楊茜茜

（中國鐵建高新裝備股份有限公司，昆明650215）

某型軌道工程車連掛速度為120 km/h，按照相關(guān)的標準規(guī)范，該型軌道工程車的動力學性能試驗速度應(yīng)不低于132 km/h。

該工程車進行動力學試驗過程中，運行速度達到125 km/h 時，橫向振動有蛇行失穩(wěn)的趨勢，橫向加速度和橫向平穩(wěn)性指標超過限度值。對試驗數(shù)據(jù)進一步分析，發(fā)現(xiàn)車輛縱向定位剛度不足且摩擦阻尼匹配不合理，橫向臨界速度偏低。

為了提高該車輛的抗蛇行失穩(wěn)的臨界速度及車輛運行平穩(wěn)性，通過SIMPACK 建立車輛動力學仿真模型，優(yōu)化相關(guān)參數(shù)，對車輛的動力學性能進行計算評估，并通過動力性性能試驗加以驗證。

1 車輛主要構(gòu)成及主要計算參數(shù)

1.1 車輛模型特點

該型軌道工程車為四軸車，其走行部由2 臺二軸轉(zhuǎn)向架組成。前轉(zhuǎn)向架為驅(qū)動轉(zhuǎn)向架，后轉(zhuǎn)向架為從動轉(zhuǎn)向架。前、后轉(zhuǎn)向架的結(jié)構(gòu)基本相同，均由轉(zhuǎn)向架構(gòu)架、輪對軸箱裝置、球面心盤總成、常接觸彈性旁承、彈簧減振裝置、基礎(chǔ)制動裝置等部分組成。轉(zhuǎn)向架均采用H 形整體焊接構(gòu)架，主要由兩根側(cè)梁和一根橫梁組成，側(cè)梁和橫梁均為變截面的封閉箱形斷面，這種設(shè)計重量輕強度高，且能提供較大的抗菱剛度。彈簧減振裝置由螺旋鋼彈簧、斜楔式變摩擦減振器等組成。其軸箱采用導框定位式結(jié)構(gòu)，橫向有定位間隙，縱向為準剛性定位。車體全部質(zhì)量均通過球面心盤和兩側(cè)常接觸旁承，坐落在構(gòu)架上，并通過一系懸掛作用在軸箱和輪對上。

1.2 車輛主要計算參數(shù)

表1 車輛主要計算參數(shù)

2 車輛動力學模型

模型由 1 個車體、2 個構(gòu)架、4 個輪對和 8 個軸箱共15 個剛體組成。由于考慮車輛是勻速運動，因此可以不考慮各剛體沿x軸方向的平行移動（伸縮），轉(zhuǎn)向架構(gòu)架的橫移位移、浮沉位移與車體的橫移、浮沉、點頭、搖頭和側(cè)滾位移相關(guān)，不是獨立的自由度，輪對的浮沉、側(cè)滾運動是輪對橫移和搖頭角的函數(shù)，因此不是獨立的自由度，軸箱相對于輪對有點頭運動，其他運動方式和輪對一致。在仿真分析中車輛各剛體的廣義坐標如表2所示。

表2 車輛動力學模型自由度

根據(jù)該型軌道工程車結(jié)構(gòu)特點，在建立動力學模型時，車體、輪對、構(gòu)架和軸箱等部件均視為剛體，忽略鋼軌的彈性變形。同時考慮了各種非線性的關(guān)系，主要包括非線性輪軌接觸關(guān)系、非線性輪軌力和非線性懸掛力。結(jié)合車輛動力學計算參數(shù)和車輛動力學模型自由度，動力學計算模型如圖1 所示。

圖1 車輛動力學模型

根據(jù)轉(zhuǎn)向架的結(jié)構(gòu)特點，變摩擦減振的模擬采用相對摩擦系數(shù)斜楔建模方法。該方法主要考慮斜楔垂向自由度，僅在縱垂面上分析斜楔受力。由于斜楔摩擦減振器在縱向位移量小，所以副摩擦面上摩擦力做功遠小于主摩擦面，因此在摩擦阻力計算時僅考慮主摩擦面的摩擦力。通過斜楔受力平衡分析得出，斜楔向下運動主摩擦面摩擦力f下和向上運動主摩擦面摩擦力f上，，如圖2所示。

