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        不同輪對組合的轉向架動力學性能分析

        2022-02-25 03:08:44孔振文周文祥祝向陽
        機械制造與自動化 2022年1期
        關鍵詞:作動器控制目標輪軌

        孔振文,周文祥,祝向陽

        (西南交通大學 牽引動力國家重點實驗室,四川 成都 610031)

        0 引言

        傳統(tǒng)車輛穩(wěn)定性和曲線通過性能的不兼容一直是軌道車輛難以避免的問題[1]。隨著車速的高速化和線路的復雜化,這個問題愈發(fā)突顯。獨立輪對(IRW)理論上可以完美兼顧兩種特性,然而其結構本身缺乏自導向能力[1]。在此基礎上,眾多相關學者對新型導向單元進行了長期的探索[2]。

        1950年,西班牙Talgo轉向架的問世,被視為新型導向單元的成功開發(fā)案例。此后,德國、日本相繼嘗試開發(fā)了EEF、EDF和RT-X1轉向架[2]。這些導向單元的設計思想,都是借助輪軌間作用力產生穩(wěn)定的復位力矩,尤其是借助重力復原力。在國內,新型導向單元的研究相對較少,主要集中于徑向轉向架開發(fā)[3]、磨耗踏面設計[4]和主動導向控制[5-6]的研究。前兩者采用的都是機械的方法,普適性不足,而后者理論上存在更好的可能性。主動導向控制最早成熟于汽車行業(yè)[7]。國內有關鐵路車輛主動導向控制的研究起步較晚,任利惠教授較早研究了獨立輪對的主動控制技術。

        新時期背景下,對下一代高鐵設計[8]的穩(wěn)定性和曲線通過性能有了更高的要求。為此,本文借助傳統(tǒng)剛性輪對和獨立輪對的不同特性,分析二者組合的轉向架動力學特性,為新型導向單元的設計提供參考。同時,對IRW的組合轉向架提出一種簡單可靠的主動導向控制方法。

        1 動力學方程

        對于兩軸轉向架,剛性輪對(SW)和獨立輪對(IRW)的不同組合會呈現(xiàn)不同的動力學性能。不同輪對組合的轉向架形式見表1。

        表1 不同輪對組合的轉向架形式

        為方便研究車輛動力學相關問題,本文只考慮車輛系統(tǒng)的平面運動,忽略一、二系垂向懸掛的影響,忽略軌道激勵的影響。

        綜上所述,剛性輪對、轉向架和車體均只考慮搖頭和橫移兩個方向的運動,獨立輪對還需要考慮左、右車輪的相對旋轉自由度,表達式推導如下:

        剛性輪對:

        (1)

        獨立輪對:

        (2)

        轉向架:

        (3)

        車體:

        (4)

        式中:y、ψ、φ和ε分別為橫移、搖頭、側滾和左右車輪差速之半,其一階倒數(shù)和二階導數(shù)分別為速度項和加速度項,下標w、b和c分別代表輪對、轉向架和車體,k=1~2和i=1~4分別代表轉向架構架和輪對以及對應線路的編號;Kg、Kθ分別為重力剛度和角剛度,且Kg=Pλe/a,Kθ=Pλea,P為軸質量;K、C分別為剛度和阻尼,下標p、s分別代表一系、二系懸掛,x、y為方向;f11、f22分別為縱向和橫向蠕滑系數(shù);λe為輪對踏面等效錐度;r0為滾動圓半徑;R為曲線半徑;θ為外軌超高角;a為車輪滾動圓橫向跨距之半;b、c分別為一系、二系懸掛橫向跨距之半;lb和lc分別為軸距和車輛定距。

        2 動力學分析

        2.1 穩(wěn)定性

        車輛臨界速度就是蛇行運動臨界速度,指車輛系統(tǒng)在一定條件下發(fā)生周期蛇行運動對應的最低車速[9]。按照李雅普諾夫穩(wěn)定性的概念,可根據(jù)車輛系統(tǒng)的狀態(tài)系數(shù)矩陣(雅克比矩陣)特征根的變化進行求解。當特征值存在正實部或者存在零重根時,系統(tǒng)不穩(wěn)定,其值為車輛系統(tǒng)線性臨界速度。

        為簡化計算,假定車輛為絕對參考,不同輪對組合的轉向架自由度為6-8階,對應的狀態(tài)系數(shù)方程為12-16階。按照上述原則,通過上式進行Matlab編程計算,不同輪對組合轉向架的線性臨界速度如表2所示。

