高铁车辆间油压减振器特性及对高铁动力学性能的影响

吴忠发,王文林,樊友权,陈文韬

(1.湖南联诚轨道装备有限公司,湖南 株洲 412001; 2.东莞理工学院 机械工程学院,广东 东莞 523808)

引言

高速动车组在正常直线及曲线运行时,车厢之间存在相对运动,并且车辆在通过道岔、会车以及通过隧道时,横向振动会加剧。车辆间减振器[1,2]用于辅助转向架的一、二系悬挂来衰减列车车辆之间的相对运动,主要是相对横摆、摇头、和侧滚。然而,一般来说车辆间减振器在通过约束车辆之间相对运动量、提高直线运动平稳性的同时,也对转向架产生了附加反力,从而导致轮轨横向力、轮重减载率和脱轨系数上升,也就是说同时会恶化曲线通过性能。因此,研究车辆间减振器的阻尼特性及其对车辆动力学的影响,对后续车辆间减振器阻尼特性的动力学匹配、优选以及减振器产品本身的优化设计都具有重要意义。

在以往的研究当中,针对轨道交通车辆转向架主悬挂油压减振器的各类建模[3-5]、减振器参数对车辆动力学的影响[6-9]以及减振器阻尼特性的优选优化[10]方向开展的工作较多,近年来国内学者开展了车辆间减振器特性参数[11]和布置位置[12]对动车组的影响研究,但目前在车辆间减振器相关的研究中,还有很多工作需要推进,工程中尚存在诸如动车组车端横向振动过大、减振器效果不佳,以及车辆间减振器产品本身的设计问题。

以国内某动车组车辆间减振器为研究对象,首先主要通过对其阀系流量-压力特性进行建模,搭建了该减振器阻尼特性的参数化模型,并通过产品台架实验验证了仿真和理论建模的正确性。基于SIMPACK平台,构建了具有详细车辆间悬挂的某动车组的多体动力学仿真模型,研究了车辆间减振器及其参数对动车组动力学包括会车响应的影响。所构建的车辆间减振器参数化模型、车辆多体动力学模型以及研究结果为后续该车辆间减振器阻尼特性的动力学优选以及减振器产品的优化设计奠定了基础。

1 车辆间减振器的阻尼特性建模

某动车组车辆间减振器的结构如图1所示。减振器拉伸时,活塞拉伸阀工作,同时底阀单向阀开启补油;减振器压缩时,活塞压缩阀和底阀压缩阀可协同工作。车辆间减振器安装于车体和车钩之间,其中在车钩安装端,减振器具有一个万向活动关节,使得减振器可以随着车体的运动而自由活动该车辆间减振器采用了弹簧阀片式阻尼阀结构。

1.整体橡胶关节 2.防尘罩 3.活塞杆 4.骨架油封 5.外螺盖 6.O形圈 7.格来圈 8.导座 9.活塞压缩阀 10.活塞 11.活塞拉伸阀 12.锁紧螺母 13.内缸筒 14.外缸筒 15.液压油 16.气囊 17.底阀单向阀 18.底阀体 19.底阀压缩阀 20.螺钉 21.万向活动关节

图2综合展示了该减振器活塞阀组件和底阀组件的结构爆炸图以及各阀片堆的流体挤压油膜压力分布。结合弹性力学理论,在非均匀压力分布作用下,阀片堆的变形量函数[7,13]可表示为:

(1)

图2 车辆间减振器内部各阻尼阀的结构爆炸图及其阀片堆的流体挤压油膜压力分布图

式中,r,h——阀片半径变量、阀片厚度,m

n——阀片编号

E——阀片弹性模量,Pa

p——减振器工作压力,Pa

Ce——等效均布压力修正系数

Cw——阀片弯曲系数

因此,结合图1、图2车辆间减振器及其阀系结构,可得出其阀系的流量-压力特性方程为:

(2)

式中,Qvalve——阀系流量,m3/s

Cd1,Cd2——阀片堆阀口和常通阻尼孔的流量系数

rw1,rw2,rw3——活塞拉伸阀、活塞压缩阀和底阀压缩阀的自由半径,m

A60——底阀常通阻尼孔的通流面积,m2

ρ——液压油密度,kg/m3

x(t)——活塞杆相对于压力缸筒的瞬态位移,m

pb——减振器储油缸瞬态压力,Pa

可表示为:

(3)

式中,Lt——活塞运动行程,m

pb0——减振器储油缸初始充压压力,Pa

减振器拉伸和压缩行程的阻尼力方程分别为:

(4)

(5)

式中,D,d——减振器活塞、活塞杆直径,m

fc——减振器运动副总摩擦力,N

此外,减振器拉伸和压缩行程的流量连续性方程分别为:

(6)

(7)

式中,Qloss——总损失流量,m3/s

基于所建立的参数化模型对车辆间减振器的阻尼特性进行了仿真,同时运用JS-30试验台对该型车辆间减振器产品进行了多轮试验研究,如图3所示。图4显示了减振器在全域速度点v=0.2 m/s时阻尼特性仿真与实验结果的对比,v为减振器的振动速度,s为减振器的振动位移。图4对比表明,所建立的车辆间减振器阻尼特性的参数化理论模型是正确的,具有相当的预测精确度。

