基于抗蛇行减振器失效工况的高速转向架稳定性分析

对于CRH3动车组转向架来讲,车轮踏面选用S1002CN,轮轨接触锥度趋高,因而采用了抗蛇行减振器冗余设计(每架4个).针对后位转向架的一个抗蛇行减振器失效工况.线性稳定性分析表明:由于电机弹性架悬,动车转向架将以后位电机吊架横向振动形式失稳,而拖车转向架则以后位转向架的快速蛇行振荡形式失稳.非线性临界状态和动态行为评...     

高速动车组晃车机理试验研究

对运营中的高速动车组进行振动在线测试,分析高速动车组车内振动的时频特性,同时对车轮踏面形状进行同步测试,研究车轮等效锥度特征,分析比较晃车车轮和正常车轮等效锥度的差异以及对晃车现象的影响.测试结果表明,车体出现晃动时平稳性指标明显大于2.5,晃动主频为1.5 Hz左右,主要表现为车体侧滚和摇头的耦合振型;轮轨匹配等效锥度偏小以及抗侧滚扭杆、抗蛇行减振器性能衰减是造成车体晃动的主要原因,因此控制轮轨匹配的等效锥度和保证转向架悬挂系统正常对车辆运营具有重要意义.     

基于涡激振动的动车组隧道内列尾横向晃动机理

针对时速160 km动车组在单线隧道内列尾横向晃动问题,提出列尾气流涡脱效应引起车体涡激振动而导致列尾横向晃动的机理,研究了车辆悬挂参数改进等相关抑制措施;根据某动力车结构参数,建立车辆横向动力学模型,结合半经验非线性涡激振子模型,实现涡激振动时车辆流固耦合横向动力学计算。计算结果表明:单线隧道内动车组列尾较大的横向涡激力以及涡激频率与车体蛇行频率共振是引起晃车的主要原因;减小横向涡激力、提高车辆蛇行运动稳定性是减小晃车幅值的有效措施;针对该动力车,需避免较低等效锥度的轮轨接触,以防车辆一次蛇行导致涡激振动加剧;当转向架抗蛇行减振器阻尼由800 kN·s·m-1减小到400 kN·s·m-1,涡激共振时车体后端横向振动加速度幅值减小40%;车辆二系横向悬挂采用天棚阻尼半主动控制时,可以有效减小涡激共振区车体横向振动幅值,并能兼顾车体前后端横向平稳性。      

铁道车辆振动响应特性

为改善车辆的乘坐舒适性,研究了车辆的振动响应特性,建立了车辆系统动力学模型,计算了转向架蛇行运动模态和车体固有振动模态的频域模态参数与车辆在不同速度下的时域平稳性指标。计算结果表明:转向架蛇行运动频率和轨道激扰主频率随着车辆运行速度的增大而增大,而车体的固有振动频率是不随速度而变化的;在某一速度下,转向架的蛇行运动频率和轨道激扰主频率必然与车体相关振动的固有频率接近而发生共振,共振会严重恶化车辆的平稳性,因此,应采取适当措施使共振速度区远离车辆的常用运行速度,以保证车辆运行平稳。     

高速列车动车转向架气动噪声数值分析

为研究高速列车动车转向架气动噪声特性,建立了动车转向架空气动力学模型,采用定常RNGk-湍流模型与宽频带噪声源模型对其气动噪声声源进行初步探讨,并结合非定常LES大涡模拟与Lighthill声学比拟理论进行了远场气动噪声分析。研究结果表明:动车转向架气动噪声源为轮对、构架、牵引电机1、枕梁、垂向减振器、抗侧滚扭杆等结构的迎风侧凸起部位,且构架对动车转向架远场气动噪声的贡献最大,其次为轮对和抗侧滚扭杆,然后为垂向减振器和枕梁,牵引电机1、牵引电机2、空气弹簧和横向减振器对远场气动噪声的贡献较小。动车转向架远场气动噪声是宽频噪声,具有衰减特性、幅值特性和气动噪声指向性。在低频部分能量较大,中心频率为25、50Hz,且分布规律不随运行速度的改变而变化。      

