技术领域
[0001] 本
发明涉及高速轨道车辆悬置,特别是高速轨道车辆车体端部横向减振器阻尼系数的设计方法。
背景技术
[0002] 车体端部横向减振器安装于铰接式或
转向架式高速轨道车辆的两相邻车体之间,能够有效控制车体摇摆,显著增加车辆的整体性和
稳定性。然而,据所查阅资料可知,由于轨道车辆属于多
自由度振动系统,对其进行动
力学分析计算非常困难,目前国内外对于车体端部横向减振器阻尼系数的设计,一直没有给出系统的理论设计方法,大都是借助计算机技术,利用多体动力学仿真
软件SIMPACK或ADAMS/Rail,通过实体建模来优化和确定其大小,尽管该方法可以得到比较可靠的仿真数值,使车辆具有较好的动力性能,然而,随着轨道车辆行驶速度的不断提高,人们对车体端部横向减振器阻尼系数的设计提出了更高的要求,目前车体端部横向减振器阻尼系数设计的方法不能给出具有指导意义的创新理论,不能满足轨道车辆不断提速情况下对减振器设计要求的发展。因此,必须建立一种准确、可靠的高速轨道车辆车体端部横向减振器阻尼系数的设计方法,满足轨道车辆不断提速情况下对减振器设计的要求,提高高速轨道车辆悬置系统的设计
水平及产品
质量,提高车辆行驶安全性和平稳性;同时,降低产品设计及试验
费用,缩短产品设计周期,增强我国轨道车辆的国际市场竞争力。
发明内容
[0003] 针对上述
现有技术中存在的
缺陷,本发明所要解决的技术问题是提供一种准确、可靠的高速轨道车辆车体端部横向减振器阻尼系数的设计方法,其设计
流程图如图1所示;高速轨道车辆整车17自由度行驶横向振动模型的左视图如图2,高速轨道车辆整车17自由度行驶横向振动模型的俯视图如图3所示。
[0004] 为解决上述技术问题,本发明所提供的高速轨道车辆车体端部横向减振器阻尼系数的设计方法,其特征在于采用以下设计步骤:
[0005] (1)建立轨道车辆整车17自由度行驶横向振动微分方程:
[0006] 根据轨道车辆的单节车体的质量m3、摇头
转动惯量 侧
滚转动惯量J3θ;每台
转向架构架的质量m2、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、垂向等效阻尼Cd1;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、垂向等效阻尼Cd2;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;一对二系横向减振器的阻尼系数C2;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 前转向架构架的横摆位移y2f、摇头位移 侧滚位移θ2f,后转向架构架的横摆位移y2r、摇头位移 侧滚位移θ2r,及车体的横摆位移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、后车轮处的轨道方向不平顺输入ya1(t)、ya2(t)、ya3(t)、ya4(t)和水平不平顺输入zθ1(t)、zθ2(t)、zθ3(t)、zθ4(t)为输入激励,其中,t为时间变量;建立轨道车辆整车17自由度行驶横向振动微分方程,即:
[0007] ①前转向架前轮对的横摆振动方程:
[0008]
[0009] ②前转向架前轮对的摇头振动方程:
[0010]
[0011] ③前转向架后轮对的横摆振动方程:
[0012]
[0013] ④前转向架后轮对的摇头振动方程:
[0014]
[0015] ⑤后转向架前轮对的横摆振动方程:
[0016]
[0017] ⑥后转向架前轮对的摇头振动方程:
[0018]
[0019] ⑦后转向架后轮对的横摆振动方程:
[0020]
[0021] ⑧后转向架后轮对的摇头振动方程:
[0022]
[0023] ⑨前转向架构架的横摆振动方程:
[0024]
[0025] ⑩前转向架构架的侧滚振动方程:
[0026]
[0027] 前转向架构架的摇头振动方程:
[0028]
[0029] 后转向架构架的横摆振动方程:
[0030]
[0031] 后转向架构架的侧滚振动方程:
[0032]
[0033] 后转向架构架的摇头振动方程:
[0034]
[0035] 车体的横摆振动方程:
[0036]
[0037] 车体的侧滚振动方程:
