金天賀 劉志明 任尊松

摘要： 針對中國高速列車運(yùn)行速度高、運(yùn)營里程長、輪軌磨耗加劇，被動(dòng)懸掛式抗蛇行減振器適應(yīng)性較差，導(dǎo)致轉(zhuǎn)向架抗蛇行穩(wěn)定性能不足的情況，開展半主動(dòng)懸掛抗蛇行減振器研究。首先，基于高速列車懸掛系統(tǒng)非線性和輪軌接觸非線性特征，建立了高速列車模型、磁流變阻尼器模型、可變剛度和阻尼抗蛇行減振器模型;然后分析了抗蛇行剛度和阻尼參數(shù)對新輪軌和磨耗輪軌的車輛動(dòng)力學(xué)性能的影響，并針對磨耗輪軌接觸提出了半主動(dòng)懸掛控制策略;最后，對比分析了被動(dòng)懸掛和半主動(dòng)懸掛車輛運(yùn)行性能的差異。結(jié)果表明：通過采用半主動(dòng)懸掛調(diào)整抗蛇行減振器的剛度和阻尼參數(shù)可大幅改善磨耗輪軌接觸的車輛運(yùn)行性能，保證構(gòu)架不發(fā)生蛇行失穩(wěn)，與采用被動(dòng)懸掛抗蛇行減振器的車輛相比，車體橫向加速度和構(gòu)架橫向加速度分別降低22.4%和16.0%。

關(guān)鍵詞： 半主動(dòng)懸掛; 高速列車; 抗蛇行減振器; 剛度; 阻尼; 輪軌磨耗

中圖分類號： U270.1;U292.91+4 ?文獻(xiàn)標(biāo)志碼： A ?文章編號： 1004-4523（2020）04-0772-12

DOI：10.16385/j.cnki.issn.1004-4523.2020.04.016

引 言

抗蛇行減振器的性能參數(shù)對車輛運(yùn)行的平穩(wěn)性和穩(wěn)定性具有重要的影響[1]。但在實(shí)際運(yùn)用中，由于傳統(tǒng)抗蛇行減振器為被動(dòng)懸掛式，其剛度和阻尼參數(shù)無法實(shí)時(shí)調(diào)節(jié)，車輛在不同運(yùn)行工況下其最佳參數(shù)的不同需求無法實(shí)現(xiàn)，使得車輛無法達(dá)到最佳運(yùn)用狀態(tài)[2]。2017年中國高速列車運(yùn)行速度進(jìn)一步提升，部分線路的商業(yè)運(yùn)行速度達(dá)到350 km/h，車輛的運(yùn)行性能隨著運(yùn)行速度的提高進(jìn)一步惡化，被動(dòng)懸掛式抗蛇行減振器的低適應(yīng)性已無法滿足車輛高速運(yùn)行的需要[3]。半主動(dòng)懸掛抗蛇行減振器可根據(jù)車輛運(yùn)行工況的不同實(shí)時(shí)調(diào)節(jié)其參數(shù)，能夠有效改善車輛的運(yùn)行平穩(wěn)性和穩(wěn)定性，因而開展高速列車半主動(dòng)懸掛抗蛇行減振器研究具有很強(qiáng)的現(xiàn)實(shí)意義[4]。

