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的构架蛇行波长和频率;以某型动车组一个车轮镟修周期内实测的车轮踏面廓形为例,分析不同车轮镟后里程下的构架蛇行波长及频率的变化规律。分析结果表明：部分测点出现明显的2.9、14.9和33.6Hz振动频率,且这些频率随着车速的增加呈线性增长趋势;33.6 Hz来源于车辆通过CRTS Ⅱ型轨道板时频率;14.9 Hz来源于350 km·h^-1运行时的车轮转动频率;当轮对初始横移为3 mm的等效锥度为0.14时计算的构架蛇行频率为3.0 Hz,与实测构架横向振动频率2.9 Hz接近,从而验证了微分方程的准确性;随着车轮镟后里程的增加,相同轮对横移下的等效锥度不断增大,构架蛇行波长不断减小,蛇行频率也随之增高;车轮镟修后20.6万公里,轮对横移1 mm时蛇行频率最大接近8 Hz。     

汽车半轴动力吸振器的应用研究

论述了半轴吸振器的设计优化原理以及影响动力吸振器减振效果的因素,针对某SUV车型加速时半轴弯曲共振引起的车内轰鸣声问题,分析了动力吸振器参数对其应用效果的影响,并设计试验对半轴动力吸振器的固有频率测试方法、安装方式、安装位置进行了研究,根据研究所得结论结合动力吸振器设计优化原理,对动力吸振器的参数以及安装方案进行修正,成功消除了加速工况下的车内轰鸣声。     

基于有限元分析的宽带动力吸振器技术研究

研究了不同自由度的动力吸振器的吸振效果，以有限元分析软件为平台，以悬臂梁为多自由度主系统的典型代表，通过分析节点的强迫振动位移和辐射噪声场中场点的声压级两个方面，研究了动力吸振器自由度数和其吸振带宽之间的关系，研究表明动力吸振器的自由度数越高，吸振带宽越大．     

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.      

基于能量法的轮对蛇行运动稳定性

为了分析轮对蛇行运动的形成机理与能量传递机制, 基于车辆系统动力学理论推导了轮对蛇行运动的能量表达式; 借助轮对运动参数的相位关系和能量表达式, 确定了轮对蛇行运动过程中各部分所做的功及其对应的能量传递路线; 通过数值仿真计算不同参数条件下的输入能量, 对比了踏面等效锥度、轮对质量、一系悬挂刚度与重力刚度等参数对轮对稳定性的影响规律。研究结果表明: 蠕滑力和锥形踏面的协同作用是轮对产生蛇行运动的根本原因, 蠕滑力中的刚度项通过调节纵、横向蠕滑率向轮对系统横向运动输入能量, 蠕滑力中的阻尼项耗散轮对系统的能量; 当输入能量大于耗散能量时, 轮对蛇行运动发散, 当输入能量小于耗散能量时, 蛇行运动收敛, 当输入能量等于耗散能量时, 轮对做等幅周期运动; 增大轮对质量和车轮踏面等效锥度不利于轮对的稳定性, 增大一系悬挂纵、横向刚度对轮对稳定性有利; 踏面等效锥度对轮对稳定性的影响最大, 当锥度由0.15增大到0.20时, 输入能量增大了约9.5倍; 一系悬挂刚度的影响次之, 刚度由75kN·m^-1增大到100kN·m^-1时, 输入能量减小了约60%;轮对质量影响最小, 轮对质量由1 000kg增大到2 100kg时, 输入能量增长了约1.1倍; 在锥形踏面下, 重力刚度对轮对稳定性的影响可以忽略。     

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...     

基于电机架悬的转向架稳定性与控制策略

实时调整架悬电机参数,以提高转向架的蛇行运动稳定性;建立了电机架悬转向架动力学模型,包含2个轮对、1个构架和2个电机,轮对和构架间考虑了一系悬挂装置,构架和车体间的二系悬挂装置考虑了空气弹簧和抗蛇行减振器,将2个电机考虑为一个整体并与构架弹性连接;基于高速转向架系统模型的最小阻尼比来寻找电机最优横移频率,分析了转向架参数对电机最优横移频率的影响,并针对该型转向架提出了一种能够提升蛇行运动稳定性的电机主动架悬反馈控制策略;通过开展电机主动架悬的高维车辆SIMPACK/SIMULINK联合仿真,对电机架悬控制策略进行了验证。研究结果表明：电机最优横移频率会随轮轨等效锥度的增大而增大,当轮轨等效锥度由0.3增大至0.6时,电机最优横移频率会由4.5 Hz增大到7.0 Hz;不同的等效锥度、电机质量和一系纵向刚度下,电机最优横移频率和转向架蛇行频率的差值均为1.0～1.5 Hz,因此,可通过检测转向架的蛇行频率再减去1.0～1.5 Hz获得电机最优横移频率,用电机和构架的相对位移和速度作为反馈信号,使电机能够实时获得最优架悬参数,成为理想的动力吸振器;高维数值仿真显示,电机主动架悬相比电机被动...     