[0038]
[0039] 其中,h=h0+h1+h3+h4;
[0040] 车体的摇头振动方程:
[0041]
[0042] (2)构建轨道车辆整车17自由度横向振动优化设计仿真模型:
[0043] 根据步骤(1)中所建立的轨道车辆整车17自由度行驶横向振动微分方程,利用Matlab/Simulink仿真软件,构建轨道车辆整车17自由度横向振动优化设计仿真模型;
[0044] (3)建立车体端部横向减振器的阻尼优化设计目标函数J:
[0045] 根据步骤(2)中所建立的轨道车辆整车17自由度横向振动优化设计仿真模型,以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侧滚运动的振动
加速度均方根值 建立车体端部横向减振器的阻尼优化设计目标函数J,即:
[0046]
[0047] (4)车体端部横向减振器最佳阻尼系数C的优化设计:
[0048] 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)中所建立的轨道车辆整车17自由度横向振动优化设计仿真模型,以各轮对处的轨道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)中所建立车体端部横向减振器的阻尼优化设计目标函数J的最小值,所对应的设计变量即为车体端部横向减振器的最佳等效阻尼系数Cr;
[0049] 其中,轨道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:
[0050] ②根据车体端部横向减振器的安装支数n,及步骤(4)中①步骤优化设计所得到的车体端部横向减振器的最佳等效阻尼系数Cr,计算得到单支车体端部横向减振器的最佳阻尼系数C,即:C=Cr/n。
[0051] 本发明比现有技术具有的优点:
[0052] 由于轨道车辆属于多自由度振动系统,对其进行动力学分析计算非常困难,目前国内外对于车体端部横向减振器阻尼系数的设计,一直没有给出系统的理论设计方法,大都是借助计算机技术,利用多体动力学仿真软件SIMPACK或ADAMS/Rail,通过实体建模来优化和确定其大小,尽管该方法可以得到比较可靠的仿真数值,使车辆具有较好的动力性能,然而,随着轨道车辆行驶速度的不断提高,人们对车体端部横向减振器阻尼系数的设计提出了更高的要求,目前车体端部横向减振器阻尼系数设计的方法不能给出具有指导意义的创新理论,不能满足轨道车辆不断提速情况下对减振器设计要求的发展。
[0053] 本发明通过建立轨道车辆整车17自由度行驶横向振动微分方程,利用MATLAB/Simulink仿真软件,构建了轨道车辆整车17自由度横向振动优化设计仿真模型,并以轨道方向不平顺及水平不平顺为输入激励,以车体侧滚运动的振动加速度均方根值最小为设计目标,优化设计得到车体端部横向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车体端部横向减振器的阻尼系数值,为高速轨道车辆车体端部横向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,不仅可提高高速轨道车辆悬置系统的设计水平及产品质量,提高车辆行驶安全性和平稳性;同时,还可降低产品设计及试验费用,缩短产品设计周期,增强我国轨道车辆的国际市场竞争力。
附图说明
[0054] 为了更好地理解本发明下面结合附图做进一步的说明。
[0055] 图1是高速轨道车辆车体端部横向减振器阻尼系数设计方法的设计流程图;
[0056] 图2是高速轨道车辆整车17自由度行驶横向振动模型的左视图;
[0057] 图3是高速轨道车辆整车17自由度行驶横向振动模型的俯视图;
[0058] 图4是
实施例的轨道车辆整车17自由度横向振动优化设计仿真模型图;
[0059] 图5是实施例所施加的德国轨道方向不平顺随机输入激励ya1(t);
[0060] 图6是实施例所施加的德国轨道方向不平顺随机输入激励ya2(t);
[0061] 图7是实施例所施加的德国轨道方向不平顺随机输入激励ya3(t);
[0062] 图8是实施例所施加的德国轨道方向不平顺随机输入激励ya4(t);
[0063] 图9是实施例所施加的德国轨道水平不平顺随机输入激励zθ1(t);
