不同轨道随机激励下的车辆动力学性能仿真研究

不同轨道随机激励下的车辆动力学性能仿真研究

郑培治;祖炳洁;杨建福;王军

【摘要】利用多体动力学软件SIMPACK建立了某300km/h速度级别的高速动车组拖车模型,采用德国"低干扰"谱和中国高速铁路无砟轨道谱作为轨道随机激励,研究了其相关动力学性能.通过在直线轨道上施加三种不同轨道激励仿真计算出不同的非线性临界速度,并进行对比分析;采用Sperling指标、ISO2631和平均最大振动加速度分别评价拖车的平稳性;采用脱轨系数、轮重减载率和轮轴横向力三个指标进一步评估拖车的曲线通过性能.结果表明:拖车的非线性临界速度远高于其实际运行速度,具有很好的稳定性,并且高速铁路无砟轨道谱激励下拖车的临界速度最高,德国"低干扰"谱次之,横向正弦不平顺最低;其稳定性指标和平均最大振动加速度均小于标准值,说明其运行平稳性为一级;三个曲线通过性能评价指标证明拖车具有良好的曲线通过性能.

【期刊名称】《价值工程》

【年(卷),期】2015(034)036

【总页数】4页(P217-220)

【关键词】高速动车组;多体动力学;拖车;稳定性

【作者】郑培治;祖炳洁;杨建福;王军

【作者单位】石家庄铁道大学机械工程学院,石家庄050043;石家庄铁道大学机械工程学院,石家庄050043;石家庄铁道大学机械工程学院,石家庄050043;石家庄铁道大学机械工程学院,石家庄050043

【正文语种】中文

【中图分类】U260.11

轨道不平顺功率谱是车辆动力学仿真的关键，动力学仿真时所采用的轨道谱，主要有实测线路不平顺谱和反演生成的线路不平顺谱。陈果、翟婉明[1]研究提出了基于频谱功率谱等效的一种轨道不平顺数值模拟方法。王福天等[2]研究了用于高速车辆动态仿真的轨道谱，提出用美国6级轨道谱缩减系数方法在实物振动试验台实现高速轨道谱对机车车辆的激振，并已在实物试验中应用。王开云等[3]分析了秦沈线有碴谱、无碴谱及德国轨道谱，讨论了各轨道谱在整个波长范围内的优劣，并运用动力学仿真技术对轮轨动力学性能的影响。陈果等[4]通过车辆—轨道耦合动力学模型仿真计算比较了我国干线谱与国外典型轨道谱。康熊、翟婉明等[5]研究提出了由轨道不平顺谱拟合公式与倍频能量表共同构成我国高速铁路无砟轨道不平顺谱，为我国高速铁路设计、评估和养护维修等提供了依据。本文以某高速动车组拖车为研究对象，建立了拖车整车的动力学模型，依据德国“低干扰”谱和我国高速铁路无砟轨道谱（TB/T 3352-2014）对其进行了动力学响应分析。

采用多体动力学软件SIMPACK建立了某高速动车组拖车动力学模型。模型考虑了悬挂系统中弹簧和阻尼器的非线性特性、轮轨接触几何非线性和蠕滑非线性。车轮踏面采用LMA磨耗性踏面，钢轨采用我国60kg/m的T60型钢轨。如图1。1.1 模型简化

由于实际高速动车组系统的复杂性和非线性特性，要准确地建立各个部件模型会增加建模的难度。同时，在进行动力学仿真时，主要关注其动力学性能，而影响动力学性能的主要是部件的质量、转动惯量、相对位置和一些铰接和约束等。部件的外形特征对动力学性能影响较小，故可以在进行动力学建模时进行了如下简化：

①轮对、构架、车体均视为刚体。轮对、构架、车体的弹性比悬挂系统的弹性要小

的多，因此把轮对、构架、车体视为刚体是可以接受的；

②不考虑钢轨的弹性变形。钢轨的弹性对于车辆的动力学性能只有在高频时影响才较大，而在线路的低频频率激扰下影响不大，因此对线路只考虑其不平顺的激扰；

③车体、转向架和轮对视为左右前后对称，忽略偏心；

④将一系轴箱弹簧和二系空气弹簧简化为3个方向刚度的弹簧和垂向阻尼器系统；

⑤将二系空气弹簧简化为3个方向刚度的弹簧和垂向阻尼器系统；

⑥将牵引拉杆简化为纵向弹簧，抗侧滚扭杆简化为一个绕X轴的力元；

⑦将轴箱转臂定位装置简化为3个方向平移刚度和

3个方向转动刚度的弹性衬套。

1.2 模型自由度

拖车单车模型中共有15个刚体，即1个车体、2个构架、4个轮对和8个转臂。

车体和转向架构架均为6个自由度，轮对具有4个自由度，每个转臂有一个点头

自由度共8个自由度，故单车系统共有42个自由度。拖车多体动力学模型如图2。引起车辆系统各种动态响应其中一个主要原因就是轨道几何形状的变化。轨道不平顺有：高低不平顺、水平不平顺、方向不平顺和轨距不平顺。利用SIMPACK多体动力学软件对拖车进行动力学计算分析，计算内容包括蛇行运动稳定性分析、直线和曲线通过响应分析等内容。

2.1 蛇形运动稳定性分析

实际临界速度与轨道激扰有关，不同的轨道激扰会有不同的实际临界速度[6]。计

算确定实际临界速度的方法：在轨道上加一段随机不平顺，使整个系统的振动被激发，然后使车辆系统在平直无不平顺的轨道上运行，当系统响应不再衰减到平衡位置而是趋于稳定的极限环时，则此时的速度即为车辆临界速度。由蛇形运动极限环图可知，应当采用非线性临界速度作为评价指标，通常以轮对横移量是否收敛来评价。采用三种轨道激扰来确定拖车的非线性临界速度，不同激励下的拖车非线性临

界速度如表1。其轮对横向位移如图3-图5。

从图3-图5可得，不同激励下拖车的非线性临界速度产生很大变化。其中，在横向正弦激励下，拖车的临界速度最低，因为横向正弦激励下其幅值最大，轮对横向位移大，拖车更容易出现蛇行失稳；德国“低干扰”高速谱适用于250km/h以上的高速铁路，由于其横向不平顺激励小于横向正弦激励，故其激励下的临界速度高于横向正弦激励下的临界速度；同理，由于高速铁路无砟轨道谱远小于前两者的不平顺幅值，轮对横移量小，引起车体振动能量较低，故其临界速度最高，且随着不平顺幅值的扩大（车轮和钢轨磨损会导致不平顺的幅值加大），拖车的临界速度逐渐降低。

2.2 运行平稳性分析

车辆运行平稳性主要反映车辆的振动程度。客车运行平稳性（旅客乘坐的舒适性）分别按Sperling平稳性指标、ISO2631和平均最大振动加速度评定。Sperling基于大量实验而制定的平稳性指标用于评定车辆本身的运行品质和旅客乘坐舒适度，运行品质由车辆本身来衡量，而舒适度则还与旅客对振动环境的敏感度有关。平稳指标W由下式表示：

式中，W—平稳性指标；

A—振动加速度（g）；

f—振动频率（Hz）；

F（f）—与振动频率有关的修正系数，F（f）的引入是考虑到人体对各种振动频率的敏感不同，在常用的频率范围内，垂向和横向的F（f）值是不同的。

分别为：

垂向振动：F（f）=

横向振动：F（f）=

由于车辆的振动是随机振动，其加速度和频率随时都在变化。实际评定时是将所要