图3 车辆间减振器的台架试验

图4 车辆间减振器在全域速度点v=0.2 m/s时仿真结果与试验结果的对比

2 车辆间减振器阻尼特性对车辆动力学的影响

为了研究车辆间减振器阻尼特性对动车组的影响,基于SIMPACK平台,构建了具有详细车辆间悬挂的某动车组的多体动力学仿真模型,如图5所示。其中车辆间悬挂包括车钩缓冲器和车辆间减振器,车辆间减振器阻尼特性采用了上节所建立和试验的简化参数化模型。

图5 某动车组的多体动力学模型

图6显示了车辆间减振器阻尼系数Cd对尾车车端横向振动加速度AL和摇头振动角加速度AY的影响。PSD_AL为尾车车端横向振动加速度的功率谱密度,PSD_AY为尾车车端摇头振动角加速度的功率谱密度,f为频率。图6a表明,随着车辆间减振器阻尼系数Cd的增大,车端横向振动加速度幅度被明显地削减了,从横向振动加速度的功率谱密度对比也表明,Cd增大极大地抑制了车端横向振动在0.5～3.5 Hz主频段的能量。

图6 车辆间减振器阻尼系数对车端振动的影响(仿真条件:直线轨道,车速200 km/h,美国Am6级轨道谱)

图6b表明,Cd增大对车端摇头振动角加速度有明显的抑制作用,极大地抑制了摇头振动角加速度在1.2～2.4 Hz主频段的能量,对3～4.5 Hz频段的振动能量也有一定的削减作用。

由于本动车组的车辆间减振器是布置在车体和车钩之间,所以对车端侧滚振动的抑制不太明显,但也有一定的抑制作用。

统计仿真数据表明,车辆间减振器能明显地抑制车辆联结处的复杂横向晃动,相对于不安装车辆间减振器,车端横向振动加速度均方根值最大可减小32.5%,车端横向摇头角加速度均方根最大可减小30.1%,车端横向侧滚角加速度均方根最大可减小12%,这是非常显著的。当然,现行车辆间减振器的阻尼系数200 kN·s/m有待于优化,这是下一步要开展的研究工作。

在高速列车上安装车辆间减振器的另一个重要作用就是抑制车辆在会车、通过道岔或进入隧道时产生过大的复杂瞬态横向晃动,并减小轮轨横向作用力,提高列车的运行安全性。在会车条件下,车辆间减振器能明显抑制车体由于气动力作用而产生的横向、摇头和侧滚振动,其中以抑制侧滚振动最为明显。作为示例,图7显示了车辆间减振器阻尼系数Cd对尾车车端侧滚振动角加速度AR和轮轴横向力Fs的影响,PSD_AR为尾车车端侧滚振动角加速度的功率谱密度。

图7 会车条件下车辆间减振器阻尼系数对车辆动力学的影响(仿真条件:直线轨道等速会车,车速200 km/h,美国Am6级轨道谱)

图7a表明,如果不安装车辆间减振器(即Cd=0),车端的侧滚振动幅度是巨大的,只要安装了就被明显地抑制,车辆间减振器几乎削平了侧滚振动在0～0.5 Hz主频段的巨大能量。由于振动级别的巨大差异,图7a中Cd变化时抑制效果的差异不能明显地被表现,但实际上是有差异的,阻尼系数取额定值200 kN·s/m时的抑制效果优于取40 kN·s/m时的抑制效果。

图7b表明,Cd增大能明显减小会车期间的轮轴横向力,轮轴横向力的Bode图也表明在0～8 Hz主频段,车辆间减振器对轮轴横向力的传递作用是明显的。

统计仿真数据表明,高速列车会车期间,车辆间减振器能明显抑制车体的复杂大幅横向晃动、减小轮轴横向力和脱轨系数。相对于不安装车辆间减振器,车端横向振动加速度均方根最大可减小9.5%,车端横向摇头角加速度均方根最大可减小19%,车端横向侧滚角加速度均方根最大可减小61.5%,这是非常显著的,尤其是侧滚振动的减小;此外,最大横轴横向力最大可减小13.3%,最大脱轨系数最大可减小10.1%,这也是非常明显的。当然,现行车辆间减振器的阻尼系数200 kN·s/m还存在优化空间。

3 结论

(1) 通过分析阀片式阀系的流量-压力特性,建立了车辆间减振器阻尼特性的参数化模型,并通过产品台架实验验证了仿真和理论建模的正确性;

(2) 车辆间减振器能明显地抑制车辆正常运行期间车端的复杂横向振动、提高乘坐舒适性,还能极大地抑制会车期间车体的大幅复杂横向晃动尤其是车体侧滚、并减小轮轴横向力和脱轨系数,增强高速列车的整体性和安全性;

(3) 所建立的车辆间减振器参数化模型、车辆多体动力学仿真模型以及研究结果为下一步该车辆间减振器阻尼特性的动力学优选以及减振器产品本身的优化设计奠定了基础。