周長城,于曰偉,趙雷雷

(山東理工大學(xué) 交通與車輛工程學(xué)院,山東 淄博 255049)

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基于車-椅耦合的轉(zhuǎn)向架垂向懸掛系統(tǒng)阻尼比協(xié)同優(yōu)化

周長城,于曰偉,趙雷雷

(山東理工大學(xué) 交通與車輛工程學(xué)院,山東 淄博 255049)

針對高速列車轉(zhuǎn)向架垂向懸掛系統(tǒng)中存在的阻尼匹配問題,根據(jù)1/4車體-座椅垂向行駛振動模型,利用Matlab/Simulink建立了轉(zhuǎn)向架垂向懸掛系統(tǒng)阻尼比協(xié)同優(yōu)化設(shè)計(jì)仿真模型．以人體振動舒適性最佳為目標(biāo),建立了轉(zhuǎn)向架一系和二系垂向懸掛系統(tǒng)阻尼比協(xié)同優(yōu)化設(shè)計(jì)數(shù)學(xué)模型．以軌道高低不平順作為輸入激勵,以一系及二系懸掛垂向行程和一系懸掛動靜態(tài)力之比為約束條件,建立了基于轉(zhuǎn)向架車體-座椅耦合的轉(zhuǎn)向架垂向懸掛系統(tǒng)阻尼比協(xié)同優(yōu)化設(shè)計(jì)方法．通過設(shè)計(jì)實(shí)例及仿真驗(yàn)證可知,優(yōu)化后高速列車的乘坐舒適性顯著提高,座椅垂向振動加權(quán)加速度均方根值降低了21.7%,表明所建立的優(yōu)化設(shè)計(jì)方法是正確的.

高速列車;轉(zhuǎn)向架;垂向懸掛系統(tǒng);協(xié)同優(yōu)化;轉(zhuǎn)向架-車體-座椅耦合

一系和二系垂向懸掛系統(tǒng)作為高速列車轉(zhuǎn)向架垂向懸掛系統(tǒng)的重要組成部分,其阻尼匹配對高速列車的運(yùn)行平穩(wěn)性和安全性具有重要影響[1-3]．然而,由于受高速列車懸掛系統(tǒng)最優(yōu)阻尼匹配理論的制約,目前國內(nèi)外對于高速列車轉(zhuǎn)向架垂向懸掛系統(tǒng)阻尼比的設(shè)計(jì),大都是將一系和二系垂向懸掛系統(tǒng)分別單獨(dú)進(jìn)行研究,并根據(jù)經(jīng)驗(yàn)在可行性設(shè)計(jì)區(qū)間選擇某一系和二系垂向懸掛系統(tǒng)阻尼比值,然后利用多體動力學(xué)軟件SIMPACK或ADAMS/Rail通過實(shí)體建模仿真,根據(jù)主觀和客觀加以綜合判斷,最終確定某設(shè)計(jì)值[4-6]．雖然利用該方法所得到的一系和二系垂向懸掛系統(tǒng)的阻尼比值,可使車輛滿足當(dāng)前行駛工況的要求,然而并非是轉(zhuǎn)向架垂向懸掛系統(tǒng)的最佳阻尼匹配值．隨著高速列車行駛速度的不斷提高,對車輛的乘坐舒適性和運(yùn)行安全性提出了更高的設(shè)計(jì)要求,目前轉(zhuǎn)向架垂向懸掛系統(tǒng)阻尼匹配的設(shè)計(jì)方法不能給出具有指導(dǎo)意義的創(chuàng)新理論,不能滿足高速列車發(fā)展及半主動和主動懸掛系統(tǒng)設(shè)計(jì)的要求．