        表2 不同輪對組合轉向架的線性臨界速度

        表中Vc為線性臨界速度。

        為進一步體現(xiàn)不同輪對組合轉向架的直線導向能力,設置初始速度為300km/h和一位輪對初始位移激擾為2mm,可以得到不同輪對組合轉向架的抗干擾能力,如圖1所示。

        圖1 不同輪對組合轉向架抗激擾位移-時間圖

        穩(wěn)定性評價標準僅考慮線性臨界速度,由表2和圖1可知,在運動穩(wěn)定性上,④>③>②>①。帶有IRW的轉向架的自導向能力比帶有SW轉向架的自導向能力弱,但抗蛇行振蕩行為更好。綜上不難判斷,獨立輪對有助于提高車輛系統(tǒng)的穩(wěn)定性,且其作為導向輪比從動輪對系統(tǒng)穩(wěn)定性改善更多,但是會弱化車輛的自導向能力。

        2.2 曲線通過性能

        兩軸轉向架過曲線可能會出現(xiàn)較大轉角,小角度假設的簡化公式不再適用,所以Matlab仿真結果并不理想,故采用Simpack搭建了不同輪對組合的兩軸轉向架,轉向架以30km/h的速度通過半徑為1 000m的曲線。以一位、二位輪對的橫移量和磨耗指數(shù)作為不同輪對組合的轉向架曲線通過性能的評價指標,所得結果如圖2和圖3所示。圖3中,穩(wěn)態(tài)值指標為曲線段的中位數(shù)。磨耗指數(shù)是車輪切向力與蠕滑的標量積,它也等于輪軌摩擦功率與名義速度之商,即:Pf/V。

        圖2 不同輪對組合轉向架曲線通過的位移-時間圖

        圖3 不同輪對組合的轉向架磨耗指數(shù)圖

        由圖2和圖3可知:在曲線通過性能方面,②>①>④>③。需要指出,文中所建模型的輪軌間隙較小,輪對橫移5mm時開始發(fā)生輪緣接觸。從結果可以推斷,無控制的獨立輪對轉向架系統(tǒng)缺乏曲線導向能力,剛性輪對的引入有助于改善車輛系統(tǒng)的曲線通過性能,且剛性輪對作為導向輪比從動輪對曲線通過性能的提升更明顯。此外,剛性輪對在前,獨立輪對在后的轉向架導向性能更好,這表明受導向控制的IRW導向單元具有更好的導向性能。對于較大曲線半徑的線路,剛性輪對完全可以滿足車輛的曲線通過性能要求。

        3 IRW_IRW轉向架的車輛主動導向

        3.1 導向原理

        前述分析表明IRW_IRW轉向架的車輛系統(tǒng)在運動穩(wěn)定性和曲線通過性能方面,都有更好的可能性,尤其是對于小曲率半徑的曲線線路。然而IRW_IRW兩軸轉向架的車輛系統(tǒng)缺乏自導向能力,需要施加額外的導向控制。

        本文采用作動器控制,提出一種實用的控制策略,完整的受控制車輛系統(tǒng)平面概念圖如圖4所示。

        圖4 帶有作動器的獨立輪對兩軸轉向架的車輛平面模型

        獨立輪對和轉向架有關搖頭的公式變?yōu)椋?/p>

        (5)

        (6)

        式中:Tψ2k-1和Tψ2k分別代表k位轉向架的前、后兩個輪對上的作用力,與Tψi等效。

        以左、右車輪的轉速差作為反饋量,考慮轉速和搖頭角的變化極性,例如轉速大于控制目標時,搖頭角負偏轉。采用PI控制時,搖頭姿態(tài)控制輸入力矩Tψ可表示為:

        (7)

        觀察式(2)中有關搖頭的公式,當輪對在曲線上達到理想穩(wěn)態(tài)時(轉向架處于穩(wěn)態(tài),搖頭角速度為0),忽略慣性力的影響,表達式如下:

        (8)

        綜上所述,當控制目標介于二者之間時,輪對中心位置也處于純滾線和曲線線路中心線之間,可表述為下式:

        (9)

        式中kε暫定義為控制目標因子。

        3.2 控制器設計

        實際曲線線路分為直線段、緩和曲線段和曲線段。對于直線段,可通過搖頭姿態(tài)控制來間接調節(jié)轉速為0,實現(xiàn)輪對的自動對中;對于緩和曲線段,可設置跟隨曲率變化的轉速控制目標,理想的控制目標信息如下:

        (10)

        式中κ(s)為緩和曲段曲率隨緩和曲線段里程的變化公式。

        為避免作動器輸出力持續(xù)異常輸出,導致車輛系統(tǒng)失穩(wěn),對作動器增設監(jiān)測控制器,IRW車輛系統(tǒng)控制概念圖如圖5所示。

        圖5 IRW車輛系統(tǒng)控制概念圖

        由于車輪慣性力很小,忽略高階項,作動器輸出力Fa,一系懸掛縱向力Fpx和輪軌縱向蠕滑力Ffx構成一個平衡力系。當作動器工作時,系統(tǒng)穩(wěn)定性發(fā)生破壞。作動器需要克服一系懸掛縱向力和輪軌縱向蠕滑力作用。蠕滑力極限值等于輪軌最大靜摩擦力。因此,作動器輸出力為

        |Fa|=|Fpx|+|Ffx|≤|Fpx|+Qgμ

        (11)

        式中:Q為輪質量;μ為靜摩擦系數(shù)。

        基于對作動器輸出力設限的思想,可根據(jù)作動器輸出力工作闕值和車輪打滑兩方面進行監(jiān)測控制。暫不考慮前者,由于外軌超高等線路參數(shù)和車輛懸掛力等車輛參數(shù)的變化,會引起輪質量減載,輪軌蠕滑力極限值從而減小。為避免蠕滑力超限,發(fā)生車輪打滑現(xiàn)象,需折減蠕滑力極限值,安全系數(shù)n暫設為1.25。

        由于Fpx的阻尼力很小,所以只考慮一系懸掛縱向剛度作用力。由于此監(jiān)測并非用于精確控制,只為限制車輪打滑,所以對于傳感器的精度要求不是很高。已知一位導向輪對的Δx1大于其他輪對的相對位移Δxi,為減小成本,只取一位輪對左側車輪與轉向架一系懸掛連接點的相對位移Δx1L作為監(jiān)測反饋量,作動器監(jiān)測-控制器的輸出力可表述為:

        (12)

        3.3 仿真分析

        以IRW_IRW的車輛系統(tǒng)以60km/h的速度通過300m的曲線線路為例。采用隨機法選擇最優(yōu)控制增益,即在選定最優(yōu)比例控制增益的基礎上,選擇最優(yōu)積分控制增益。所得結果如圖6所示,最優(yōu)比例控制增益Kp取106Ns/rad,積分控制增益KI取8×106N/rad。

        圖6 kε=1時最優(yōu)控制增益下的特征參數(shù)

        由圖6可知,受控制的IRW車輛系統(tǒng)在曲線段近乎趨于線路中心,磨耗指數(shù)很小,具有良好的導向性能。此外,作動器輸出力大,輸出功率非常小,輸出力最大值為39.58 kN,最大輸出功率僅為40.87 W。這表明控制過程中狀態(tài)波動小。作動器輸出力數(shù)值上近似等于一系縱向剛度作用力,其值為39.56 kN,這表明作動器輸出力大小主要受一系縱向剛度影響。

        一位輪對為導向輪對,所有特征指標通常最大。為便于對比,取最優(yōu)控制增益下不同控制目標因子kε中一位輪對的橫移量和磨耗指數(shù)比較,結果如圖7所示。

        圖7 最優(yōu)控制增益下不同控制目標因子的影響

        由圖7可知,一位輪對橫移量隨控制目標因子kε的增大而減小,但非線性變化。

        4 結語

        綜上所述,可得如下結論:

        1)在直線穩(wěn)定方面,④>③>②>①。獨立輪對有助于提高車輛系統(tǒng)的穩(wěn)定性,且其作為導向輪,比從動輪對系統(tǒng)穩(wěn)定性改善更高,但是會弱化車輛的自導向能力。

        2)在曲線通過性能方面,②>①>④>③。剛性輪對有助于改善車輛系統(tǒng)的曲線通過性能,且剛性輪對作為導向輪,比從動輪對車輛曲線通過性能的提升更明顯。受導向控制的IRW導向單元的導向性能更好。對于較大曲線半徑的曲線線路,剛性輪對完全可以滿足車輛的曲線通過性能要求。

        3)文中所提的控制方法具有良好的導向控制效果。而且,輪對橫移量隨控制目標因子kε的增大非線性減小。

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