几种典型的主动控制动力吸振器

主动吸振技术是振动主动控制的主要内容之一。介绍了几种目前比较广泛地应用于振动主动控制过程中的执行机构——动力吸振器的类型,并对其特点及性能进行了论述。     

基于Matlab的吸振系统的设计与实现

论述了利用Matlab强大的计算功能及其提供的GUI界面设计工具,设计出可视化的吸振设计系统,可根据给定的主系统的振动参数自动设计出吸振器的基本参数,并达到良好的吸振效果．     

六轴弹性架悬高速机车牵引杆布置方式

为了开发中国运行速度为200km.h-1的2C0轴式单杆牵引高速机车转向架,研究了牵引杆布置方式对机车运行安全性的影响。采用多体动力学软件SIMPACK建立了2C0轴式弹性架悬机车整车动力学模型,在惰行、牵引和制动工况下,分析了单牵引杆由转向架向车体端部和中部牵引时,机车的直线运行性能和曲线通过性能。分析结果表明:牵引杆布置方式对机车动力学性能影响不显著,建议采用牵引杆端部牵引的方案,以简化机车车体的设计与制造。采用牵引杆端部牵引的机车可安全通过R400m和R1600m的S形曲线;通过R400m小半径曲线时,机车惰行运行的轮对横向力大于牵引和制动工况的横向力,制动工况的轮重减载率较大;通过R2800m大半径曲线时,机车牵引和惰行的轮对横向力大小相当,大于制动工况的横向力。     

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。     

高速列车牵引变压器悬挂参数动态优化设计

为了优化牵引变压器悬挂参数, 建立了车辆设备21自由度刚柔耦合系统模型, 并基于新型快速显式数值积分法求解了车辆和牵引变压器的振动响应; 计算了车辆系统在不同速度等级下的舒适度指标和设备振动烈度, 确定了变压器最优悬挂频率; 建立了变压器数学模型与车辆设备刚柔耦合模型, 结合最优悬挂频率、振动烈度、舒适度指标、隔振器动态作用力以及变压器悬挂模态与车辆地板局部模态匹配指标对隔振器参数在动态条件下进行多目标优化, 计算了牵引变压器隔振器最优参数。研究结果表明: 当牵引变压器悬挂频率比为0.82~0.98时, 车辆舒适度低于2, 设备振动烈度低于4.5mm·s-1, 满足相关规范要求; 经过优化最终确定第1组隔振器垂向刚度、三组隔振器刚度比、每组隔振器三向刚度比分别为2 142N·mm-1、1∶1.3∶2.5、1.7∶0.5∶1, 与变压器原始悬挂方案相比优化后变压器振动烈度最大降低42% (在速度高于200km·h-1条件下), 车辆一位端、中部、二位端舒适度指标平均提升3.53%、3.45%、2.01%, 第1、4隔振器垂向作用力平均降低13.3%, 第2、5隔振器垂向作用力平均降低3.8%, 第3、6隔振器垂向作用力平均降低20.9%。可见, 优化后车辆舒适度、设备振动烈度和隔振器垂向动态作用力均有较好改善。     