目前,國內(nèi)外很多學(xué)者已對軌道車輛轉(zhuǎn)向架垂向懸掛系統(tǒng)進(jìn)行了大量的研究,但這些研究主要是針對其減振器阻尼系數(shù)進(jìn)行的,主要采用的方法有控制設(shè)計(jì)理論法、智能優(yōu)化設(shè)計(jì)法和建模仿真優(yōu)化法．例如,文獻(xiàn)[7-8]分別利用H∞和LOG控制算法對軌道車輛的一系垂向懸掛系統(tǒng)進(jìn)行研究,給出了基于控制設(shè)計(jì)理論的一系垂向懸掛系統(tǒng)減振器的最佳阻尼系數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)值．文獻(xiàn)[9-10]分別利用H∞和分散控制技術(shù)給出了二系垂向懸掛系統(tǒng)減振器的最佳阻尼系數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)值．文獻(xiàn)[11-16]分別利用遺傳算法,神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)算法,全局優(yōu)化算法,穩(wěn)健性設(shè)計(jì),多目標(biāo)優(yōu)化方法等對軌道車輛懸掛系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì),給出了基于智能優(yōu)化方法的一系和二系垂向懸掛系統(tǒng)減振器的最佳阻尼系數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)值．文獻(xiàn)[17-18]分別利用ANSYS和Matlab對軌道車輛懸掛系統(tǒng)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì),給出了基于建模仿真的一系和二系垂向懸掛系統(tǒng)懸掛參數(shù)的優(yōu)化值．雖然這些研究能夠給出一系或二系垂向懸掛系統(tǒng)減振器的最佳阻尼系數(shù)設(shè)計(jì)值,但所建立的振動模型中未考慮車體與座椅之間的相互耦合或減振器端部連接結(jié)構(gòu)的彈性作用,且未給出具有指導(dǎo)意義的轉(zhuǎn)向架一系及二系垂向懸掛系統(tǒng)阻尼比的設(shè)計(jì)理論．因此,目前轉(zhuǎn)向架一系和二系垂向懸掛系統(tǒng)阻尼比的設(shè)計(jì)方法無法滿足高速列車轉(zhuǎn)向架垂向懸掛系統(tǒng)最佳阻尼匹配的要求．

本文作者根據(jù)1/4車體-座椅垂向行駛振動模型,通過高速列車行駛平穩(wěn)性和安全性分析,以座椅垂向振動加權(quán)加速度均方根值最小為優(yōu)化目標(biāo),對高速列車轉(zhuǎn)向架垂向懸掛系統(tǒng)阻尼比進(jìn)行研究,并結(jié)合實(shí)例,對一系和二系垂向懸掛系統(tǒng)阻尼比進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)及仿真驗(yàn)證．

1 1/4車椅垂向行駛振動模型

1.1 模型的建立

由于軌道車輛對稱于其縱軸線,且對于單節(jié)車體,其轉(zhuǎn)向架系統(tǒng)的輪對、一系及二系懸掛前后、左右對稱分布．當(dāng)懸掛特性是線性時,車輛小角度側(cè)滾產(chǎn)生的左右垂向懸掛反力是反對稱的,從而不會因此產(chǎn)生連帶的垂向附加運(yùn)動,故在分析轉(zhuǎn)向架垂向懸掛及座椅懸置對座椅頻率響應(yīng)和平順性的影響時,可將軌道車輛整車行駛振動模型簡化為1/4車體-座椅垂向行駛振動模型,如圖1所示．其中,考慮了一系及二系垂向減振器的端部連接剛度,坐標(biāo)原點(diǎn)位于各自靜平衡位置．

圖1中,m1為單個轉(zhuǎn)向架構(gòu)架質(zhì)量的一半;m2為單節(jié)車體滿載質(zhì)量的1/4;m3為單節(jié)車廂乘坐人員質(zhì)量與座椅質(zhì)量之和的1/4;K1,K2分別為每臺轉(zhuǎn)向架單側(cè)一系和二系垂向懸掛彈簧的等效剛度;K3為單節(jié)車體座椅懸置彈簧等效剛度的1/4;C1,C2分別為每臺轉(zhuǎn)向架單側(cè)一系和二系垂向減振器的等效阻尼系數(shù);C3為單節(jié)車體座椅懸置系統(tǒng)減振器等效阻尼系數(shù)的1/4;Kd1,Kd2分別為每臺轉(zhuǎn)向架單側(cè)一系和二系垂向減振器的端部連接等效剛度;zd1,zd2分別為一系和二系垂向減振器的活塞桿垂向位移;z1,z2,z3分別為轉(zhuǎn)向架構(gòu)架,車體,座椅面的垂向位移;zv為軌道高低不平順隨機(jī)輸入．

1.2 車-椅垂向振動微分方程

根據(jù)所建立的1/4車體-座椅垂向行駛振動模型,在不計(jì)輪-軌耦合及減振器質(zhì)量情況下,利用牛頓第二定律,建立車體-座椅垂向振動微分方程,即

(1)

利用式(1)可對在軌道激勵下的高速列車行駛振動響應(yīng)及轉(zhuǎn)向架垂向懸掛系統(tǒng)阻尼比的優(yōu)化設(shè)計(jì)進(jìn)行研究．