圖2 斜楔受力分析示意圖

相對摩擦系數(shù)所表達的是斜楔在一個上下運動循環(huán)內(nèi)摩擦功所占系統(tǒng)機械能比例，并由其衡量斜楔摩擦減振器的減振性能。在進行動力學仿真計算時，將斜楔摩擦減振器產(chǎn)生的摩擦力以平均相對摩擦系數(shù)與斜楔所受垂向彈簧反力的乘積表示。

3 計算結(jié)果優(yōu)化及分析

依據(jù)GB/T 17426?1998《鐵道特種車輛和軌行機械動力學性能評定方法和試驗方法》（以下簡稱“標準”），動力學性能仿真分析計算主要指標包括：

（1）穩(wěn)定性指標:車輛蛇行運動穩(wěn)定性的臨界速度；

（2）平穩(wěn)性指標:車輛在直線上運行時的橫向和垂向平穩(wěn)性指標，橫向及垂向最大加速度；

（3）安全性指標:車輛通過曲線時的輪軸橫向力、脫軌系數(shù)、輪重減載率和傾覆系數(shù)。

3.1 穩(wěn)定性分析

對于非線性的車輛系統(tǒng)，通過觀察車輛系統(tǒng)各剛體的振動情況來判定車輛系統(tǒng)的蛇行穩(wěn)定性。蛇行運動伴隨車輛運行一直存在，一般在受到激擾后能很快收斂到平衡位置[1]。本模型臨界速度的計算方法為:給定一段有限長的實際軌道隨機不平順激擾樣本函數(shù)，首先讓列車運行在不平順軌道上并激發(fā)其振動，然后讓列車運行在理想光滑軌道上，通過分析車輛在不同的運行速度下各剛體振動位移隨時間的變化情況，來判斷系統(tǒng)是否出現(xiàn)蛇行失穩(wěn)。根據(jù)此方法得出斜楔主摩擦面摩擦系數(shù)與蛇行運動失穩(wěn)臨界速度的關(guān)系如表3 所示。

表3 摩擦系數(shù)與蛇行運動失穩(wěn)臨界速度的關(guān)系

圖3 摩擦系數(shù)與蛇行運動失穩(wěn)臨界速度的關(guān)系

通過以上仿真結(jié)果，將變摩擦減振器主摩擦面上安裝的普通磨耗板改進為高分子材料磨耗板，相應(yīng)的摩擦系數(shù)為0.5，此時蛇行運動失穩(wěn)臨界速度為157 km/h，但相比132 km/h 的速度值，安全冗余度小于20%，還不能滿足車輛穩(wěn)定性的動力學性能要求。

（1）為了提高安全冗余度，除了采用相對摩擦系數(shù)較高的高分子磨耗板外，在車體與轉(zhuǎn)向架之間增加抗蛇行減振器，同時調(diào)整旁承的預壓縮值，得出旁承預壓縮量、抗蛇行減振器阻尼與蛇行運動失穩(wěn)臨界速度的關(guān)系如表4 所示。

表4 抗蛇行減振器阻尼值、旁承壓縮量與蛇行運動失穩(wěn)臨界速度的關(guān)系

從表4 的可看出，當旁承預壓縮量為12 mm，抗蛇行減振器阻尼值為 200 000 N·(m·s?1)?1時，蛇行失穩(wěn)臨界速度值最大為133 km/h；當旁承預壓縮量為15 mm，抗蛇行減振器阻尼值為 100 000 N·(m·s?1)?1時，蛇行失穩(wěn)臨界速度值最大為168 km/h。故旁承壓縮量優(yōu)選值為15 mm、抗蛇行減振器阻尼優(yōu)選值為100 000 N·(m·s?1)?1，以下對上述參數(shù)優(yōu)化后的模型進行動力學性能預測。