铁道车辆柔性转向架蛇行频率分析方法

推导了与轮对纵向、横向移动速度和摇头速度相关的三个一阶微分方程,并将其作为轮对蛇行运动的激励,代入考虑转向架纵向、横向和摇头运动的柔性转向架二阶微分方程中.使用该模型计算三种动车组在轮对初始横移量3 mm下的构架和轮对蛇行频率及在构架1～8 mm横移量下的构架蛇行频率,计算结果表明:CRH2和CRH5型车的蛇行频率较为接近且低于CRH3型车的蛇行频率.使用推导的动力学微分方程对国内某型时速350 km动车组进行仿真计算,结果表明:当运行速度为350 km/h,轮对初始横移量为3 mm,等效锥度为0.14时的构架蛇行频率为3.0 Hz,说明该型动车组实测构架端部加速度出现的2.9 Hz振动频率为构架蛇行频率.研究结果表明:该二阶微分方程能够反映车辆在实际车轮踏面锥度的下蛇行运动规律.     

高速列车抗蛇行减振器参数的多目标优化研究

为了研究抗蛇行减振器参数匹配规律以兼顾不同轮轨接触状态下高速列车横向稳定性,针对国内运行典型结构参数的高速列车,建立车辆横向动力学简化模型,分别考虑到高、低锥度两种轮轨接触状态下车辆的横向稳定性,采用多目标优化方法对抗蛇行减振器刚度和阻尼值进行多参数优化,并分析最优抗蛇行减振器参数的影响因素. 结果表明:优化的抗蛇行减振器阻尼值主要取决于车辆二系横向阻尼,得出了两类阻尼值的抗蛇行减振器选配类型,即当二系横向阻尼较小时,转向架单侧需匹配较小阻尼值600～1000 kN?s?m?1,或当二系横向阻尼较大时,匹配大于4 000 kN?s?m?1的抗蛇行减振器;抗蛇行减振器刚度显著影响不同轮轨接触状态下的车辆稳定性,减小抗蛇行减振器刚度有利于低锥度状态车辆稳定性,反之亦然.      

高速轮轨速度极限探讨

在高铁运用与理论实践基础上,提出了抗蛇行频谱特征匹配原则,并作为超高速转向架技术方案研究的基本指导准则之一.根据基于抗蛇行频带吸能机制的稳定新理论,以ICE3系列作为基准转向架,通过必要的参数优配,制订了超高速转向架优配方案.动态仿真分析表明：400 km/h超高速运用存在3大技术难题：即抗蛇行减振器性能可靠性、车体横向振动响应频带增宽和电机横摆自激振动.尽管这3大技术难题在技术与理论上可以得到解决,但是超高速运用已经丧失了其商业价值.冲击600 km/h打破法国574.8 km/h世界纪录,不仅具有十分重要的现实意义,而且也具备技术可行性.但是时速500 km/h以上,将出现车轮纵向蠕滑不稳定问题.根据威金斯理论,这是高速轮轨速度极限的重要技术标志之一.     

基于动力学理论的轨道车辆设备安装弹性元件参数设计及应用

基于动力学理论分析技术研究设备安装悬挂元件参数,减弱设备的振动及传递,提高车辆运行平稳性和舒适性.以采用弹性设备吊挂方式的高速动车组作为研究对象,首先应用隔振理论和动力吸振器理论,初步设计橡胶减振器的垂向刚度参数,结合车体结构振动品质给出车下橡胶减振器的优选刚度;将车体视为柔性、橡胶减振器采用优选的刚度参数进行整车刚-柔耦合动力学分析,结果表明:优选参数后的车辆运行平稳性满足标准要求;对车下设备弹性吊挂车体整备模态分析,结果表明:与刚性吊挂相比,采用设计后的弹性吊挂可使车体一阶垂弯频率提高26%,验证后安装弹性元件参数为产品设计提供理论参考.     