2 軌道高低不平順激擾模型

2.1 軌道高低不平順

軌道不平順是輪軌系統(tǒng)的激擾源,是引起機(jī)車車輛產(chǎn)生振動和輪軌作用力的主要原因,對行車安全性、穩(wěn)定性、舒適性、車輛和軌道部件的壽命及環(huán)境噪聲等都具有重要的影響,其中,軌道高低不平順是引起機(jī)車車輛產(chǎn)生垂向振動的主要原因．近年來,國內(nèi)外對于軌道隨機(jī)不平順已進(jìn)行了大量的研究,應(yīng)用較為成熟、廣泛的主要有美國六級軌道譜和德國高速軌道譜[19],由于美國六級軌道譜對低速軌道線路的擬合程度較高,而德國高速軌道譜對高速軌道線路的擬合程度較高,因此,本文作者采用德國高低不平順軌道譜作為高速列車垂向振動的軌道輸入．

根據(jù)文獻(xiàn)[20],可知高低不平順軌道譜以空間頻率形式表示為

(2)

式中:Sv(Ω)為軌道高低不平順功率譜密度;Ω為軌道不平順的空間頻率;Av為軌道粗糙度系數(shù);Ωc、Ωr為截斷空間頻率．參數(shù)設(shè)置如表1所示,德國高低不平順軌道譜的功率譜密度隨空間頻率變化曲線如圖2所示．其中:低干擾譜適合250 km/h及以上車速,高干擾譜適合250 km/h以下車速．

表1 德國高低不平順軌道譜參數(shù)值

由圖2可知,高干擾軌道高低不平順功率譜密度與低干擾的變化趨勢相同,只是在相同空間頻率下,高干擾的幅值比低干擾的高．

2.2 軌道高低不平順時域樣本的模擬合成

目前國內(nèi)外對于軌道不平順時域樣本的模擬合成,主要采用的方法有二次濾波法、三角級數(shù)法、白噪聲濾波法及基于功率譜密度采樣的軌道不平順數(shù)值模擬新方法等[19]．由于二次濾波法缺乏通用性,三角級數(shù)法和白噪聲濾波法是將軌道不平順看作平穩(wěn)高斯隨機(jī)過程,與實(shí)際情況不完全相符,因此本文采用對軌道線路擬合程度高，且能夠真實(shí)反映線路實(shí)際情況的基于功率譜密度采樣的軌道不平順數(shù)值模擬新方法，對軌道高低不平順時域樣本進(jìn)行合成,其中,功率譜密度值Sxx(k)在離散的采樣點(diǎn)上與信號的頻譜關(guān)系為[19]

(3)

式中:X(k)為時間序列{xs}的頻譜;k,s=0,1,2,…,N-1．

由于鐵路軌道不平順功率譜密度函數(shù)均為單邊譜,所以在進(jìn)行軌道譜合成時,首先要將其轉(zhuǎn)化為雙邊譜Sx(f)．設(shè)軌道不平順的最短波長為λmin,最長波長為λmax,車輛的最高運(yùn)行速度為vmax,則最高時間頻率為fmax=vmax/λmin,最低時間頻率為fmin=vmax/λmax．由于機(jī)車車輛的自振主頻一般在1.0 Hz左右,所以應(yīng)確保fmin<1.0 Hz,因此,根據(jù)采樣定理,可知采樣周期Δt≤1/(2fmax)．設(shè)模擬的總時間為T,則時域采樣點(diǎn)數(shù)為T/Δt,一般需在末尾添零以保證采樣點(diǎn)數(shù)為2的整數(shù)次冪,即Nr．由周期圖法估計(jì)出的功率譜具有周期性,且為偶對稱序列．因此,最后形成以Nr/2為對稱中心的偶對稱序列Sx(f=kΔf),k=0,1,2,…,Nr-1,Δf=1/(NrΔt)．其中,周期功率譜密度采樣圖,如圖3所示．

由式(3)可知,時域序列的頻譜模值為

(4)

由于時間序列X(k)為一隨機(jī)過程,其頻譜相位具有隨機(jī)性．設(shè)εn為獨(dú)立相位序列,它的各分量均值為零,由于實(shí)序列的快速傅里葉變換為復(fù)序列(實(shí)部偶對稱,虛部奇對稱),所以εn應(yīng)為復(fù)數(shù),且有|εn|=1,因此設(shè)

εn=cosφn+isinφn=exp(iφn)

(5)

