吳忠發(fā),王文林,樊友權,陳文韜

(1.湖南聯(lián)誠軌道裝備有限公司,湖南 株洲 412001; 2.東莞理工學院 機械工程學院,廣東 東莞 523808)

引言

高速動車組在正常直線及曲線運行時,車廂之間存在相對運動,并且車輛在通過道岔、會車以及通過隧道時,橫向振動會加劇。車輛間減振器[1,2]用于輔助轉向架的一、二系懸掛來衰減列車車輛之間的相對運動,主要是相對橫擺、搖頭、和側滾。然而,一般來說車輛間減振器在通過約束車輛之間相對運動量、提高直線運動平穩(wěn)性的同時,也對轉向架產(chǎn)生了附加反力,從而導致輪軌橫向力、輪重減載率和脫軌系數(shù)上升,也就是說同時會惡化曲線通過性能。因此,研究車輛間減振器的阻尼特性及其對車輛動力學的影響,對后續(xù)車輛間減振器阻尼特性的動力學匹配、優(yōu)選以及減振器產(chǎn)品本身的優(yōu)化設計都具有重要意義。

在以往的研究當中,針對軌道交通車輛轉向架主懸掛油壓減振器的各類建模[3-5]、減振器參數(shù)對車輛動力學的影響[6-9]以及減振器阻尼特性的優(yōu)選優(yōu)化[10]方向開展的工作較多,近年來國內學者開展了車輛間減振器特性參數(shù)[11]和布置位置[12]對動車組的影響研究,但目前在車輛間減振器相關的研究中,還有很多工作需要推進,工程中尚存在諸如動車組車端橫向振動過大、減振器效果不佳,以及車輛間減振器產(chǎn)品本身的設計問題。

以國內某動車組車輛間減振器為研究對象,首先主要通過對其閥系流量-壓力特性進行建模,搭建了該減振器阻尼特性的參數(shù)化模型,并通過產(chǎn)品臺架實驗驗證了仿真和理論建模的正確性?；赟IMPACK平臺,構建了具有詳細車輛間懸掛的某動車組的多體動力學仿真模型,研究了車輛間減振器及其參數(shù)對動車組動力學包括會車響應的影響。所構建的車輛間減振器參數(shù)化模型、車輛多體動力學模型以及研究結果為后續(xù)該車輛間減振器阻尼特性的動力學優(yōu)選以及減振器產(chǎn)品的優(yōu)化設計奠定了基礎。

1 車輛間減振器的阻尼特性建模

某動車組車輛間減振器的結構如圖1所示。減振器拉伸時,活塞拉伸閥工作,同時底閥單向閥開啟補油;減振器壓縮時,活塞壓縮閥和底閥壓縮閥可協(xié)同工作。車輛間減振器安裝于車體和車鉤之間,其中在車鉤安裝端,減振器具有一個萬向活動關節(jié),使得減振器可以隨著車體的運動而自由活動該車輛間減振器采用了彈簧閥片式阻尼閥結構。

1.整體橡膠關節(jié) 2.防塵罩 3.活塞桿 4.骨架油封 5.外螺蓋 6.O形圈 7.格來圈 8.導座 9.活塞壓縮閥 10.活塞 11.活塞拉伸閥 12.鎖緊螺母 13.內缸筒 14.外缸筒 15.液壓油 16.氣囊 17.底閥單向閥 18.底閥體 19.底閥壓縮閥 20.螺釘 21.萬向活動關節(jié)

圖2綜合展示了該減振器活塞閥組件和底閥組件的結構爆炸圖以及各閥片堆的流體擠壓油膜壓力分布。結合彈性力學理論,在非均勻壓力分布作用下,閥片堆的變形量函數(shù)[7,13]可表示為:

(1)

圖2 車輛間減振器內部各阻尼閥的結構爆炸圖及其閥片堆的流體擠壓油膜壓力分布圖

式中,r,h——閥片半徑變量、閥片厚度,m

n——閥片編號

E——閥片彈性模量,Pa

p——減振器工作壓力,Pa

Ce——等效均布壓力修正系數(shù)

Cw——閥片彎曲系數(shù)

因此,結合圖1、圖2車輛間減振器及其閥系結構,可得出其閥系的流量-壓力特性方程為:

(2)

式中,Qvalve——閥系流量,m3/s

Cd1,Cd2——閥片堆閥口和常通阻尼孔的流量系數(shù)

rw1,rw2,rw3——活塞拉伸閥、活塞壓縮閥和底閥壓縮閥的自由半徑,m

A60——底閥常通阻尼孔的通流面積,m2

ρ——液壓油密度,kg/m3

x(t)——活塞桿相對于壓力缸筒的瞬態(tài)位移,m

pb——減振器儲油缸瞬態(tài)壓力,Pa

可表示為:

(3)

式中,Lt——活塞運動行程,m

pb0——減振器儲油缸初始充壓壓力,Pa

減振器拉伸和壓縮行程的阻尼力方程分別為:

(4)

(5)

式中,D,d——減振器活塞、活塞桿直徑,m

fc——減振器運動副總摩擦力,N

此外,減振器拉伸和壓縮行程的流量連續(xù)性方程分別為:

(6)

(7)

式中,Qloss——總損失流量,m3/s

基于所建立的參數(shù)化模型對車輛間減振器的阻尼特性進行了仿真,同時運用JS-30試驗臺對該型車輛間減振器產(chǎn)品進行了多輪試驗研究,如圖3所示。圖4顯示了減振器在全域速度點v=0.2 m/s時阻尼特性仿真與實驗結果的對比,v為減振器的振動速度,s為減振器的振動位移。圖4對比表明,所建立的車輛間減振器阻尼特性的參數(shù)化理論模型是正確的,具有相當?shù)念A測精確度。