车下设备对车体振动的影响

为了考虑车体的弹性振动,将车体等效成欧拉伯努利梁,建立了车体与设备垂向耦合振动模型,研究了车下设备刚性悬挂与弹性悬挂对车体振动幅频特性的影响。基于模态叠加法原理建立了考虑车体弹性振动和车下设备的高速动车组三维刚柔耦合动力学模型,分析了车下设备悬挂方式、重心偏载与弹性悬挂参数对车体振动响应的影响规律。采用欧拉伯努利梁模型的数值分析结果表明：基于动力吸振器原理,当车下设备采用合理的弹性悬挂参数时能够有效抑制车体的弹性振动,并提高车体的垂向弯曲频率。采用三维刚柔耦合动力学模型仿真结果表明：车辆运行速度越高弹性悬挂的优点越明显,车下设备横向偏载主要影响车体的横向振动特性,纵向偏载主要影响车体的垂向振动特性;当车下设备的悬挂频率接近车体的垂向弯曲频率时能够降低车体的整体振动水平,当车下设备的悬挂频率低于车体的垂向弯曲频率时,提高车下设备弹性悬挂系统的阻尼能够在一定程度上抑制车体的弹性振动。     

体悬电机变轨距转向架动车动力学性能及参数优化

建立了一种适用于1 435/1 000 mm轨距变换、电机体悬的高速动车组变轨距转向架动车的动力学模型;重点计算在2种轨距线路上动车采用不同的轮轨匹配关系、不同磨耗状态下的运行稳定性分岔特性,并计算了轨距、轮轨游间对运行稳定性的影响;计算了车辆运行垂向和横向平稳性以及在不同曲线工况条件下车辆的曲线通过性能,结合相关动力学标准对各项动力学性能指标进行了评定,并对造成各项动力学指标差异的原因进行了简要分析;以电机体悬式变轨距转向架动车的12个悬挂参数为因子,以车辆蛇行失稳速度、轮轴横向力、轮轨垂向力、轮重减载率和脱轨系数5个动力学指标为响应,采用最优拉丁超立方设计方法进行试验设计;建立径向基神经网络代理模型,采用NSGA-Ⅱ多目标遗传算法对动车主要的悬挂参数进行多目标优化。计算结果表明:在设计工况条件下,所设计的高速动车组变轨距转向架动车在2种轨距线路上运行稳定性、平稳性和曲线通过性能均能满足设计要求;在1 000 mm轨距上运行的稳定性优于1 435 mm轨距情况,但运行平稳性和曲线通过性能劣于1 435 mm轨距情况;优化后的悬挂参数可以兼顾车辆的运行稳定性、平稳性和曲线通过性能,使车辆具有更好的动力学性能,在2种轨距线路运行上所有计算性能指标均满足相关标准。      

车辆径向转向架发展及其动力学特性

解决转向架曲线通过性能和横向稳定性之间的矛盾一直是车辆动力学长期研究的课题，采用常规转向架无法同时满足二者的要求。径向转向架的出现有效地解决了这一矛盾，其既能保证转向架曲线通过性能的要求，又能改善其横向稳定性。简要介绍了国内外车辆径向转向架的发展及其应用概况，并阐述了迫导向、自导向径向转向架的导向机理及其基本结构，建立了迫导向转向架、自导向转向架和一系柔性定位转向架的统一横向动力学模型，通过计算机仿真对一系柔性转向架和径向转向架的曲线通过性能和直线稳定性进行了分析和比较。动力学模拟计算表明，应用径向转向架是降低曲线上轮轨磨耗和提高直线上稳定性的有效措施，适合运用在摆式列车及曲线较多的既有线提速客车上。     