式中,φn服從0～2π的均勻分布．

又因?yàn)閄(k)的實(shí)部關(guān)于Nr/2偶對稱,虛部關(guān)于Nr/2奇對稱,所以只需求出0～Nr/2的頻譜,由式(4)和式(5)可得

(6)

式中,k=0,1,…,Nr/2．

根據(jù)式(6),由對稱條件可得到X(k),其中,k=0,1,2,…,Nr-1．將得到的復(fù)序列X(k)進(jìn)行傅里葉逆變換,即可得到軌道不平順時域函數(shù)的模擬樣本,即

(7)

例如,以德國高低不平順軌道譜為例,其解析表達(dá)式如式(2)所示,參數(shù)值如表1所示．利用上述基于功率譜密度采樣的軌道不平順數(shù)值模擬新方法,可得車輛運(yùn)行速度為300 km/h時的軌道高低不平順時域模擬序列及其功率譜密度曲線,分別如圖4、圖5所示．

由圖4和圖5可知,軌道高低不平順幅值在-7～7 mm范圍內(nèi)變化,且所合成的德國軌道高低不平順的功率譜密度模擬值與原解析值幾乎完全一致,說明該方法所模擬的軌道線路能夠真實(shí)反映軌道線路的實(shí)際情況．

3 轉(zhuǎn)向架垂向懸掛系統(tǒng)阻尼比優(yōu)化

3.1 舒適性評價指標(biāo)

為了對高速列車轉(zhuǎn)向架垂向懸掛系統(tǒng)的阻尼比進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì),首先必須明確人體振動舒適性評價指標(biāo)．目前,國內(nèi)外最常用的人體舒適性和健康評價指標(biāo)為ISO 2631標(biāo)準(zhǔn)[21]中規(guī)定的加權(quán)加速度均方根值,其中,考慮人體對不同頻率及不同方向振動的敏感程度不同,分別對加速度進(jìn)行頻率加權(quán)和方向加權(quán)．由于本研究主要針對垂向振動對舒適性的影響進(jìn)行評價,因此,僅計(jì)算垂向振動頻率加權(quán)加速度均方根值．其中,不同頻率下的頻率加權(quán)值為

(0.5, 2]

(2, 4]

(4, 12.5]

(12.5, 80)

(8)

3.2 阻尼比優(yōu)化設(shè)計(jì)目標(biāo)函數(shù)

根據(jù)每臺轉(zhuǎn)向架單側(cè)一系垂向減振器的等效阻尼系數(shù)C1、二系垂向減振器的阻尼系數(shù)C2,分別與各系懸掛系統(tǒng)參數(shù)及待優(yōu)化設(shè)計(jì)阻尼比之間的關(guān)系,可得

(9)

(10)

式中:ξ1為一系垂向懸掛系統(tǒng)阻尼比;ξ2為二系垂向懸掛系統(tǒng)阻尼比．

(11)

3.3 阻尼比優(yōu)化設(shè)計(jì)約束條件

為了保證高速列車行駛時具有良好的運(yùn)行平穩(wěn)性和安全性,在對其轉(zhuǎn)向架垂向懸掛系統(tǒng)阻尼比進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)時,應(yīng)滿足以下約束．

1)一系及二系懸掛垂向行程.

為降低車輛高速行駛過程中撞擊限位的概率,使車輛具有良好的運(yùn)行平穩(wěn)性和安全性,因此,一系及二系懸掛的垂向行程不應(yīng)超出其垂向限位行程,即

|z1-zv|≤[fd1]

(12)

|z2-z1|≤[fd2]

(13)

式中:z1-zv,z2-z1分別為一系和二系懸掛垂向行程;[fd1],[fd2]分別為一系和二系懸掛垂向限位行程．

2)一系懸掛動靜態(tài)力之比.

為了使車輪不抬離軌道表面,以保障車輛的運(yùn)行安全性,因此,輪對所受的一系懸掛動態(tài)力和靜態(tài)力之間應(yīng)滿足

(14)

3.4 阻尼比協(xié)同優(yōu)化

3.4.1 仿真模型設(shè)計(jì)

為了使高速列車轉(zhuǎn)向架垂向懸掛系統(tǒng)的阻尼匹配達(dá)到最佳,需對該系統(tǒng)的阻尼比進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì),因此,需建立待設(shè)計(jì)高速列車轉(zhuǎn)向架垂向懸掛系統(tǒng)阻尼比的協(xié)同優(yōu)化設(shè)計(jì)仿真模型．

