高铁一系和二系及端部减振器阻尼系数的协同优化方法
专利汇可以提供高铁一系和二系及端部减振器阻尼系数的协同优化方法专利检索，专利查询，专利分析的服务。并且本 发明 涉及高 铁 一系和二系及端部 减振器 阻尼系数的协同优化方法，属于高速轨道车辆悬置技术领域。本发明通过构建高铁整车23 自由度 振动协同优化仿真模型，以轨道高低不平顺随机输入、方向不平顺随机输入和 水 平不平顺随机输入为输入激励，以车体振动加权 加速 度均方根值最小为设计目标，优化设计得到高铁一系和二系及端部减振器的最佳阻尼系数。通过设计实例及SIMPACK仿真验证可知，该方法可得到准确可靠的一系和二系及端部减振器的阻尼系数值，为高铁一系和二系及端部减振器阻尼系数的设计提供了可靠的设计方法。利用该方法，不仅可提高高铁悬置系统的设计水平和车辆行驶安全性及平稳性，还可降低产品设计及试验 费用 ，增强我国轨道车辆的国际市场竞争 力 。，下面是高铁一系和二系及端部减振器阻尼系数的协同优化方法专利的具体信息内容。
1.高铁一系和二系及端部减振器阻尼系数的协同优化方法，其具体设计步骤如下：
(1)建立高铁整车23自由度行驶振动微分方程：
根据高铁的单节车体的质量m3、点头转动惯量J3φ、摇头转动惯量 侧滚转动惯量J3θ；
每台转向架构架的质量m2、点头转动惯量J2φ、摇头转动惯量 侧滚转动惯量J2θ；每一轮对的质量m1、摇头转动惯量 每一轮轴重W；每一轮对的横向蠕滑系数f1、纵向蠕滑系数f2；每一轮对的纵向定位刚度K1x、横向定位刚度K1y；每台转向架单侧一系悬架的垂向等效刚度K1z；每台转向架中央弹簧的纵向刚度K2x、横向定位刚度K2y；每台转向架二系悬置的垂向等效刚度K2z；单个抗侧滚扭杆的扭转刚度Kθ；一对抗蛇行减振器的阻尼系数Cs；待设计每台转向架单侧一系垂向减振器的等效阻尼系数Cd1；待设计每台转向架二系垂向减振器的等效阻尼系数Cd2；待设计每台转向架二系横向减振器的等效阻尼系数C2；待设计车体端部纵向减振器的等效阻尼系数C3；待设计车体端部横向减振器的等效阻尼系数Cr；车轮滚动半径r、车轮踏面斜度λ；车辆行驶速度v；车轮和钢轨接触点横向间距的一半b，轮轴定位弹簧横向安装间距的一半b1，转向架中央弹簧横向安装间距的一半b2，抗蛇行减振器横向安装间距的一半b3，车体纵向减振器横向安装间距的一半b4，车辆定距的一半a，转向架轴距的一半a0，车体横向减振器纵向安装间距的一半l，车体上端端部纵向减振器到车体质心的高度d1，车体下端端部纵向减振器到车体质心的高度d2，车轴中心线到轨道平面的高度h0，车体质心到中央弹簧上平面的高度h1，车体质心到二系横向减振器的高度h2，中央弹簧上平面到构架质心的高度h3，转向架构架质心到车轴中心线的高度h4，二系横向减振器到构架质心的高度h5，车体端部横向减振器到车体质心的高度h6；分别以前转向架轮对的质心O1ff、O1fr，后转向架轮对的质心O1rf、O1rr，前、后转向架构架的质心O2f、O2r及车体的质心O3为坐标原点；以前转向架前轮对的横摆位移y1ff、摇头位移 前转向架后轮对的横摆位移y1fr、摇头位移 后转向架前轮对的横摆位移y1rf、摇头位移 后转向架后轮对的横摆位移y1rr、摇头位移 前转向架构架的浮沉位移z2f、点头位移φ2f、横摆位移y2f、摇头位移 侧滚位移θ2f，后转向架构架的浮沉位移z2r、点头位移φ2r、横摆位移y2r、摇头位移 侧滚位移θ2r，及车体的浮沉位移z3、点头位移φ3、横摆位移y3、摇头位移 侧滚位移θ3为坐标；以前转向架前、后车轮及后转向架前、后车轮处的轨道高低不平顺输入z01(t)、z02(t)、z03(t)、z04(t)和方向不平顺输入ya1(t)、ya2(t)、ya3(t)、ya4(t)及水平不平顺输入zθ1(t)、zθ2(t)、zθ3(t)、zθ4(t)为输入激励，其中，t为时间变量；建立高铁整车23自由度行驶振动微分方程，即：
