，這與第2節分析一致，可以通過改變一系懸掛定位剛度參數以改變轉向架蛇行運動頻率的方式，避免轉向架蛇行運動頻率被車體的懸掛模態頻率俘獲所引起的振動同步[5]，可以實現抑制車體一次蛇行失穩運動的目的。同理，綜合分析圖4、圖5(d)及圖6可知，大等效錐度下，一系縱向定位剛度較小的車輛容易發生二次蛇形失穩，也會導致車輛的平穩性差。

5 結語

從綜合試驗數據及仿真結果可以看出：一次蛇行是由于轉向架蛇行頻率被車體懸掛模態頻率所俘獲而造成的[5]，合理選擇一系定位剛度參數，能夠有效抑制小錐度車輛車體的一次蛇行運動失穩，且不會引起轉向架的二次蛇行運動失穩。小錐度車輛應該選取較小的一系縱向和橫向定位剛度，適當提高一系定位剛度，可以兼顧車體一次蛇行運動穩定性和轉向架二次蛇行運動穩定性；大錐度車輛發生車體一次蛇行失穩的風險較低。為了更好地提升轉向架二次蛇行運動穩定性，應該選取較大的一系定位剛度。