3.2 平穩(wěn)性分析

平穩(wěn)性仿真速度在50～132 km/h 范圍內(nèi)，每個工況速度在前一工況速度上增加10 km。

該型軌道工程車的橫向和垂向振動加速度Ay、Az及橫向、垂向平穩(wěn)性指標Wy、Wz如表5 所示。計算結(jié)果表明:

（1）在132 km/h 速度范圍內(nèi)，車橫向加速度最大值小于4.91 m/s2，垂向加速度最大值小于6.87 m/s2，滿足標準規(guī)定的限度。

（2）在120 km/h 速度范圍內(nèi)，垂向平穩(wěn)性指標小于3.0，達到“優(yōu)秀”等級；在 130～132 km/h 速度范圍內(nèi)，平穩(wěn)性指標達到“良好”等級。

表5 振動加速度及平穩(wěn)性指標

圖4 最大振動加速度和平穩(wěn)性指標值

3.3 安全性分析

本模型采用的軌道不平順為美國5 級譜[1]，曲線半徑取R=300 m、400 m、600 m，12 號單開道岔。曲線允許速度、欠超高量根據(jù)相關(guān)標準計算得到。動力學性能評價指標包括:輪軌橫向力Q、輪軸橫向力H、脫軌系數(shù)Q/P、輪重減載率ΔP/P、傾覆系數(shù)D。計算工況如下:

（1）曲線半徑R=300 m，外軌超高h=100 mm、150 mm，最大欠超高90 mm，緩和曲線長度70 m，圓曲線長度60 m，最高運行速度69.5 km/h、78.1 km/h。

（2）曲線半徑R=400 m，外軌超高h=100 mm、150 mm，最大欠超高90 mm，緩和曲線長度70 m，圓曲線長度60 m，最高運行速度80.3 km/h、90.2 km/h。

（3）曲線半徑R=600 m，外軌超高h=80 mm、150 mm，最大欠超高90 mm，緩和曲線長度70 m，圓曲線長度60 m，最高運行速度93.0 km/h、110.5 km/h。

（4）以45 km/h 速度通過由12 號道岔組成的渡線。

該型軌道工程車通過曲線和道岔的計算結(jié)果如表6 所示。計算結(jié)果表明:輪軸橫向力H、脫軌系數(shù)Q/P、輪重減載率ΔP/P、傾覆系數(shù)D均沒有超過標準規(guī)定的限度。

表6 曲線通過動力學性能指標

4 結(jié) 論

（1）根據(jù)用SIMPACK 仿真得出的變摩擦減振器摩擦系數(shù)、旁承壓縮量、抗蛇行減振器阻尼值的變化對該型軌道工程車臨界速度的影響，優(yōu)選出摩擦系數(shù)值為0.5、旁承壓縮量為15 mm、抗蛇行減振器阻尼值為100 000 N·(m·s?1)?1，此時該型工程車蛇行失穩(wěn)臨界速度為168 km/h，其平穩(wěn)性指標和安全性指標均滿足相關(guān)標準規(guī)范的規(guī)定。

（2）依據(jù)仿真結(jié)果，通過優(yōu)化縱向定位、改進摩擦減振器的材料和增加抗蛇行減振器來提高臨界蛇行速度和改善垂向振動后，動力學性能試驗表明:該軌道工程車蛇行失穩(wěn)臨界速度不低于132 km/h；當試驗速度為132 km/h 時，橫向平穩(wěn)性指標為2.98，垂向平穩(wěn)性指標為3.16，和仿真結(jié)果接近，平穩(wěn)性滿足相關(guān)標準規(guī)范的規(guī)定；安全性滿足相關(guān)標準規(guī)范的規(guī)定。通過應(yīng)用SIMPACK 對軌道車輛系統(tǒng)進行動力學仿真分析，對車輛動力學性能參數(shù)選擇具有實際的指導意義。