Wang 等[5]研究了磁流變抗蛇行阻尼器半主動(dòng)懸掛系統(tǒng)對軌道車輛系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)性能的影響;Zong等[6]研究了可用于高速列車的磁流變抗蛇行減振器，驗(yàn)證了半主動(dòng)懸掛系統(tǒng)可優(yōu)化車輛運(yùn)行性能;Mousavi等[7]選取磁流變半主動(dòng)抗蛇行減振器阻尼特性參數(shù)為研究對象，經(jīng)過全局靈敏度分析，運(yùn)用遺傳算法和Simpack/Matlab聯(lián)合仿真進(jìn)行車輛動(dòng)力學(xué)性能優(yōu)化;Wang 等[8]研究了抗蛇行減振器阻尼、剛度以及阻尼間隙對車輛平穩(wěn)性和輪軌力的影響規(guī)律;李興[9]設(shè)計(jì)了基于多級徑向流動(dòng)模式的磁流變減振器，并通過理論計(jì)算和試驗(yàn)分析研究了磁流變減振器性能，為抗蛇形磁流變減振器在軌道車輛上的使用奠定了技術(shù)基礎(chǔ);馬新娜[10]提出將磁流變阻尼器作為抗蛇行阻尼器和二系橫向阻尼器應(yīng)用于高速機(jī)車系統(tǒng)，并分別建立了基于磁流變阻尼器的17自由度和21自由度高速機(jī)車橫向動(dòng)力學(xué)模型，驗(yàn)證了磁流變阻尼器應(yīng)用于高速機(jī)車系統(tǒng)中是可行的;孟素英[11]分析了抗蛇行減振器剛度和阻尼對被動(dòng)懸掛車輛系統(tǒng)穩(wěn)定性的影響，并針對高速列車的一次和二次蛇行失穩(wěn)現(xiàn)象，研究了抗蛇行減振器的半主動(dòng)控制策略。以上的研究大都僅對半主動(dòng)懸掛抗蛇行減振器的阻尼參數(shù)進(jìn)行調(diào)節(jié)，實(shí)際上在車輛服役過程中輪軌接觸的非線性參數(shù)也會(huì)發(fā)生變化，且抗蛇行減振器剛度參數(shù)的變化對車輛動(dòng)力學(xué)性能的影響非常顯著[12]，故可變剛度和阻尼的半主動(dòng)懸掛抗蛇行減振器對輪軌接觸非線性高速列車動(dòng)力學(xué)性能的影響值得研究。

本文擬對不同輪軌接觸狀態(tài)的高速列車在采用可變剛度和阻尼半主動(dòng)懸掛抗蛇行減振器時(shí)的車輛動(dòng)力學(xué)性能進(jìn)行研究分析。首先建立高速列車動(dòng)力學(xué)模型、磁流變阻尼器模型、可變剛度和阻尼抗蛇行減振器模型;然后計(jì)算并分析抗蛇行減振器剛度和阻尼參數(shù)對不同輪軌接觸狀態(tài)的車輛運(yùn)行平穩(wěn)性和穩(wěn)定性的影響規(guī)律，并在此基礎(chǔ)上建立抑制構(gòu)架蛇行失穩(wěn)的混合模糊控制策略，對比分析被動(dòng)懸掛抗蛇行減振器和半主動(dòng)懸掛抗蛇行減振器的車輛動(dòng)力學(xué)性能差異。通過開展可變剛度和阻尼半主動(dòng)懸掛抗蛇行減振器研究，可為高速列車采用半主動(dòng)懸掛式減振器提供一定理論依據(jù)。

1 車輛系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型

本文所建立的車輛系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型主要包括車輛系統(tǒng)模型、軌道激勵(lì)參數(shù)、懸掛系統(tǒng)非線性模型和輪軌接觸非線性模型，其中重點(diǎn)討論了對車輛系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)性能影響較大的輪軌接觸非線性模型，通過對該模型參數(shù)的調(diào)整，模擬高速列車新輪軌接觸和磨耗輪軌接觸兩種狀態(tài)，為研究高速列車對可變剛度和阻尼減振器的適應(yīng)性奠定基礎(chǔ)。

1.1 車輛系統(tǒng)模型

1.4 輪軌接觸非線性

輪軌接觸狀態(tài)對高速列車的動(dòng)力學(xué)性能影響較大，其中車輪踏面外型是決定輪軌接觸狀態(tài)的重要因素之一，而車輪踏面外型的變化主要受輪軌磨耗的影響。車輪踏面在名義滾動(dòng)圓處形成的凹坑磨耗是高速列車的主要橫向磨耗之一，主要發(fā)生在相對高的等效錐度上[16]。車輪踏面橫向凹坑磨耗與高速列車高速運(yùn)行平穩(wěn)性密切相關(guān)，輪軌平穩(wěn)地高速滾動(dòng)接觸，導(dǎo)致輪軌接觸光帶狹窄平直，且主要集中在名義滾動(dòng)圓附近，此處車輪踏面材料磨耗累積迅速形成凹坑，輪對的等效錐度迅速增大。若輪對等效錐度大，易導(dǎo)致輪對甚至車輛“高頻晃動(dòng)”。