[0064] 图10是实施例所施加的德国轨道水平不平顺随机输入激励zθ2(t);
[0065] 图11是实施例所施加的德国轨道水平不平顺随机输入激励zθ3(t);
[0066] 图12是实施例所施加的德国轨道水平不平顺随机输入激励zθ4(t)。具体实施方案
[0067] 下面通过一实施例对本发明作进一步详细说明。
[0068] 某高速轨道车辆的两相邻车体间安装有四支车体端部纵向减振器和一支车体端部横向减振器,即n=1,其单节车体的质量m3=63966kg、摇头转动惯量2
侧滚转动惯量J3θ=77200kg.m ;每台转向架构架的质量m2=2758kg、摇头转动惯量
2
侧滚转动惯量J2θ=2212kg.m ;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
6
蠕滑系数f2=16990000N;每一轮对的纵向定位刚度K1x=13.739×10 N/m、横向定位刚度
6 6
K1y=4.892×10 N/m;每台转向架单侧一系悬架的垂向等效刚度K1z=2.74×10 N/m、垂向
6
等效阻尼Cd1=28.3kN.s/m;每台转向架中央弹簧的纵向刚度K2x=0.18×10 N/m、横向定
6 6
位刚度K2y=0.18×10 N/m;每台转向架二系悬置的垂向等效刚度K2z=1.1368×10 N/m、垂
6
向等效阻尼Cd2=118.7kN.s/m;单个抗侧滚扭杆的扭转刚度Kθ=2.5×10 N.m/rad;一对抗蛇行减振器的阻尼系数Cs=1027kN.s/m;一对二系横向减振器的阻尼系数C2=90kN.s/m;车体端部纵向减振器的等效阻尼系数C3=2897.6kN.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;待设计车体端部横向减振器的等效阻尼系数为Cr。该高速轨道车辆车体端部横向减振器阻尼系数设计所要求的车辆行驶速度v=300km/h,对该高速轨道车辆车体端部横向减振器的最佳阻尼系数进行设计。
[0069] 本发明实例所提供的高速轨道车辆车体端部横向减振器阻尼系数的设计方法,其设计流程图如图1所示,高速轨道车辆整车17自由度行驶横向振动模型的左视图如图2,高速轨道车辆整车17自由度行驶横向振动模型的俯视图如图3所示,具体步骤如下:
[0070] (1)建立轨道车辆整车17自由度行驶横向振动微分方程:
[0071] 根据轨道车辆的单节车体的质量m3=63966kg、摇头转动惯量2
侧滚转动惯量J3θ=77200kg.m ;每台转向架构架的质量m2=2758kg、摇头转动惯量
2
侧滚转动惯量J2θ=2212kg.m ;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
6
蠕滑系数f2=16990000N;每一轮对的纵向定位刚度K1x=13.739×10 N/m、横向定位刚度
6 6
K1y=4.892×10 N/m;每台转向架单侧一系悬架的垂向等效刚度K1z=2.74×10 N/m、垂向
6
等效阻尼Cd1=28.3kN.s/m;每台转向架中央弹簧的纵向刚度K2x=0.18×10 N/m、横向定
6 6
位刚度K2y=0.18×10 N/m;每台转向架二系悬置的垂向等效刚度K2z=1.1368×10 N/m、
6
垂向等效阻尼Cd2=118.7kN.s/m;单个抗侧滚扭杆的扭转刚度Kθ=2.5×10 N.m/rad;一对抗蛇行减振器的阻尼系数Cs=1027kN.s/m;一对二系横向减振器的阻尼系数C2=90kN.s/m;车体端部纵向减振器的等效阻尼系数C3=2897.6kN.s/m;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;车辆行驶速度v=300km/h;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 前转向架构架的横摆位移y2f、摇头位移 侧滚位移θ2f,后转向架构架的横摆位移y2r、摇头位移 侧滚位移θ2r,及车体的横摆位移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、后车轮处的轨道方向不平顺输入ya1(t)、ya2(t)、ya3(t)、ya4(t)和水平不平顺输入zθ1(t)、zθ2(t)、zθ3(t)、zθ4(t)为输入激励,其中,t为时间变量;建立轨道车辆整车17自由度行驶横向振动微分方程,即:
[0072] ①前转向架前轮对的横摆振动方程:
[0073]
[0074] ②前转向架前轮对的摇头振动方程:
[0075]
[0076] ③前转向架后轮对的横摆振动方程:
[0077]
[0078] ④前转向架后轮对的摇头振动方程:
[0079]
[0080] ⑤后转向架前轮对的横摆振动方程:
[0081]
[0082] ⑥后转向架前轮对的摇头振动方程:
[0083]
[0084] ⑦后转向架后轮对的横摆振动方程:
[0085]
[0086] ⑧后转向架后轮对的摇头振动方程:
[0087]
[0088] ⑨前转向架构架的横摆振动方程:
[0089]
[0090] ⑩前转向架构架的侧滚振动方程:
[0091]
[0092] 前转向架构架的摇头振动方程:
[0093]
[0094] 后转向架构架的横摆振动方程:
[0095]
[0096] 后转向架构架的侧滚振动方程:
[0097]
[0098] 后转向架构架的摇头振动方程:
[0099]
[0100] 车体的横摆振动方程:
[0101]
[0102] 车体的侧滚振动方程:
[0103]
[0104] 其中,h=h0+h1+h3+h4;
[0105] 车体的摇头振动方程:
[0106]
[0107] (2)构建轨道车辆整车17自由度横向振动优化设计仿真模型:
[0108] 根据步骤(1)中所建立的轨道车辆整车17自由度行驶横向振动微分方程,利用Matlab/Simulink仿真软件,构建轨道车辆整车17自由度横向振动优化设计仿真模型,如图4所示;
[0109] (3)建立车体端部横向减振器的阻尼优化设计目标函数J:
[0110] 根据步骤(2)中所建立的轨道车辆整车17自由度横向振动优化设计仿真模型,以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侧滚运动的振动加速度均方根值 建立车体端部横向减振器的阻尼优化设计目标函数J,即:
[0111]
[0112] (4)车体端部横向减振器最佳阻尼系数C的优化设计:
[0113] ①根据车辆定距的一半a=9.5m,转向架轴距的一半a0=1.35m,车辆行驶速度v=300km/h,及步骤(2)中所建立的轨道车辆整车17自由度横向振动优化设计仿真模型,以各轮对处的轨道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)中所建立车体端部横向减振器的阻尼优化设计目标函数J的最小值,优化设计得到车体端部横向减振器的最佳等效阻尼系数Cr=165kN.s/m;
[0114] 其中,轨道方向不平顺随机输入之间的关系为:ya2(t)=ya1(t-0.0324s),ya3(t)=ya1(t-0.228s),ya4(t)=ya1(t-0.2604s);水平不平顺随机输入之间的关系为:zθ2(t)=zθ1(t-0.0324s),zθ3(t)=zθ1(t-0.228s),zθ4(t)=zθ1(t-0.2604s);车辆行驶速度v=300km/h时,各轮对处所施加的德国轨道方向不平顺随机输入激励,分别如图5、图6、图7、图8所示;所施加的德国轨道水平不平顺随机输入激励,分别如图9、图10、图11、图12所示;
[0115] ②根据车体端部横向减振器的安装支数n=1,及步骤(4)中①步骤优化设计所得到的车体端部横向减振器的最佳等效阻尼系数Cr=165.3kN.s/m,计算得到单支车体端部横向减振器的最佳阻尼系数C,即:C=Cr/n=165.3kN.s/m。
[0116] 根据实施例所提供的车辆参数,利用轨道车辆专用软件SIMPACK,通过实体建模仿真验证可得,该高速轨道车辆车体端部横向减振器的最佳阻尼系数为C=165.5kN.s/m;可知,利用优化设计方法所得到的车体端部横向减振器的最佳阻尼系数C=165.3kN.s/m,与SIMPACK仿真验证所得到的最佳阻尼系数C=165.5kN.s/m相吻合,两者偏差仅为0.2kN.s/m,相对偏差仅为0.18%,表明本发明所提供的高速轨道车辆车体端部横向减振器阻尼系数的设计方法是正确的。