高速動車組車下設(shè)備懸掛與彈性懸掛耦合振動分析

高速動車組車下設(shè)備懸掛與彈性懸掛耦合振動分析

0車下設(shè)備的彈性車輛輕量化設(shè)計使鋁合金材料廣泛應(yīng)用于高速車輛的設(shè)計中。然而，這種輕量化往往導(dǎo)致車輛的剛性不足和車輛振動的惡化。Suzuki等采用變剛度的Euler梁模擬車體彈性,研究了由于軌道不平順引起的車體振動和乘坐舒適性問題;Diana等將車體考慮成彈性梁結(jié)構(gòu),研究了客車的運行舒適度問題;Yong等采用有限長的Timoshenko梁模擬車體結(jié)構(gòu),研究了軌道車輛在較差線路系統(tǒng)中的振動響應(yīng)問題;鄔平波等在動力學(xué)仿真中建立了基于車體彈性和剛性的高速客車非線性動力學(xué)模型,分析了車體彈性振動對運行平穩(wěn)性的影響。以上研究是基于彈性車體的,是將車體與設(shè)備作為整體,沒有考慮車下設(shè)備對車體振動的影響。相關(guān)文獻(xiàn)的研究表明,過低的車體垂向彎曲頻率會降低車體的垂向平穩(wěn)性。目前,高速動車組附屬設(shè)備大部分采用車下懸掛的設(shè)計方式,必然會影響車體的垂向彎曲頻率。為了降低車下設(shè)備對車體振動的影響,一種非常有效的方法就是引入車下設(shè)備彈性懸掛系統(tǒng)。但是如果設(shè)備彈性懸掛參數(shù)選擇不合理,不但不會降低車下設(shè)備對車體振動的影響,還會在一定程度上加劇這種負(fù)面效應(yīng)。本文針對這個問題,系統(tǒng)地研究了車下設(shè)備參數(shù)對車體振動的影響規(guī)律。1車下設(shè)備對懸掛系統(tǒng)的振動等效歐拉伯努利梁車體與設(shè)備垂向耦合振動模型見圖1,前后轉(zhuǎn)向架位置通過并聯(lián)的彈簧和阻尼進(jìn)行彈性支撐。圖1中:Mc為車體質(zhì)量;E為彈性模量;I為截面慣性矩;ρ為密度;A為截面積;Me為設(shè)備質(zhì)量;k1為空氣彈簧剛度;c1為空氣彈簧阻尼;k2為設(shè)備懸掛剛度;c2為設(shè)備懸掛阻尼。車體的偏微分方程為式中:z(x,t)為車體在x坐標(biāo)位置處t時刻的位移;μ為車體的內(nèi)滯阻尼系數(shù);fsj為空氣彈簧的第j支撐點的作用力;fei為車下設(shè)備的第i懸掛點的作用力;δ為狄拉克函數(shù);xsj為空氣彈簧第j支撐位置坐標(biāo);xei為車下設(shè)備第i懸掛點位置坐標(biāo)。車下設(shè)備為剛體,包含浮沉和點頭2個自由度,主要通過橡膠彈簧與車體連接。當(dāng)只考慮車體的N階模態(tài)時,車體的振動位移為式中:zc(t)為t時刻的車體浮沉位移;θc(t)為t時刻的車體點頭位移;Yl(x)為第l階車體模態(tài)形函數(shù);ql(t)為車體模態(tài)坐標(biāo);L為車體長度。將式(2)代入式(1),得到車體運動完整表達(dá)式為式中:ξl為第l車體振型的阻尼比;ωl為第l車體振型的圓頻率;Ic為車體點頭慣量。車下設(shè)備的運動方程為式中:ze(t)、θe(t)分別為設(shè)備浮沉位移與點頭位移;Ie為設(shè)備點頭慣量?；谑?1)~(4)和表1中動力學(xué)參數(shù)(fc與fe分別為車體的彎曲頻率與設(shè)備的懸掛頻率),通過同時在空氣彈簧位置加正弦激振的方法,得到車體的幅頻特性曲線,即動力放大系數(shù)(穩(wěn)態(tài)響應(yīng)幅值與激勵幅值之比)曲線。借助振動模型和數(shù)值方法計算了車下設(shè)備對車體幅頻特性的影響規(guī)律,見圖2。圖2是車下設(shè)備分別采用剛性懸掛和彈性懸掛時得到的車體振動幅頻特性曲線,可以看出,當(dāng)設(shè)備懸掛系統(tǒng)是剛性時,車體振動的峰值出現(xiàn)在9.8Hz左右,相對于車體的垂向彎曲頻率11Hz降低了很多,這說明車下設(shè)備采用剛性懸掛降低了車體結(jié)構(gòu)的垂向彎曲頻率,對車體振動起到惡化作用。而當(dāng)車下設(shè)備采用彈性懸掛系統(tǒng)時,車體振動由單峰值變?yōu)榱穗p峰值,分別為8.4、12.5Hz,而且彈性懸掛的放大系數(shù)的幅值要低于剛性懸掛,這主要是因為車下設(shè)備采用彈性懸掛時與車體發(fā)生了耦合振動,見圖3。其中,低階振型代表車體與設(shè)備發(fā)生同向振動,而高階振型代表車體與設(shè)備發(fā)生反向振動。