动车组踏面凹型磨耗对车辆稳定性的影响

针对某型高速动车组在运行过程中出现构架横向报警的问题,建立考虑踏面凹型磨耗的动车组动力学模型. 通过仿真分析和现场试验相结合的方法,研究不同运行里程凹型磨耗踏面与钢轨的轮轨关系以及凹磨踏面对车辆稳定性的影响. 研究结果表明:镟修踏面与钢轨匹配时轮轨接触点呈现均匀分布,凹型磨耗踏面轮轨接触点主要分布在凹磨区域两侧;随着轮对横移接触点发生跳跃,产生假轮缘效应,引起剧烈的轮轨横向冲击;随着凹磨加剧车辆稳定性逐渐降低,当车辆高速运行过程中,凹磨踏面对应构架蛇行带来横向振动频率与构架自身的固有振动频率接近,容易发生横向耦合振动,使得横向加速度超过限制值;踏面凹磨是造成构架横向报警重要原因,通过轮对镟修能够有效抑制构架报警情况发生.      

牵引电机悬挂参数对高速列车牵引传动部件振动特性的影响

基于车辆系统动力学理论建立包括柔性齿轮箱体与柔性轮对在内的刚柔耦合动力学模型，应用直接转矩控制理论建立了牵引电机控制模型，利用Simpack与Simulink联合仿真平台建立了机电耦合模型；考虑轮轨激励、车辆结构振动与谐波转矩等因素耦合作用，通过机电联合仿真对牵引传动部件振动特性进行了频谱分析，对牵引电机悬挂节点径向刚度、轴向刚度及阻尼在不同量级区间内的取值进行了研究。分析结果表明：在牵引电机谐波转矩和车轮多边形作用下，高速列车牵引传动部件出现较为明显的高频振动，牵引电机悬挂节点径向刚度为20～30 MN·m^-1时，牵引电机垂向振动达到极小值，齿轮箱体与牵引电机在6倍基波频率及车轮转频处振动加速度较小，且径向刚度较小时车辆安全性指标较优；牵引电机悬挂节点轴向刚度为4～6 MN·m^-1时，齿轮箱体与牵引电机受电机谐波转矩及车轮多边形高频激励的影响较小；牵引电机悬挂节点阻尼为0.1～40.0 kN·s·m^-1时，转向架部件振动有效值较小，阻尼的变化对车辆动力学指标的影响甚微，且车辆安全性及平稳性指标较优。     

基于二系垂向作动器与压电作动器的动车组车体振动控制

为了减小高速动车组车体刚性与弹性振动, 提出了一种基于二系垂向作动器与车体压电作动器的高速动车组车体振动主动控制方法; 基于某型高速动车组, 设计了一种在车辆二系安装垂向作动器, 在车体底架布置压电作动器, 运用H_∞鲁棒最优控制器进行车辆协调控制的主动减振方法; 建立了基于车辆动力学参数的刚柔耦合减振力学模型, 采用H₂及H_∞准则优化压电作动器与压电传感器布置位置, 运用鲁棒最优控制方法设计了H_∞反馈控制器; 利用MATLAB仿真了减振装置与主动控制方法对车辆动力学性能的影响, 比较了被动悬挂车辆、仅安装二系垂向作动器车辆与采用主动控制车辆的动力学性能差异。研究结果表明: 压电作动器与压电传感器布置在距车体左端距离为7.15、12.25、17.35m处车体一阶及二阶弹性模态归一化H₂及H_∞范数最大, 可以作为压电作动器与传感器的布置位置; 基于二系垂向作动器与车体压电作动器的鲁棒最优控制方法能够有效地抑制车体的振动, 一阶垂弯振动频率处车体中部和转向架上方的加速度功率谱分别减小为被动悬挂车辆的5%、10%;速度越大, 振动加速度抑制效果越明显, 当车辆的运行速度为200km·h-1时, 车体振动加速度均方根减小10%, 当车辆的运行速度为350km·h-1时, 车体振动加速度均方根减小18%;相对于被动悬挂, 二系垂向作动器输出力功率谱在车体浮沉与点头振动频率处的量级为106 N2·Hz-1, 对车体刚性振动有较大抑制作用, 压电作动器电压功率谱在车体一阶垂弯振动频率处达到峰值4 000V2·Hz-1, 对车体弹性振动有较大抑制作用。      

