楊 欣，張 鑫， 池茂儒

(1. 中車青島四方機(jī)車車輛股份有限公司，山東 青島266111；2. 西南交通大學(xué) 牽引動力國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，四川 成都 610036)

隨著越來越多的城市開通地鐵交通，地鐵車輛也有了很大的發(fā)展。軸箱內(nèi)置式轉(zhuǎn)向架因其良好的曲線通過性以及較輕的簧下質(zhì)量，被越來越多的地鐵車輛所選用。軸箱內(nèi)置式轉(zhuǎn)向架車輛大多行駛在曲線較多的線路，車輛橫向運(yùn)動較多，二系橫向減振器對于提高車輛橫向穩(wěn)定性至關(guān)重要，所以研究二系橫向減振器性能退化對車輛動力學(xué)性能的影響意義深遠(yuǎn)。李強(qiáng)等[1]分析了二系橫向阻尼對車輛系統(tǒng)動力學(xué)的影響，認(rèn)為合適的二系橫向阻尼能夠很大程度上提高車輛的橫向穩(wěn)定性。蔣益平 等[2]分析了二系橫向減振器不同失效模式對地鐵車輛動力學(xué)性能的影響。由于鐵道車輛懸掛元件檢修制度的保守，各懸掛元件普遍存在著過度修的問題，避免車輛的過度修有助于降低車輛的運(yùn)行成本。研究表明，減振器在達(dá)到四級修后仍具有生命力，可繼續(xù)服役一定時間[3]。減振器四級修后的性能退化情況對完善減振器的修程修制有著重要的指導(dǎo)意義，同時能為研究減振器使用壽命奠定基礎(chǔ)。Kim et al.[4]對減振器橡膠節(jié)點(diǎn)進(jìn)行了壽命試驗(yàn)并提出了一種橡膠節(jié)點(diǎn)剩余壽命計算方法。Zeng et al.[5]研究了減振器性能退化過程中的不穩(wěn)定表現(xiàn)，并分析了不穩(wěn)定表現(xiàn)對車輛動力學(xué)性能的影響。Hu et al.[6]通過長期加載試驗(yàn)獲取了減振器不同退化程度下的性能數(shù)據(jù)和壽命次數(shù)，提出了一種考慮溫度和載荷影響的等效里程計算方法。汪浩[7]通過長期加載試驗(yàn)，對減振器壽命進(jìn)行了預(yù)測研究。通過研究減振器服役性能的退化狀態(tài)，可為實(shí)現(xiàn)狀態(tài)修奠定基礎(chǔ)。目前對于橫向減振器服役后性能退化情況的研究相對較少，尤其是二系橫向減振器性能退化對裝用軸箱內(nèi)置式轉(zhuǎn)向架的車輛動力學(xué)性能的影響還處于未知狀態(tài)。所以本文對我國某地鐵線路上服役的二系橫向減振器和該類型未服役的減振器進(jìn)行了測試，對比了減振器的靜態(tài)與動態(tài)特性，分析了服役后二系橫向減振器的性能退化情況。同時建立了軸箱內(nèi)置式轉(zhuǎn)向架車輛的動力學(xué)模型，以分析二系橫向減振器性能退化對車輛系統(tǒng)動力學(xué)性能的影響。

1 二系橫向減振器性能試驗(yàn)研究

減振器性能測試可分為靜態(tài)特性測試和動態(tài)特性測試2種。在不計減振器結(jié)構(gòu)和液體剛度產(chǎn)生的動態(tài)影響從而沒有力與速度之間的相位變化時，為減振器靜態(tài)特性測試，通常采用大幅值和低頻率的加載方式來實(shí)現(xiàn)。在考慮減振器兩端橡膠節(jié)點(diǎn)的剛度和減振器內(nèi)部油液剛度的影響從而使力與速度之間存在相位變化時，為減振器動態(tài)特性測試，通常采用小幅值和高頻率的加載方式[8]。減振器性能測試采用正弦波加載方式，靜態(tài)特性測試通常選特定的幅值與速度進(jìn)行加載，動態(tài)特性測試的加載頻率通常采用掃頻的方式。

減振器性能測試采用如圖1所示的懸掛元件性能試驗(yàn)臺進(jìn)行測試。懸掛元件性能試驗(yàn)臺由試驗(yàn)臺架、作動器、計算機(jī)、力傳感器和速度傳感器組成，作動器可以加載正弦波、諧波和方波等不同波形，最大加載力為10 t，最大加載幅值為±120 mm，最大加載速度為1.6 m/s。在臺架上裝有速度與力的傳感器，能夠?qū)崟r反饋減振器的振動速度與阻尼力。二系橫向減振器依據(jù)安裝長度安裝在懸掛元件試驗(yàn)臺上，水平傾斜10°以完全模擬實(shí)車安裝狀態(tài)。

圖1 懸掛元件性能試驗(yàn)臺

1.1 靜態(tài)特性測試

對服役后和未服役的二系橫向減振器進(jìn)行靜態(tài)特性測試，加載幅值為25 mm，加載速度分別為0.05 m/s、0.1 m/s、0.15 m/s、0.2 m/s、0.25 m/s、0.3 m/s。