圖3 車輛間減振器的臺架試驗

圖4 車輛間減振器在全域速度點v=0.2 m/s時仿真結果與試驗結果的對比

2 車輛間減振器阻尼特性對車輛動力學的影響

為了研究車輛間減振器阻尼特性對動車組的影響,基于SIMPACK平臺,構建了具有詳細車輛間懸掛的某動車組的多體動力學仿真模型,如圖5所示。其中車輛間懸掛包括車鉤緩沖器和車輛間減振器,車輛間減振器阻尼特性采用了上節(jié)所建立和試驗的簡化參數(shù)化模型。

圖5 某動車組的多體動力學模型

圖6顯示了車輛間減振器阻尼系數(shù)Cd對尾車車端橫向振動加速度AL和搖頭振動角加速度AY的影響。PSD_AL為尾車車端橫向振動加速度的功率譜密度,PSD_AY為尾車車端搖頭振動角加速度的功率譜密度,f為頻率。圖6a表明,隨著車輛間減振器阻尼系數(shù)Cd的增大,車端橫向振動加速度幅度被明顯地削減了,從橫向振動加速度的功率譜密度對比也表明,Cd增大極大地抑制了車端橫向振動在0.5～3.5 Hz主頻段的能量。

圖6 車輛間減振器阻尼系數(shù)對車端振動的影響(仿真條件:直線軌道,車速200 km/h,美國Am6級軌道譜)

圖6b表明,Cd增大對車端搖頭振動角加速度有明顯的抑制作用,極大地抑制了搖頭振動角加速度在1.2～2.4 Hz主頻段的能量,對3～4.5 Hz頻段的振動能量也有一定的削減作用。

由于本動車組的車輛間減振器是布置在車體和車鉤之間,所以對車端側滾振動的抑制不太明顯,但也有一定的抑制作用。

統(tǒng)計仿真數(shù)據(jù)表明,車輛間減振器能明顯地抑制車輛聯(lián)結處的復雜橫向晃動,相對于不安裝車輛間減振器,車端橫向振動加速度均方根值最大可減小32.5%,車端橫向搖頭角加速度均方根最大可減小30.1%,車端橫向側滾角加速度均方根最大可減小12%,這是非常顯著的。當然,現(xiàn)行車輛間減振器的阻尼系數(shù)200 kN·s/m有待于優(yōu)化,這是下一步要開展的研究工作。

在高速列車上安裝車輛間減振器的另一個重要作用就是抑制車輛在會車、通過道岔或進入隧道時產(chǎn)生過大的復雜瞬態(tài)橫向晃動,并減小輪軌橫向作用力,提高列車的運行安全性。在會車條件下,車輛間減振器能明顯抑制車體由于氣動力作用而產(chǎn)生的橫向、搖頭和側滾振動,其中以抑制側滾振動最為明顯。作為示例,圖7顯示了車輛間減振器阻尼系數(shù)Cd對尾車車端側滾振動角加速度AR和輪軸橫向力Fs的影響,PSD_AR為尾車車端側滾振動角加速度的功率譜密度。

圖7 會車條件下車輛間減振器阻尼系數(shù)對車輛動力學的影響(仿真條件:直線軌道等速會車,車速200 km/h,美國Am6級軌道譜)

圖7a表明,如果不安裝車輛間減振器(即Cd=0),車端的側滾振動幅度是巨大的,只要安裝了就被明顯地抑制,車輛間減振器幾乎削平了側滾振動在0～0.5 Hz主頻段的巨大能量。由于振動級別的巨大差異,圖7a中Cd變化時抑制效果的差異不能明顯地被表現(xiàn),但實際上是有差異的,阻尼系數(shù)取額定值200 kN·s/m時的抑制效果優(yōu)于取40 kN·s/m時的抑制效果。

圖7b表明,Cd增大能明顯減小會車期間的輪軸橫向力,輪軸橫向力的Bode圖也表明在0～8 Hz主頻段,車輛間減振器對輪軸橫向力的傳遞作用是明顯的。

統(tǒng)計仿真數(shù)據(jù)表明,高速列車會車期間,車輛間減振器能明顯抑制車體的復雜大幅橫向晃動、減小輪軸橫向力和脫軌系數(shù)。相對于不安裝車輛間減振器,車端橫向振動加速度均方根最大可減小9.5%,車端橫向搖頭角加速度均方根最大可減小19%,車端橫向側滾角加速度均方根最大可減小61.5%,這是非常顯著的,尤其是側滾振動的減小;此外,最大橫軸橫向力最大可減小13.3%,最大脫軌系數(shù)最大可減小10.1%,這也是非常明顯的。當然,現(xiàn)行車輛間減振器的阻尼系數(shù)200 kN·s/m還存在優(yōu)化空間。

3 結論

(1) 通過分析閥片式閥系的流量-壓力特性,建立了車輛間減振器阻尼特性的參數(shù)化模型,并通過產(chǎn)品臺架實驗驗證了仿真和理論建模的正確性;

(2) 車輛間減振器能明顯地抑制車輛正常運行期間車端的復雜橫向振動、提高乘坐舒適性,還能極大地抑制會車期間車體的大幅復雜橫向晃動尤其是車體側滾、并減小輪軸橫向力和脫軌系數(shù),增強高速列車的整體性和安全性;

(3) 所建立的車輛間減振器參數(shù)化模型、車輛多體動力學仿真模型以及研究結果為下一步該車輛間減振器阻尼特性的動力學優(yōu)選以及減振器產(chǎn)品本身的優(yōu)化設計奠定了基礎。