根據(jù)式(1)及式(9)～式(10),利用Matlab的Simulink工具箱,構(gòu)建高速列車轉(zhuǎn)向架垂向懸掛系統(tǒng)阻尼比協(xié)同優(yōu)化設(shè)計(jì)仿真模型,如圖6所示．

3.4.2 一系和二系垂向懸掛系統(tǒng)最優(yōu)阻尼比

多島遺傳算法作為一種偽并行遺傳算法可有效避免早熟和加快收斂速度,可以很好地在優(yōu)化域中尋找全局最優(yōu)解．因此,采用多島遺傳算法,利用Matlab對高速列車轉(zhuǎn)向架一系和二系垂向懸掛系統(tǒng)阻尼比進(jìn)行協(xié)同優(yōu)化,優(yōu)化設(shè)計(jì)流程圖如圖7所示,其中,參數(shù)設(shè)定為設(shè)計(jì)初始值ξ1=0、ξ2=0,優(yōu)化范圍ξ1∈(0,0.5)、ξ2∈(0,0.5);多島遺傳算法的子群規(guī)模為10,島個數(shù)為10,進(jìn)化代數(shù)為10,交叉概率為1,變異概率為0.01,遷移概率為0.01,遷移的間隔代數(shù)為5．

根據(jù)車輛參數(shù)、圖6中仿真模型、式(11)～式(14),以德國軌道高低不平順作為軌道輸入激勵,依據(jù)圖7設(shè)計(jì)流程,利用所編寫的優(yōu)化設(shè)計(jì)程序求目標(biāo)函數(shù)Jo(ξ1,ξ2)的最小值,便可得到最優(yōu)阻尼比值ξ1、ξ2．

4 設(shè)計(jì)實(shí)例及分析

某高速列車的行駛速度v=300 km/h,1/4單節(jié)車體滿載質(zhì)量m2=14 398 kg,單個轉(zhuǎn)向架構(gòu)架質(zhì)量的一半m1=1 379 kg,1/4單節(jié)車廂乘坐人員質(zhì)量與座椅質(zhì)量之和m3=1 593.8 kg,每臺轉(zhuǎn)向架單側(cè)一系和二系垂向懸掛彈簧的等效剛度分別為K1=2.74×106N/m,K2=5.68×105N/m,1/4單節(jié)車體座椅懸置彈簧的等效剛度K3=566.27 kN/m,每臺轉(zhuǎn)向架單側(cè)一系和二系垂向減振器的端部連接等效剛度分別為Kd1=4×107N/m,Kd2=2×107N/m,1/4單節(jié)車體座椅懸置系統(tǒng)減振器的等效阻尼系數(shù)C3=27.64 kN·s/m,一系和二系懸掛的垂向限位行程分別為[fd1]=40 mm,[fd2]=35 mm,對該高速列車的轉(zhuǎn)向架垂向懸掛系統(tǒng)阻尼比進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)．優(yōu)化前ξ1=0.25、ξ2=0.35．

4.1 優(yōu)化前后舒適性對比分析

利用所建立的基于轉(zhuǎn)向架-車體-座椅耦合的轉(zhuǎn)向架垂向懸掛系統(tǒng)阻尼比協(xié)同優(yōu)化設(shè)計(jì)方法,對該車輛轉(zhuǎn)向架垂向懸掛系統(tǒng)的阻尼比進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì),其中:優(yōu)化設(shè)計(jì)結(jié)果為ξ1=0.31、ξ2=0.24,在轉(zhuǎn)向架垂向懸掛系統(tǒng)阻尼比的可行性設(shè)計(jì)區(qū)間0.2～0.45[4]內(nèi),表明所設(shè)計(jì)的一系和二系垂向懸掛系統(tǒng)的最優(yōu)阻尼比值是可靠的．

該車輛優(yōu)化設(shè)計(jì)前、后座椅垂向振動加速度的時域信號對比,如圖8所示．優(yōu)化設(shè)計(jì)前、后座椅垂向振動加速度的功率譜密度對比曲線,如圖9所示．

分析圖8和圖9可知,高速列車轉(zhuǎn)向架垂向懸掛系統(tǒng)阻尼比優(yōu)化設(shè)計(jì)之后,座椅垂向振動加速度和功率譜密度值比優(yōu)化設(shè)計(jì)之前有所降低,其中,優(yōu)化設(shè)計(jì)前的座椅垂向振動加權(quán)加速度均方根值為0.23 m/s2,優(yōu)化設(shè)計(jì)后的加權(quán)加速度均方根值為0.18 m/s2,舒適性提高了21.7%．對比可知,優(yōu)化設(shè)計(jì)后該車輛的乘坐舒適性得到了明顯的提高．