車輪踏面橫向凹坑磨耗是輪軌滾動(dòng)摩擦接觸中一種自然磨耗現(xiàn)象，輪對的等效錐度迅速增大，凹坑磨耗在一定深度范圍內(nèi)，將會(huì)引起輪對橫向晃動(dòng)，輪對搖頭運(yùn)動(dòng)或蛇形運(yùn)動(dòng)增加迅速，搖頭幅度增大，影響車輛的舒適性。在凹坑磨耗存在情況下，輪軌接觸點(diǎn)分布在車輪踏面凹坑兩側(cè)附近，且間斷不連續(xù)，這樣會(huì)誘發(fā)輪軌橫向接觸振動(dòng)，向輪對、構(gòu)架和軌道輸送振動(dòng)能量。輪對橫向晃動(dòng)又導(dǎo)致輪軌接觸點(diǎn)在車輪踏面上或在軌頂面橫向跳躍接觸，輪軌接觸橫向跳躍將會(huì)引起輪對橫向振動(dòng)。接觸點(diǎn)跳動(dòng)將引起構(gòu)架蛇行模態(tài)的耦合振動(dòng)，進(jìn)而造成對抗蛇行減振器的高頻擾動(dòng)，導(dǎo)致高頻卸荷，進(jìn)而誘發(fā)構(gòu)架搖頭、橫移和側(cè)滾模態(tài)的耦合振動(dòng)，造成拖車構(gòu)架橫向顫振[17-18]。

調(diào)節(jié)抗蛇形阻尼系數(shù)可以調(diào)節(jié)其阻尼力，該阻尼力大小對于抑制車體或者轉(zhuǎn)向架振動(dòng)有著至關(guān)重要的作用，當(dāng)車體速度與車體和構(gòu)架的相對速度同方向時(shí)，應(yīng)采用較大的阻尼力抑制其相對運(yùn)動(dòng)，其他情況應(yīng)采用較小的阻尼力降低車體或轉(zhuǎn)向架的振動(dòng)。對于可變的抗蛇形剛度，根據(jù)結(jié)構(gòu)振動(dòng)理論，系統(tǒng)的固有振動(dòng)頻率f可以近似等于f=12πkm

（11） ?通過上式可以看出，通過改變抗蛇形剛度可以調(diào)節(jié)其車輛系統(tǒng)的固有振動(dòng)頻率。當(dāng)輪軌接觸的名義等效錐度發(fā)生改變后，其輪對激勵(lì)頻率也將發(fā)生改變，若輪對激勵(lì)頻率與轉(zhuǎn)向架蛇形頻率相等將引起轉(zhuǎn)向架蛇形共振，并導(dǎo)致轉(zhuǎn)向架振動(dòng)加劇，乘坐舒適性降低。改變抗蛇形剛度值可以使轉(zhuǎn)向架固有振動(dòng)頻率發(fā)生改變，避免發(fā)生系統(tǒng)共振，從而改善車輛動(dòng)力學(xué)性能。

4 仿真計(jì)算結(jié)果及分析

高速列車在不同輪軌接觸狀態(tài)下的車輛動(dòng)力學(xué)性能不同，抗蛇行減振器主要影響車輛的橫向動(dòng)力學(xué)性能和蛇行運(yùn)動(dòng)穩(wěn)定性。而普通油壓減振器由于油壓液泄漏、橡膠節(jié)點(diǎn)老化等因素會(huì)導(dǎo)致抗蛇行剛度和阻尼參數(shù)發(fā)生變化。且隨著列車運(yùn)行速度大幅度提升，尤其超過300 km/h后，外部激擾頻率增大，接近或超過了車輛/軌道系統(tǒng)固有頻率，致使輪軌相互作用加劇，列車產(chǎn)生諧振或局部共振，主要表現(xiàn)為構(gòu)架激振失穩(wěn)、車體整體和局部顫振等[26]。

本文模擬車輛以350 km/h速度通過直線線路工況，輪軌接觸狀態(tài)包括新輪軌接觸和磨耗輪軌接觸兩種情況，計(jì)算分析抗蛇行減振器剛度和阻尼對車輛運(yùn)行平穩(wěn)性和穩(wěn)定性的影響，在此基礎(chǔ)上將可變剛度和阻尼抗蛇行減振器應(yīng)用于車輛懸掛系統(tǒng)中，對比分析被動(dòng)懸掛抗蛇行減振器和半主動(dòng)懸掛抗蛇行減振器的車輛運(yùn)行性能差異。