谐波转矩对高速列车齿轮箱体与牵引电机振动特性的影响

为研究机电耦合作用下齿轮箱体和牵引电机的振动幅值、频谱分布及其随高速列车行驶速度的变化趋势, 分析了三相逆变器输出电压谐波频率分布与牵引电机谐波转矩, 建立了传动系统扭振模型; 基于直接转矩控制理论与车辆系统动力学理论, 搭建了牵引电机控制模型和高速列车多体动力学模型; 通过Simulink和SIMPACK联合仿真平台对比了恒力矩输入与含有谐波转矩的力矩输入模型, 分析了不同速度下牵引电机谐波转矩对高速列车齿轮箱体和牵引电机振动特性的影响。分析结果表明: 当高速列车以250 km·h^-1的速度匀速运行时, 齿轮箱体大齿轮上方纵向振动、小齿轮上方纵向与垂向振动受牵引电机谐波转矩影响显著, 在700 Hz主频处振动加速度幅值显著增大, 该频率恰为牵引电机输出转矩基波频率的6倍; 在谐波转矩的影响下, 牵引电机在52 Hz主频处横向振动加速度幅值增加52.78%, 在49 Hz主频处垂向振动加速度幅值增加18.95%;随着高速列车速度的增加, 齿轮箱体纵向与牵引电机各向振动加速度逐渐增加, 牵引电机谐波转矩对齿轮箱体纵向振动加速度均方根的影响逐渐减小, 在6倍基波频率处, 齿轮箱体小齿轮上方和牵引电机纵向与垂向振动加速度均先增大后减小, 在速度为250 km·h^-1时达到极大值, 且齿轮箱体和牵引电机的垂向振动受6倍基波频率谐波转矩的影响比纵向振动更为明显, 而其横向振动特性几乎不受谐波转矩的影响。     

高速列车牵引变压器振动响应容限有限元分析

为保证高速列车车下设备结构的安全性, 基于振动响应容限仿真计算方法和米塞斯应力屈服准则, 运用有限元仿真模型对线性和非线性悬挂刚度下高速列车牵引变压器的振动响应容限进行研究。对牵引变压器沿纵向、横向、垂向同时加载, 得到响应应力最大的危险节点。对牵引变压器分别沿纵向、横向、垂向进行加载, 得到危险节点的6个应力分量和不同方向振幅的关系, 并基于叠加原理, 得到纵向、横向、垂向同时加载下危险节点应力分量和不同方向振幅的关系。基于求得的米塞斯应力函数与米塞斯应力屈服准则, 得到振动响应容限。分析结果表明: 基于叠加原理, 可以运用MATLAB替代ANSYS对线性悬挂刚度下的振动响应容限进行仿真计算; 线性与非线性悬挂刚度下的振动响应容限曲面间存在一条垂向位移等值曲线, 当横向位移与纵向位移组成的坐标点位于垂向位移等值曲线在平面内的投影线以下时, 线性悬挂刚度下垂向位移的振动响应容限比相应非线性悬挂刚度下的振动响应容限大, 当横向位移与纵向位移组成的坐标点位于垂向位移等值曲线在平面内的投影线以上时, 线性悬挂刚度下垂向位移的振动响应容限比相应非线性悬挂刚度下的振动响应容限小。     

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。     

基于台架仿真模型的高速列车齿轮箱轴承动载荷获取方法

为获取高速列车齿轮箱轴承在服役振动环境下的动载荷,由动力学软件SIMPACK建立了某型高速列车齿轮箱台架仿真模型;基于谱修正的多点相干随机振动控制算法,通过虚拟激振器施加纵向、横向、垂向的轴箱实测加速度功率谱,再现了齿轮箱受到的多点相干线路激励;通过台架仿真模型获取了齿轮箱输入轴电机侧圆柱滚子轴承在服役振动环境下的轴承径向载荷、轴承中心轨迹和滚子与外圈滚道接触载荷。研究结果表明：通过谱修正控制算法,在优化速度指数为0.3,进行10次迭代后,轴箱的仿真与实测加速度功率谱相对误差趋于稳定,最大相对误差小于10%;不同的电机输入扭矩下,有无线路激励齿轮箱轴承动载荷表明,电机输入扭矩决定了齿轮箱轴承动载荷均值,而线路激励是齿轮箱轴承动载荷波动的主要原因;频谱分析显示,线路激励增大了轴承径向载荷在中低频带与齿轮啮合频率处的能量;同时线路激励增大了滚子与外圈滚道接触载荷,但是接触载荷的接触区和均值无明显变化;当无线路激励时,轴承中心轨迹沿齿轮的压力角振动,与垂直轴夹角为26°;线路激励使轴承中心轨迹波动范围更大、更随机,在方向上没有明显特征。可见,电机输入扭矩和线路激励是高速列车齿轮箱轴承动载荷的主要来源,台架仿真模型可为高速列车齿轮箱轴承动响应评估和载荷谱建立提供有价值的参考。