由此可見,車下設(shè)備采用彈性懸掛系統(tǒng)時能夠在一定程度上抑制車體的彈性振動。2剛?cè)狁詈宪囕v動力學(xué)模型的建立歐拉伯努利梁模型不能夠真正反映實際車體結(jié)構(gòu)的復(fù)雜彈性振動,因此,本文基于模態(tài)疊加法原理建立了考慮車體彈性振動和車下設(shè)備的剛?cè)狁詈宪囕v系統(tǒng)動力學(xué)模型,分析了車下設(shè)備參數(shù)對車體振動的影響規(guī)律。2.1單車剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型的建立為了建立考慮車體彈性振動和車下設(shè)備的剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型,需要首先建立完整的車體有限元模型。其中,車體模型主要采用四節(jié)點殼單元Shell63與質(zhì)量點單元Mass21進(jìn)行離散。整個車體總共劃分為716456個單元與621098個節(jié)點。根據(jù)實際情況設(shè)置車體各部分的板厚,有限元離散模型見圖4。根據(jù)模態(tài)疊加法原理,將車體有限元模型中計算出的子結(jié)構(gòu)文件和模態(tài)計算結(jié)果文件(cad.cdb,struct.sub,eigen.rst),通過有限元與多體動力學(xué)軟件SIMPACK接口程序FEMBS生成彈性體輸入文件(FBI),然后通過選取合適的標(biāo)志點及特征模態(tài)等信息,生成用于動力學(xué)仿真計算的彈性車體標(biāo)準(zhǔn)輸入文件(SID),最終完成單車剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型的建立,整個流程見圖5。模型中主要包含1個彈性車體、2個構(gòu)架、8個軸箱、4個輪對以及若干車下設(shè)備。其中對于車體考慮了前30階彈性振動模態(tài),而其他部件全部視為剛體。整個系統(tǒng)包含59個剛體自由度與30階模態(tài)的彈性車體自由度。模型中除考慮了一系、二系懸掛等效力元的非線性特性外,還特別對車下設(shè)備的彈性懸掛系統(tǒng)進(jìn)行了設(shè)置。其中橡膠彈簧被廣泛應(yīng)用于軌道車輛的車下設(shè)備懸掛系統(tǒng)中,見圖6,一般來說不僅能夠提供3個方向的剛度,而且還可以提供一定的減振阻尼效應(yīng)。國內(nèi)外研究人員提出了很多橡膠彈簧的簡化模型,其動態(tài)特性與試驗結(jié)果吻合,因此,在工程上得到了廣泛的應(yīng)用。其中描述橡膠減振器動態(tài)特性最簡單的力學(xué)模型就是Kelvin-Voight模型,見圖7,該模型由單個線性彈簧(剛度為K)和單個阻尼器(阻尼為C)并聯(lián)組成,F為作用力。在大多數(shù)情況下,這種簡單的Kelvin-Voight模型都比較適用,不過這種適用被限定在一定的頻率范圍之內(nèi)。阻尼器使得該模型的頻率相關(guān)性非常明顯,但是隨著頻率的增加,這種模型將不能反映橡膠材料的實質(zhì)特性,因此,研究人員又提出了一種新的描述橡膠彈簧的力學(xué)模型,在Kelvin-Voight模型中的阻尼器上增加了一個串聯(lián)彈簧(剛度為Ks)。這意味著模型的等效剛度可以在K到K+Ks之間任意變化,并且隨著激擾頻率的增加等效剛度會逐漸增大。這種改進(jìn)的Kelvin-Voight模型與橡膠彈簧的試驗結(jié)果非常匹配,可以很好地描述橡膠彈簧的高頻動剛度特性,因此,本文中所有車下設(shè)備的懸掛系統(tǒng)也都基于該模型進(jìn)行設(shè)置。為了研究方便,本模型中的原始參數(shù)中規(guī)定Ks=2K,詳細(xì)參數(shù)見表2。2.2模擬結(jié)果分析2.2.1汽車彈性懸掛從圖8的對比分析結(jié)果可以看出,采用車下設(shè)備彈性和剛性2種懸掛方式的車體振動加速度幅值,前者要比后者小。這表明車下設(shè)備彈性懸掛系統(tǒng)的采用,有助于削弱設(shè)備對車體彈性振動的影響,從而提高車輛的運行平穩(wěn)性。隨著速度的增加車下設(shè)備彈性懸掛方式的優(yōu)點體現(xiàn)得越明顯。當(dāng)車輛運行速度低于200km·h-1時,車下設(shè)備剛性和彈性懸掛車體振動區(qū)別不是很大,因此,車下設(shè)備完全可以通過螺栓固結(jié)在車體下面。