4.1 抗蛇行減振器剛度和阻尼對車輛動(dòng)力學(xué)性能的影響 ?首先分析當(dāng)抗蛇行阻尼為設(shè)計(jì)值C=0.5 MN·s/m時(shí)，抗蛇行剛度系數(shù)變化對車輛運(yùn)行性能的影響，計(jì)算得到構(gòu)架橫向加速度、輪對橫向量隨抗蛇行剛度的變化如圖5和6所示。圖5中實(shí)心方塊、實(shí)心正三角、空心圓和空心倒三角分別為新輪軌接觸的最大值、有效值（RMS值）、磨耗輪軌接觸的最大值和有效值（RMS值）。分析可得，當(dāng)抗蛇行阻尼為設(shè)計(jì)值時(shí)，增大抗蛇行剛度，不論是新輪軌接觸還是磨耗輪軌接觸，構(gòu)架的橫向加速度減小，輪對橫移量增加。但抗蛇行剛度對磨耗輪軌的構(gòu)架加速度影響更為顯著，這是由于磨耗輪軌在接觸狀態(tài)下，輪對的名義等效錐度較大，名義等效錐度的增加可能導(dǎo)致輪軌激勵(lì)頻率與構(gòu)架固有振動(dòng)頻率接近，從而導(dǎo)致車輛振動(dòng)加劇，這與文獻(xiàn)[18，20]中實(shí)測的磨耗輪軌接觸的車輛運(yùn)行性能惡化相一致。

計(jì)算分析當(dāng)抗蛇行剛度為設(shè)計(jì)值K=10 MN/m時(shí)抗蛇行阻尼系數(shù)變化對構(gòu)架橫向加速度、輪對橫移量的影響如圖7-8所示。圖7中實(shí)心方塊、實(shí)心正三角、空心圓和空心倒三角分別為新輪軌接觸的最大值、有效值（RMS值）、磨耗輪軌接觸的最大值和有效值（RMS值）。分析可得，當(dāng)抗蛇行剛度為設(shè)計(jì)值時(shí)，增大抗蛇行阻尼，不論是新輪軌接觸還是磨耗輪軌接觸，輪對橫移量減小。過大的抗蛇行阻尼導(dǎo)致新輪軌接觸的構(gòu)架加速度增大但不影響車輛正常運(yùn)行;相反，過小的抗蛇行阻尼導(dǎo)致磨耗輪軌接觸的構(gòu)架橫向加速度過大，有構(gòu)架失穩(wěn)的風(fēng)險(xiǎn)。如抗蛇行剛度為設(shè)計(jì)值10 MN/m、抗蛇行阻尼為0.25 MN·s/m時(shí)，磨耗輪軌的輪對橫向位移出現(xiàn)異常，如圖9所示，其構(gòu)架橫向加速度與頻譜分布如圖10-11所示，構(gòu)架發(fā)生蛇行失穩(wěn)現(xiàn)象，蛇行失穩(wěn)頻率為3 Hz，這可能是由于磨耗輪軌的名義等效錐度增大導(dǎo)致軌道激勵(lì)頻率發(fā)生了改變而接近構(gòu)架蛇形固有頻率，且抗蛇行減振器阻尼過小發(fā)生減振器卸荷、提供的阻尼力過小，不足以抑制構(gòu)架振動(dòng)所致。