4.2 優(yōu)化后的約束條件驗(yàn)證

優(yōu)化后的一系和二系懸掛垂向行程隨時間變化曲線分別如圖10、圖11所示．一系懸掛動靜態(tài)力之比隨時間變化曲線如圖12所示．

由圖10～圖12可知,優(yōu)化后,一系懸掛垂向行程在-6～4 mm內(nèi)變化,二系懸掛垂向行程在-15～15 mm內(nèi)變化,一系懸掛動靜態(tài)力之比在-0.06～0.1內(nèi)變化,均滿足阻尼比協(xié)同優(yōu)化設(shè)計(jì)約束條件的要求,表明所設(shè)計(jì)的一系和二系垂向懸掛系統(tǒng)最優(yōu)阻尼比值是可靠的．

5 結(jié)論

1) 考慮座椅及減振器端部連接結(jié)構(gòu)對轉(zhuǎn)向架垂向懸掛系統(tǒng)的影響,根據(jù)1/4車體-座椅垂向行駛振動模型,利用Matlab/Simulink建立了高速列車轉(zhuǎn)向架垂向懸掛系統(tǒng)阻尼比協(xié)同優(yōu)化設(shè)計(jì)仿真模型．

2) 利用多島遺傳算法及高速列車轉(zhuǎn)向架垂向懸掛系統(tǒng)阻尼比協(xié)同優(yōu)化設(shè)計(jì)仿真模型,以軌道高低不平順作為輸入激勵,以人體振動舒適性最佳為目標(biāo),以一系及二系懸掛垂向行程和一系懸掛動靜態(tài)力之比為約束條件,可建立轉(zhuǎn)向架垂向懸掛系統(tǒng)阻尼比協(xié)同優(yōu)化設(shè)計(jì)方法．

3) 實(shí)例設(shè)計(jì)及仿真驗(yàn)證可知,優(yōu)化后的座椅垂向振動加權(quán)加速度均方根值與優(yōu)化前相比,降低了21.7%,結(jié)果表明:所建立的基于轉(zhuǎn)向架-車體-座椅耦合的轉(zhuǎn)向架垂向懸掛系統(tǒng)阻尼比協(xié)同優(yōu)化設(shè)計(jì)方法是正確的,可顯著提高高速列車的乘坐舒適性,為未來高速列車的提速及轉(zhuǎn)向架垂向懸掛系統(tǒng)設(shè)計(jì)提供了重要理論基礎(chǔ)．

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Collaborative optimization of bogie vertical suspension damping ratio based on body-seat coupling

ZHOUChangcheng,YUYuewei,ZHAOLeilei

(School of Transportation and Vehicle Engineering, Shandong University of Technology, Zibo Shandong 255049, China)

For the problem of the optimal damping matching of high-speed train bogie vertical suspension system, according to the 1/4 body-seat vertical vibration model of high-speed train, using Matlab/Simulink, a collaborative optimal design simulation model for damping ratio of bogie vertical suspension is established. Taking optimal ride comfort as target, a collaborative optimal design mathematical model for damping ratio of bogie vertical suspension is built. The track vertical irregularity as input, the primary and secondary suspension vertical stroke and the ratio of dynamic and static force for primary suspension as constraint conditions, a collaborative optimization design method for damping ratio of bogie vertical suspension damping ratio based on bogie-body-seat coupling is presented. With a practical example of high-speed train, the damping ratio is designed and validated by simulation. The results show that the ride comfort of high-speed train has been significantly improved under the damping ratio optimized and the seat vertical frequency-weighed RMS (Root Mean Square) acceleration value is reduced by 21.7%. Thus, the collaborative optimization method is correct.

high-speed train; bogie; vertical suspension system; collaborative optimization; bogie-body-seat coupling

1673-0291(2016)06-0089-08

10.11860/j.issn.1673-0291.2016.06.015

2015-10-21

國家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51575325);山東省自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(ZR2013EEM007);山東省重點(diǎn)研發(fā)計(jì)劃項(xiàng)目資助(2015GGX105006)

周長城(1962-),男,山東省泰安人,教授,博士,博士生導(dǎo)師. 研究方向?yàn)槠噾壹芎蛙壍儡囕v懸掛系統(tǒng)設(shè)計(jì)及理論. email:greatwall@sdut.edu.cn.

U260.1

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