①前转向架前轮对的横摆振动方程：
②前转向架前轮对的摇头振动方程：
③前转向架后轮对的横摆振动方程：
④前转向架后轮对的摇头振动方程：
⑤后转向架前轮对的横摆振动方程：
⑥后转向架前轮对的摇头振动方程：
⑦后转向架后轮对的横摆振动方程：
⑧后转向架后轮对的摇头振动方程：
⑨前转向架构架的浮沉振动方程：
⑩前转向架构架的点头振动方程：
前转向架构架的横摆振动方程：
前转向架构架的侧滚振动方程：
前转向架构架的摇头振动方程：
后转向架构架的浮沉振动方程：
后转向架构架的点头振动方程：
后转向架构架的横摆振动方程：
后转向架构架的侧滚振动方程：
后转向架构架的摇头振动方程：
车体的浮沉振动方程：
车体的点头振动方程：
车体的横摆振动方程：
车体的侧滚振动方程：
其中，h＝h0+h1+h3+h4；
车体的摇头振动方程：
(2)构建高铁整车23自由度振动协同优化仿真模型：
根据步骤(1)中所建立的高铁整车23自由度行驶振动微分方程，利用Matlab/Simulink仿真软件，构建高铁整车23自由度振动协同优化仿真模型；
(3)建立高铁一系和二系及端部减振器的阻尼协同优化目标函数J：
根据步骤(2)中所建立的高铁整车23自由度振动协同优化仿真模型，以每台转向架单侧一系垂向减振器的等效阻尼系数、每台转向架二系垂向减振器的等效阻尼系数、每台转向架二系横向减振器的等效阻尼系数、车体端部纵向减振器的等效阻尼系数和车体端部横向减振器的等效阻尼系数为设计变量，以各轮对处的轨道高低不平顺随机输入、方向不平顺随机输入和水平不平顺随机输入为输入激励，利用仿真所得到的车体浮沉运动的振动频率加权加速度均方根值 点头运动的振动频率加权加速度均方根值 横摆运动的振
动频率加权加速度均方根值 侧滚运动的振动频率加权加速度均方根值 及摇头运动的振动频率加权加速度均方根值 建立高铁一系和二系及端部减振器的阻尼协同优化目标函数J，即：
式中，振动频率加权加速度均方根值 的系数1、0.4、1、
0.63、0.2，分别为车体浮沉运动、点头运动、横摆运动、侧滚运动、摇头运动的轴加权系数；
其中，在不同频率下振动频率加权加速度均方根值 的频率加
权值，分别为：
(4)高铁一系和二系及端部减振器最佳阻尼系数的优化设计：
①根据车辆定距的一半a，转向架轴距的一半a0，车辆行驶速度v，及步骤(2)中所建立的高铁整车23自由度振动协同优化仿真模型，以各轮对处的轨道高低不平顺随机输入z01(t)、z02(t)、z03(t)、z04(t)、方向不平顺随机输入ya1(t)、ya2(t)、ya3(t)、ya4(t)和水平不平顺随机输入zθ1(t)、zθ2(t)、zθ3(t)、zθ4(t)为输入激励，利用优化算法求步骤(3)中所建立高铁一系和二系及端部减振器的阻尼协同优化目标函数J的最小值，所对应的设计变量即为每台转向架单侧一系垂向减振器的最佳等效阻尼系数Cd1、每台转向架二系垂向减振器的最佳等效阻尼系数Cd2、每台转向架二系横向减振器的最佳等效阻尼系数C2、车体端部纵向减振器的最佳等效阻尼系数C3和车体端部横向减振器的最佳等效阻尼系数Cr；
其中，轨道高低不平顺随机输入之间的关系为：
方向不平顺随机输入之间
的关系为： 水平不平顺
随机输入之间的关系为：