為進(jìn)一步研究磨耗輪軌接觸狀態(tài)下抗蛇行減振器阻尼和剛度對車輛運(yùn)行性能的影響規(guī)律，首先計(jì)算分析了抗蛇行阻尼偏小時(shí)抗蛇行剛度變化對車輛運(yùn)行性能的影響，圖12-15為當(dāng)抗蛇行阻尼為C=0.25 MN·s/m時(shí)輪對橫移量、構(gòu)架橫向加速度隨抗蛇行剛度的變化情況。分析可得，當(dāng)抗蛇行阻尼為0.25 MN·s/m時(shí)，除較小的抗蛇行剛度（5 MN/m）外，輪對橫移量均出現(xiàn)一定程度的蛇行運(yùn)動(dòng)共振現(xiàn)象，且隨著抗蛇行剛度增大呈蛇行運(yùn)動(dòng)加劇的趨勢，這可能是由于在磨耗輪軌接觸狀態(tài)下，隨著抗蛇形剛度的增大，構(gòu)架與輪軌間的硬度也就越高，而抗蛇形減振器提供的阻尼力過小，不足以抑制構(gòu)架振動(dòng)。當(dāng)抗蛇行剛度為20 MN/m時(shí)，構(gòu)架橫向加速度出現(xiàn)異常，最大值達(dá)到41.562 m/s2，構(gòu)架出現(xiàn)劇烈的蛇行失穩(wěn)現(xiàn)象，蛇行失穩(wěn)頻率約為6.1 Hz;當(dāng)抗蛇行剛度為40 MN/m時(shí)，輪對橫移量在全程出現(xiàn)蛇行失穩(wěn)現(xiàn)象。這可能是由于磨耗輪軌接觸時(shí)，名義等效錐度增大導(dǎo)致軌道激勵(lì)頻率發(fā)生了改變，使輪軌激勵(lì)頻率與構(gòu)架固有頻率接近而引起構(gòu)架蛇形共振失穩(wěn)所致;且抗蛇形阻尼較小引起減振器卸荷，提供的阻尼力過小不足以抑制構(gòu)架振動(dòng)。為避免構(gòu)架發(fā)生蛇行失穩(wěn)，當(dāng)抗蛇行阻尼偏小時(shí)，抗蛇行剛度也應(yīng)適當(dāng)降低，從而降低構(gòu)架的固有振動(dòng)頻率和硬度，避免發(fā)生蛇形共振和減振器卸荷，并改善車輛運(yùn)行性能。

磨耗輪軌接觸狀態(tài)抗蛇行剛度偏大的（K=20 MN/m）抗蛇行阻尼變化對構(gòu)架橫向加速和輪對橫移量的影響如圖16-17所示。分析可得，當(dāng)抗蛇行剛度為20 MN/m時(shí)，構(gòu)架橫向加速度和輪對橫移量均隨著抗蛇行阻尼的增大而減小，構(gòu)架僅在抗蛇行阻尼為0.25 MN·s/m時(shí)發(fā)生蛇行失穩(wěn)現(xiàn)象。分析可知，當(dāng)抗蛇形阻尼為0.25 MN·s/m時(shí)，抗蛇形阻尼過小將發(fā)生減振器卸荷，導(dǎo)致阻尼力太小不足以抑制構(gòu)架蛇形振動(dòng)時(shí)將發(fā)生構(gòu)架蛇形失穩(wěn)。為避免車輛發(fā)生蛇行失穩(wěn)，抗蛇行阻尼也應(yīng)適當(dāng)增大以提供足夠大的阻尼力抑制構(gòu)架蛇形運(yùn)動(dòng)，保證車輛安全穩(wěn)定運(yùn)行。

綜合以上分析可得，優(yōu)良的抗蛇行減振器阻尼和剛度匹配參數(shù)，可避免構(gòu)架蛇形失穩(wěn)，使得車輛動(dòng)力學(xué)性能優(yōu)良，并使車輛的運(yùn)行安全性提高。為保障車輛具有良好的運(yùn)行性能，在磨耗輪軌接觸狀態(tài)下，也即輪軌名義等效錐度較大時(shí)，當(dāng)抗蛇行阻尼較小（C=0.2-0.5 MN·s/m ）時(shí)，應(yīng)匹配以較小的抗蛇行剛度值（K=4-8 MN/m），以避免抗蛇行減振器卸荷導(dǎo)致阻尼力不足，無法提供足夠的阻尼力抑制構(gòu)架蛇形運(yùn)動(dòng);當(dāng)抗蛇行剛度較大（K=20-40 MN/m）時(shí)，適當(dāng)增大抗蛇行阻尼（C=0.5-1.0 MN·s/m）有利于車輛安全穩(wěn)定運(yùn)行。在新輪軌接觸時(shí)，也即輪軌接觸名義等效錐度較小時(shí)，抗蛇形剛度K=20-40 MN/m和阻尼C=0.2-0.5 MN·s/m時(shí)可以保證車輛具有較高的運(yùn)行穩(wěn)定性。