低动力重载货车转向架选型原则及设计优化

本文在分析了我国主型货车转向架的现状后，提出一种适合我国线路情况的重载货车转向架－准构架式，双侧利诺尔磨擦减振器，迫寻向转向架，通过研究该转向架的曲线性能的蛇行稳定性，来优化迫导向机构的结构参数。经理论分析和计算机仿真模似，正实该转向架能达到降低轮轨动力作用和提高运行性能的目的。     

高速动车组柔性转向架蛇行运动频谱分析

为分析高速动车组在不同运行速度下的转向架蛇行运动频谱,推导了自由轮对蛇行运动模型,建立了与纵向、横向速度和摇头角速度相关的3个一阶微分方程;建立了柔性转向架蛇行运动模型,给出了与轮对和构架的横移和摇头自由度相关的9自由度蛇行运动方程;结合车辆悬挂和实测轮轨接触关系等参数,联立自由轮对蛇行运动方程,求解不同轮对初始横移下...     

国内外高速列车动力学评价标准综述

针对高速列车的动力学性能评价标准中所涉及的评价内容、评价方法、评价指标及限值展开综述,围绕蛇行运动稳定性、脱轨安全性和运行平稳性展开标准分析和对比,包括ISO系列、UIC系列、EN系列、TSI系列、FRA系列、APTA系列和中国国标等法律规范、行业标准、技术规范等,指出不足或改进建议; 对具有代表性的动力学标准进行详细对比,包括新旧版本国标《机车车辆动力学性能评定及试验鉴定规范》(GB/T 5599)、国际铁路联盟Testing and Approval of Railway Vehicles from the Point of View of Their Dynamic Behaviour—Safety—Track Fatigue—Running Behaviour (UIC 518)、俄罗斯Railway Multiple Units—Durability and Dynamics Requirements (GOST/R 55495)等; 对北美FRA和APTA系列标准规定的理想轨道激励下动态响应、准静态性能评价方法等进行应用示范。研究结果表明:蛇行运动稳定性均通过构架横向加速度、构架力或轮轨力进行评判,而数值仿真、台架和线路试验需选择对应适用的方法; 结合现阶段中国高速列车的长期服役动力学性能,若列车以400 km·h-1及以上速度运行时,建议加速度滤波带宽仍采用0.5~10.0 Hz,幅值限值建议7 Hz以内为8 m·s-2,而7~9 Hz放宽至10 m·s-2,并持续10次、2 s或100 m; 针对爬轨脱轨安全性评估,现有标准均基于轮轨力和车轮抬升量进行动态和静态评判,但在指标限值、持续作用时间或运行距离上存在差异,建议采用车轮脱轨系数和轮重减载率的联合评判方法; 新版GB/T 5599删除了倾覆系数和轮轨横向力指标,放宽了轮重减载率限值,轮轴横向力限值维持不变; GOST/R 55495评价方法不区分车辆类型,采用构架力而非轮轨力对运行安全性进行评价,横垂向平稳性指标计算时采用相同的频域加权,且低频段加权带宽及幅值显著比GB/T 5599大,不对平稳性指标进行分级评价; 复兴号CR400BF动车组的运行安全性指标和平稳性指标同时满足GB/T 5599和GOST/R 55495标准要求; 采用北美标准对某160 km·h-1客车进行理想轨道激励下动态响应分析,8类不平顺激扰中的重复高低和单次高低不平顺工况较为恶劣,6个评价指标中的轮重减载率和车体垂向加速度容易超限。      

铁道货车非线性稳定性

建立了具有 35个自由度的三大件转向架货车系统通用非线性数学模型 ,可用于分析普通三大件转向架、侧架交叉支撑转向架、自导向和迫导向径向转向架货车的非线性动力学特性。模型充分考虑了轮轨相互作用关系及悬挂系统的非线性因素 ,运用数值分叉理论分析车辆系统的非线性运动稳定性 ,对各导向机构和交叉支撑机构对三大件转向架货车运动稳定性的影响分别进行了研究 ,同时对货车系统有可能出现的准周期解及混沌运动也进行了探讨