②根据每台转向架单侧一系垂向减振器的安装支数n1、每台转向架二系垂向减振器的安装支数n2、每台转向架二系横向减振器的安装支数n3，车体端部纵向减振器的安装支数n4，车体端部横向减振器的安装支数n5，及①步骤中优化设计所得到的每台转向架单侧一系垂向减振器的最佳等效阻尼系数Cd1、每台转向架二系垂向减振器的最佳等效阻尼系数Cd2、每台转向架二系横向减振器的最佳等效阻尼系数C2、车体端部纵向减振器的最佳等效阻尼系数C3和车体端部横向减振器的最佳等效阻尼系数Cr，计算得到单支一系垂向减振器、二系垂向减振器、二系横向减振器、车体端部纵向减振器和车体端部横向减振器的最佳阻尼系数，分别为：Cod1＝Cd1/n1，Cod2＝Cd2/n2，Co2＝C2/n3，Co3＝C3/n4，Cor＝Cr/n5。
高铁一系和二系及端部减振器阻尼系数的协同优化方法
技术领域
背景技术
发明内容
头运动的振动频率加权加速度均方根值 建立高铁一系和二系及端部减振器的阻尼协同优化目标函数J，即：
频率加权值，分别为：
的关系为： 水平不平顺
随机输入之间的关系为：
惯量 每一轮轴重W＝150000N；每一轮对的横向蠕滑系数f1＝16990000N、纵向
蠕滑系数f2＝16990000N；每一轮对的纵向定位刚度K1x＝13.739×106N/m、横向定位刚度K1y＝4.892×106N/m；每台转向架单侧一系悬架的垂向等效刚度K1z＝2.74×106N/m；每台转向架中央弹簧的纵向刚度K2x＝0.18×106N/m、横向定位刚度K2y＝0.18×106N/m；每台转向架
6
二系悬置的垂向等效刚度K2z＝1.1368×10 N/m；单个抗侧滚扭杆的扭转刚度Kθ＝2.5×
106N.m/rad；一对抗蛇行减振器的阻尼系数Cs＝1027kN.s/m；车轮滚动半径r＝0.445m、车轮踏面斜度λ＝0.15；车轮和钢轨接触点横向间距的一半b＝0.7465m，轮轴定位弹簧横向安装间距的一半b1＝1.15m，转向架中央弹簧横向安装间距的一半b2＝1.3m，抗蛇行减振器横向安装间距的一半b3＝1.4m，车体纵向减振器横向安装间距的一半b4＝1.2m，车辆定距的一半a＝9.5m，转向架轴距的一半a0＝1.35m，车体横向减振器纵向安装间距的一半l＝13.3m，车体上端端部纵向减振器到车体质心的高度d1＝0.5m，车体下端端部纵向减振器到车体质心的高度d2＝0.5m，车轴中心线到轨道平面的高度h0＝0.347m，车体质心到中央弹簧上平面的高度h1＝0.8m，车体质心到二系横向减振器的高度h2＝0.616m，中央弹簧上平面到构架质心的高度h3＝0.416m，转向架构架质心到车轴中心线的高度h4＝0.137m，二系横向减振器到构架质心的高度h5＝0.6m，车体端部横向减振器到车体质心的高度h6＝0.5m；待设计每台转向架单侧一系垂向减振器的等效阻尼系数为Cd1；待设计每台转向架二系垂向减振器的等效阻尼系数为Cd2；待设计每台转向架二系横向减振器的等效阻尼系数为C2；待设计车体端部纵向减振器的等效阻尼系数为C3；待设计车体端部横向减振器的等效阻尼系数为Cr。该高铁一系和二系及端部减振器阻尼系数设计所要求的车辆行驶速度v＝300km/h，对该高铁一系垂向减振器、二系垂向减振器、二系横向减振器、车体端部纵向减振器和车体端部横向减振器的阻尼系数进行设计。
2212kg.m2；每一轮对的质量m1＝1721kg、摇头转动惯量 每一轮轴重W＝