4.2 半主動(dòng)懸掛抗蛇行減振器的影響

通過分析抗蛇行剛度和阻尼對車輛運(yùn)行性能的影響可得，抗蛇行剛度和阻尼存在優(yōu)良的匹配關(guān)系，可以改善磨耗輪軌接觸狀態(tài)下的車輛運(yùn)行性能。由于被動(dòng)懸掛抗蛇行減振器的剛度和阻尼參數(shù)無法實(shí)時(shí)調(diào)節(jié)，因此無法滿足高速列車面臨輪軌磨耗加劇、高速運(yùn)行的需要。開發(fā)具有可調(diào)節(jié)剛度和阻尼性能的抗蛇行減振器具有重要的現(xiàn)實(shí)意義。

4.2.1 混合模糊控制器設(shè)計(jì)

根據(jù)文獻(xiàn)[27]中模糊控制器的設(shè)計(jì)方法，為避免構(gòu)架發(fā)生蛇行失穩(wěn)現(xiàn)象，在磨耗輪軌接觸狀態(tài)時(shí)，以構(gòu)架橫向加速度a和其變化率作為輸入變量，以抗蛇行剛度K和阻尼C作為輸出變量。通過監(jiān)測構(gòu)架橫向加速度大小及其變化率調(diào)節(jié)抗蛇形剛度和阻尼值，輸出的抗蛇行剛度和阻尼參數(shù)分別乘以車體與構(gòu)架間的相對位移和速度，求和后作為抗蛇行減振器的輸出力輸入到車輛系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型中，建立車輛半主動(dòng)懸掛系統(tǒng)的混合模糊控制系統(tǒng)。

4.2.2 半主動(dòng)懸掛高速列車模型

用軟件Matlab/Simulink建立可變剛度和阻尼抗蛇行減振器力學(xué)模型和混合模糊控制策略，與用軟件Simpack建立的車輛系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型通過Simat聯(lián)合仿真接口連接。混合模糊控制器、可變剛度和阻尼抗蛇行減振器、車輛系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型的聯(lián)合仿真系統(tǒng)模型如圖18所示。

4.2.3 半主動(dòng)懸掛抗蛇行減振器結(jié)果分析

高速列車在武廣線軌道激勵(lì)條件下，以350 km/h速度運(yùn)行時(shí)，磨耗輪軌接觸狀態(tài)的半主動(dòng)懸掛式和被動(dòng)懸掛式（抗蛇行阻尼系數(shù)和剛度均為設(shè)計(jì)值，C=0.5 MN·s/m，K=10 MN/m）抗蛇行減振器的車體橫向加速度、轉(zhuǎn)向架橫向和搖頭加速度時(shí)域圖分別如圖19-21所示，轉(zhuǎn)向架搖頭加速度功率譜密度頻譜圖如圖22所示，對比分析如表5所示。采用可變剛度和阻尼的抗蛇行減振器可大幅改善車輛動(dòng)力學(xué)性能，高速列車采用半主動(dòng)懸掛抗蛇行減振器與采用被動(dòng)懸掛抗蛇行減振器相比，車體橫向加速度降低22.4%、構(gòu)架橫向加速度降低16.0%、構(gòu)架搖頭加速度降低71.7%。這是由于高速列車半主動(dòng)懸掛式抗蛇行減振器可根據(jù)車輛運(yùn)行工況的不同實(shí)時(shí)調(diào)節(jié)其剛度和阻尼參數(shù)，以便更好滿足車輛運(yùn)行的需要。

為進(jìn)一步分析半主動(dòng)懸掛抗蛇行減振器與被動(dòng)懸掛抗蛇行減振器對車輛動(dòng)力學(xué)性能的影響，仿真計(jì)算了車體搖頭加速度、脫軌系數(shù)、輪軌橫向力和輪對橫向位移，表6給出了相關(guān)性能指標(biāo)和優(yōu)化比例。