靜態(tài)特性試驗(yàn)的加載幅值與加載速度存在以下關(guān)系：

v=2πfA

(1)

式中：v——加載速度；

A——加載幅值；

f——加載頻率。

每個加載速度測試5個循環(huán)，取第4個循環(huán)的試驗(yàn)數(shù)據(jù)作為結(jié)果繪制減振器靜態(tài)特性示功圖。同時記錄每個速度點(diǎn)下的最大拉伸力與最大壓縮力，繪制最大力速特性曲線。

1.2 動態(tài)特性測試

對二系橫向減振器進(jìn)行動態(tài)特性測試，加載幅值分別為0.5 mm、1 mm、2 mm、3 mm、4 mm，每個加載幅值對應(yīng)的加載頻率為0.5 Hz、1 Hz、1.5 Hz、2 Hz、3 Hz、4 Hz、5 Hz、6 Hz、7 Hz、8 Hz、9 Hz、10 Hz、11 Hz、12 Hz、13 Hz、14 Hz、15 Hz。

二系橫向減振器在車輛實(shí)際運(yùn)行過程中，大多為小幅值高頻響應(yīng)，即動態(tài)響應(yīng)[9]，所以動態(tài)特性更能反映減振器的實(shí)際工作情況。對各加載幅值的每個加載速度下測試5個循環(huán)，取第4個循環(huán)的試驗(yàn)數(shù)據(jù)作為結(jié)果，繪制動態(tài)特性示功圖。

動態(tài)特性的主要評價指標(biāo)為動態(tài)阻尼和動態(tài)剛度。根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)，減振器油液動態(tài)剛度kd、動態(tài)阻尼cd、相位角Φ計算公式分別為：

(2)

(3)

Φ=arcsin(A1/A)

(4)

式中：Femax、Fcmax——分別為最大拉伸力與最大壓縮力；

ω——外部激勵的振動角頻率；

A——減振器的響應(yīng)振幅；

A1——減振器速度為0時的響應(yīng)振幅。

2 二系橫向減振器性能退化分析

2.1 靜態(tài)性能退化分析

靜態(tài)特性能夠很好地反映減振器在工作過程中內(nèi)部閥系的開啟過程，通過圖2示功圖中光滑飽滿的滯回曲線可以看出,服役后的二系橫向減振器內(nèi)部閥系工作正常，無明顯回油不及時和閥系卡頓的現(xiàn)象。同時可以看出，服役后的減振器在“開閥點(diǎn)”和“卸荷點(diǎn)”的阻尼力要小于未服役的減振器的阻尼力。圖3為未服役和服役后的二系橫向減振器力速特性對比，可以看出，服役后，減振器在0.1 m/s速度點(diǎn)的最大拉伸力與壓縮阻尼力相較于標(biāo)稱值4 000 N分別下降7.5%和9%，在0.3 m/s速度點(diǎn)的最大拉伸力與壓縮阻尼力相較于標(biāo)稱值9 250 N分別下降12%和10%，但仍在標(biāo)稱阻尼值±15%的合格范圍內(nèi)。靜態(tài)特性測試結(jié)果表明，減振器靜態(tài)性能雖有所退化，但仍在合格范圍之內(nèi)，且隨著加載速度的提升，阻尼力下降的幅度越大；同時可以看出服役后減振器靜態(tài)示功圖面積相比于未服役狀態(tài)有所減小，這也表示著服役后減振器的耗能能力有所下降。

圖2 未服役和服役后二系橫向減振器靜態(tài)示功圖對比

圖3 未服役和服役后二系橫向減振器力速特性對比

2.2 動態(tài)性能退化分析

采集了該線路新輪狀態(tài)車輛和磨耗輪狀態(tài)車輛運(yùn)行中的橫向振動加速度數(shù)據(jù)，分析發(fā)現(xiàn)磨耗輪車輛存在主頻為2 Hz的橫向振動，新輪車輛存在主頻為5 Hz的橫向振動，且在車輛實(shí)際運(yùn)行過程中，橫向減振器的主要振動幅值在0.5 mm和1 mm之間。所以選取0.5 mm和1 mm作為振動幅值，2 Hz和5 Hz作為加載頻率進(jìn)行動態(tài)性能退化分析。

未服役與服役后二系橫向減振器動態(tài)特性示功圖對比如圖4、圖5所示，可以看出，服役后減振器的阻尼力相比于未服役的減振器在0.5 mm幅值和1 mm幅值下平均下降17%左右。在定幅值下，隨著加載頻率的升高，阻尼力降低越顯著；服役后減振器動態(tài)性能的滯回曲線飽滿、光滑，無缺力現(xiàn)象。