150000N；每一轮对的横向蠕滑系数f1＝16990000N、纵向蠕滑系数f2＝16990000N；每一轮对的纵向定位刚度K1x＝13.739×106N/m、横向定位刚度K1y＝4.892×106N/m；每台转向架单侧一系悬架的垂向等效刚度K1z＝2.74×106N/m；每台转向架中央弹簧的纵向刚度K2x＝0.18×
106N/m、横向定位刚度K2y＝0.18×106N/m；每台转向架二系悬置的垂向等效刚度K2z＝
1.1368×106N/m；单个抗侧滚扭杆的扭转刚度Kθ＝2.5×106N.m/rad；一对抗蛇行减振器的阻尼系数Cs＝1027kN.s/m；待设计每台转向架单侧一系垂向减振器的等效阻尼系数Cd1；待设计每台转向架二系垂向减振器的等效阻尼系数Cd2；待设计每台转向架二系横向减振器的等效阻尼系数C2；待设计车体端部纵向减振器的等效阻尼系数C3；待设计车体端部横向减振器的等效阻尼系数Cr；车轮滚动半径r＝0.445m、车轮踏面斜度λ＝0.15；车轮和钢轨接触点横向间距的一半b＝0.7465m，轮轴定位弹簧横向安装间距的一半b1＝1.15m，转向架中央弹簧横向安装间距的一半b2＝1.3m，抗蛇行减振器横向安装间距的一半b3＝1.4m，车体纵向减振器横向安装间距的一半b4＝1.2m，车辆定距的一半a＝9.5m，转向架轴距的一半a0＝
1.35m，车体横向减振器纵向安装间距的一半l＝13.3m，车体上端端部纵向减振器到车体质心的高度d1＝0.5m，车体下端端部纵向减振器到车体质心的高度d2＝0.5m，车轴中心线到轨道平面的高度h0＝0.347m，车体质心到中央弹簧上平面的高度h1＝0.8m，车体质心到二系横向减振器的高度h2＝0.616m，中央弹簧上平面到构架质心的高度h3＝0.416m，转向架构架质心到车轴中心线的高度h4＝0.137m，二系横向减振器到构架质心的高度h5＝0.6m，车体端部横向减振器到车体质心的高度h6＝0.5m；分别以前转向架轮对的质心O1ff、O1fr，后转向架轮对的质心O1rf、O1rr，前、后转向架构架的质心O2f、O2r及车体的质心O3为坐标原点；以前转向架前轮对的横摆位移y1ff、摇头位移 前转向架后轮对的横摆位移y1fr、摇头位移 后转向架前轮对的横摆位移y1rf、摇头位移 后转向架后轮对的横摆位移y1rr、摇头位移 前转向架构架的浮沉位移z2f、点头位移φ2f、横摆位移y2f、摇头位移 侧滚位移θ2f，后转向架构架的浮沉位移z2r、点头位移φ2r、横摆位移y2r、摇头位移 侧滚位移θ2r，及车体的浮沉位移z3、点头位移φ3、横摆位移y3、摇头位移 侧滚位移θ3为坐标；以前转向架前、后车轮及后转向架前、后车轮处的轨道高低不平顺输入z01(t)、z02(t)、z03(t)、z04(t)和方向不平顺输入ya1(t)、ya2(t)、ya3(t)、ya4(t)及水平不平顺输入zθ1(t)、zθ2(t)、zθ3(t)、zθ4(t)为输入激励，其中，t为时间变量；建立高铁整车23自由度行驶振动微分方程，即：
头运动的振动频率加权加速度均方根值 建立高铁一系和二系及端部减振器的阻尼协同优化目标函数J，即：
频率加权值，分别为：
187.25kN.s/m相吻合，两者偏差分别为0.08kN.s/m、0.2kN.s/m、0.11kN.s/m、0.17kN.s/m、
0.25kN.s/m，相对偏差分别为0.46％、0.34％、0.205％、0.023％、0.13％，表明本发明所提供的高铁一系和二系及端部减振器阻尼系数的协同优化方法是正确的。
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