可以得到，高速列車采用可變剛度和阻尼的半主動(dòng)懸掛抗蛇行減振器與采用被動(dòng)懸掛抗蛇行減振器相比，可使車輛在磨耗輪軌接觸狀態(tài)時(shí)的車體搖頭加速度、脫軌系數(shù)、輪軌橫向力和輪對橫向位移分別降低25.5%，53.9%，40.8%和20.6%。

5 結(jié) 論

通過分析抗蛇行減振器剛度和阻尼參數(shù)對高速列車轉(zhuǎn)向架蛇行運(yùn)行穩(wěn)定性的影響，并在此基礎(chǔ)上建立可變剛度和阻尼的半主動(dòng)懸掛抗蛇行減振器，得出結(jié)論如下：

1）基于CRH3型動(dòng)車組抗蛇行減振器外型結(jié)構(gòu)參數(shù)設(shè)計(jì)了磁流變減振器結(jié)構(gòu)參數(shù)，并推導(dǎo)出了磁流變減振器阻尼力模型，從物理上實(shí)現(xiàn)了將可變阻尼抗蛇行減振器用于高速列車半主動(dòng)懸掛系統(tǒng);

2）在可變阻尼抗蛇行減振器的基礎(chǔ)上建立了可變剛度和阻尼的抗蛇行減振器力學(xué)模型，推導(dǎo)出了半主動(dòng)懸掛抗蛇行減振器的等效剛度和阻尼表達(dá)式，為半主動(dòng)懸掛控制系統(tǒng)的建立奠定了理論基礎(chǔ);

3）抗蛇行剛度和阻尼參數(shù)對新輪軌接觸的車輛運(yùn)行性能影響較小，對磨耗輪軌接觸的車輛動(dòng)力學(xué)性能影響顯著。為保障磨耗輪軌的車輛運(yùn)行性能，當(dāng)抗蛇行阻尼較小時(shí)，應(yīng)匹配較小的抗蛇行剛度值以避免抗蛇行減振器卸荷;當(dāng)抗蛇行剛度較大時(shí)，適當(dāng)增大抗蛇行阻尼有利于車輛安全穩(wěn)定運(yùn)行;

4）采用可變剛度和阻尼式半主動(dòng)懸掛抗蛇行減振器可大幅改善磨耗輪軌接觸的車輛動(dòng)力學(xué)性能，與采用被動(dòng)懸掛抗蛇行減振器相比，車體橫向加速度、車體搖頭加速度、構(gòu)架橫向加速度、構(gòu)架搖頭加速度、脫軌系數(shù)、輪軌橫向力和輪對橫向位移分別降低22.4%，25.5%，16.0%，71.7%，53.9%，40.8%和20.6%。

綜上所述，不同輪軌接觸狀態(tài)下高速列車的動(dòng)力學(xué)性能不同，通過采用半主動(dòng)懸掛抗蛇行減振器調(diào)整其剛度和阻尼參數(shù)可改善車輛動(dòng)力學(xué)性能，保證車輛的安全穩(wěn)定運(yùn)行。

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Abstract： In view of the high speed， long operating mileage， and increased wheel-rail wear of high-speed trains， the passive suspension anti-yaw damper has poor adaptability， resulting in insufficient stability of the bogie anti-yaw performance. Therefore， a semi-active suspension anti-yaw damper is studied in this paper. Firstly， based on the nonlinear characteristics of high-speed train suspension system and the nonlinear characteristics of wheel-rail contact， a high-speed train model and a magneto-rheological damper model as well as a variable stiffness and damping anti-yaw damper model are established. Secondly， the influence of anti-yaw stiffness and damping parameters on the vehicle dynamics performance with new wheel-rail and worn wheel-rail is analyzed. The semi-active suspension control strategy is proposed for the worn wheel-rail contact. Finally， the difference of running performance between passive suspension and semi-active suspension vehicle is compared and analyzed. The results show that by using the semi-active suspension to adjust the stiffness and damping parameters of the anti-yaw shock absorb， the running performance of the vehicle in contact with worn wheel-rail can be greatly improved， which ensures that the frame does not suffer from yaw-instability. Compared with the vehicle with passive suspension， the lateral accelerations of the car body and the bogie are reduced by 22.4% and 16.0%， respectively.

Key words： semi-active suspension; high-speed train; anti-yaw damper; stiffness; damping; wear wheel-rail