經(jīng)計算分析得到減振器動態(tài)剛度與動態(tài)阻尼的頻變特性如圖6、圖7所示。由圖中可以看出，動態(tài)剛度與動態(tài)阻尼隨頻率的增加而增大，當(dāng)減振器達(dá)到卸荷速度時，阻尼閥開啟，進(jìn)行卸壓，動態(tài)剛度與動態(tài)阻尼趨于穩(wěn)定；服役后減振器的動態(tài)剛度與動態(tài)阻尼皆小于未服役減振器的動態(tài)剛度與動態(tài)阻尼，動態(tài)剛度下降約11%，動態(tài)阻尼下降約13%，表明減振器動態(tài)性能有明顯退化。

圖4 未服役和服役后二系橫向減振器動態(tài)示功圖對比(0.5 mm幅值)

圖5 未服役和服役后二系橫向減振器動態(tài)示功圖對比(1 mm幅值)

圖6 未服役和服役后二系橫向減振器幅值動態(tài)剛度對比

圖7 未服役和服役后二系橫向減振器幅值動態(tài)阻尼對比

3 二系橫向減振器服役特性對車輛動力學(xué)性能的影響

根據(jù)多剛體系統(tǒng)動力學(xué)理論，利用SIMPACK軟件建立了地鐵車輛動力學(xué)模型(圖8)，模型充分考慮了輪軌接觸、蠕滑關(guān)系、空氣彈簧及其他懸掛元件的非線性，主要參數(shù)如表3所示。

圖8 軸箱內(nèi)置式轉(zhuǎn)向架車輛動力學(xué)模型

表3 車輛動力學(xué)模型參數(shù)

3.1 二系橫向減振器靜態(tài)性能退化對車輛動力學(xué)性能的影響

軌道不平順選用實(shí)測軌道譜，軌面和踏面同樣采用實(shí)測值，選取直線段進(jìn)行仿真設(shè)計。將服役后的二系橫向減振器力速特性作為參數(shù)輸入到車輛動力學(xué)模型中，二系橫向減振器主要影響車輛運(yùn)行的橫向平穩(wěn)性和橫向振動加速度，對垂向平穩(wěn)性和曲線通過的安全性影響較小。由圖9、圖10可見，車輛運(yùn)行的橫向平穩(wěn)性隨著車輛運(yùn)行速度的增大而增加，且二系橫向減振器的靜態(tài)性能退化后，車輛的橫向平穩(wěn)性和車體的橫向振動加速度相比于使用未服役減振器的車輛均有明顯增加，但仍在合格范圍內(nèi)。所以二系橫向減振器性能雖有所退化，但退化程度較小，仍可繼續(xù)使用。

圖9 靜態(tài)性能退化對車輛橫向平穩(wěn)性的影響對比

圖10 靜態(tài)性能退化對車輛橫向振動加速度的影響對比

3.2 二系橫向減振器動態(tài)性能退化對車輛動力學(xué)性能的影響

減振器剛度為油液剛度與節(jié)點(diǎn)剛度的串聯(lián)值，由于在實(shí)測軌道譜中橫向振動的主要幅值為1 mm，振動主頻為2 Hz和5 Hz，所以對比分析性能退化的減振器與未服役減振器在1 mm幅值下低頻振動和高頻振動對車輛橫向平穩(wěn)性的影響。由圖11～圖14可知，在低頻和高頻振動時，減振器動態(tài)性能退化后車輛的橫向平穩(wěn)性指標(biāo)和橫向振動加速度都有所增加，但仍在合格范圍之內(nèi)；且橫向振動頻率在2 Hz時減振器動態(tài)性能退化后的車輛橫向平穩(wěn)性指標(biāo)比橫向振動頻率5 Hz時減振器動態(tài)性能退化后的車輛橫向平穩(wěn)性指標(biāo)下降幅度大。

圖11 2 Hz動態(tài)性能退化對車輛橫向平穩(wěn)性的影響對比

圖12 2 Hz動態(tài)性能退化對車輛橫向振動加速度的影響對比

圖13 5 Hz動態(tài)性能退化對車輛橫向平穩(wěn)性的影響對比

圖14 5 Hz動態(tài)性能退化對車輛橫向振動加速度的影響對比

4 結(jié)論

通過對服役后的二系橫向減振器和該類型未服役的減振器進(jìn)行靜態(tài)特性和動態(tài)特性的測試，分析了減振器性能退化狀況，對比分析了服役后和未服役的二系橫向減振器對車輛動力學(xué)性能的影響，結(jié)論如下：

(1) 服役后的二系橫向減振器靜態(tài)性能有所退化，服役后的減振器相比未服役的減振器，在加載速度為0.1 m/s工況下最大拉伸力與壓縮阻尼力分別下降7.5%和9%，在加載速度為0.3 m/s工況下最大拉伸力與壓縮阻尼力分別下降12%和10%，但仍在合格范圍內(nèi)；

(2) 服役后的二系橫向減振器動態(tài)性能有所退化，動態(tài)阻尼力下降17%，動態(tài)剛度下降11%，動態(tài)阻尼下降13%；

(3) 服役后的二系橫向減振器降低了車輛運(yùn)行的橫向平穩(wěn)性，橫向振動加速度有所增大，但橫向平穩(wěn)性指標(biāo)仍在規(guī)定范圍值內(nèi)。