但是當(dāng)車輛運行速度超出200km·h-1時,車下設(shè)備彈性懸掛的優(yōu)勢會顯得更加明顯,因此,高速運行的車輛采用車下設(shè)備彈性懸掛是有其必要性的,既可以降低車體振動水平,提高車輛運行平穩(wěn)性,又可以減小懸掛的高頻振動,提高其使用壽命。2.2.2橫向偏載的影響當(dāng)車下設(shè)備安裝在車體結(jié)構(gòu)的不同位置時,容易導(dǎo)致整備車體的重心發(fā)生偏移,將會加劇車體的振動問題。現(xiàn)實當(dāng)中主要存在2種偏載形式,見圖9,即橫向偏載和縱向偏載。為了研究偏載對車體振動的影響,本文對剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型進(jìn)行了仿真分析,結(jié)果見圖10~13。從圖10、11中可以看出,車下設(shè)備橫向偏載會對車體中部的橫向平穩(wěn)性造成重要的影響,對車體中部垂向平穩(wěn)性的影響不是很大。當(dāng)車下設(shè)備橫向偏載的距離超出0.25m時,對車體中部橫向平穩(wěn)性的影響會急劇上升。當(dāng)橫向不存在偏載時,車體橫向平穩(wěn)性指標(biāo)只有1.3,一旦橫向偏載達(dá)到1m時,車體橫向平穩(wěn)性則提高到了1.9,上升幅度超過了40%,因此,在設(shè)計車下設(shè)備的配置方案時應(yīng)盡量減小橫向偏載的出現(xiàn),如果實在不能避免也應(yīng)該盡量控制在0.25m之內(nèi)。從圖12、13中的仿真計算結(jié)果可以看出,車下設(shè)備縱向偏載主要影響車體中部的垂向平穩(wěn)性,而對車體中部橫向平穩(wěn)性的影響反而不是很明顯。隨著車下設(shè)備縱向偏載的不斷增大,車體中部的垂向平穩(wěn)性指標(biāo)會變得越來越大。當(dāng)縱向偏載量超出2.5m時,車輛的垂向平穩(wěn)性會急劇增加。尤其是在低于300km·h-1速度情況下運行時,這種變化趨勢會更加突出。當(dāng)車下設(shè)備不存在縱向偏載時,車體垂向平穩(wěn)性指標(biāo)為2.05,但是當(dāng)縱向偏載達(dá)到5m時,車體的垂向平穩(wěn)性指標(biāo)則達(dá)到2.3,上升10%以上,因此,對于車下設(shè)備縱向配重設(shè)計應(yīng)該盡量控制在2.5m之內(nèi)。2.2.3懸掛頻率對懸掛后穩(wěn)定性的影響歐拉伯努利梁車體模型的分析結(jié)果表明車下設(shè)備彈性懸掛能夠抑制車體的彈性振動,但是如果車下設(shè)備的彈性懸掛參數(shù)選擇不合理也有可能增加車體的彈性振動,因此,有必要對車下設(shè)備懸掛參數(shù)與車體之間的匹配關(guān)系進(jìn)行更深入的研究。本文針對上述問題采用剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型分析了車下設(shè)備懸掛頻率對車體振動的影響規(guī)律,結(jié)果見圖14、15,車速為300km·h-1。隨著車下設(shè)備懸掛頻率的增大,車體中部垂向平穩(wěn)性和振動加速度RMS值都呈現(xiàn)先減小后增大的變化趨勢。當(dāng)車下設(shè)備的懸掛頻率處于12.5Hz左右時,車體中部的振動響應(yīng)最小,平穩(wěn)性指標(biāo)低于2.2。當(dāng)車下設(shè)備的懸掛頻率低于11Hz時,與車下設(shè)備剛性懸掛相比,彈性懸掛反而加劇了車體中部的彈性振動,平穩(wěn)性指標(biāo)最大值超出了2.5。當(dāng)車下設(shè)備的懸掛頻率大于12.5Hz時,隨著車下設(shè)備懸掛頻率的不斷增大,車體中部的平穩(wěn)性也呈不斷增大的變化趨勢,并最終趨于剛性懸掛的平穩(wěn)性指標(biāo)。由此可見只有當(dāng)車下設(shè)備的懸掛頻率接近車體的垂向彎曲頻率時,車體的振動響應(yīng)才會最小,主要是因為作為無源振動設(shè)備的懸掛頻率接近車體的垂向彎曲頻率時可以起到動力吸振器的作用。圖16、17揭示了車下設(shè)備懸掛阻尼比ζ對車體中部振動響應(yīng)的影響。當(dāng)車下設(shè)備的懸掛頻率高于12.5Hz時,其阻尼比對車體中部振動的影響比較小,可以忽略不計。但是當(dāng)車下設(shè)備懸掛頻率低于12.5Hz時,其阻尼比對車體中部振動會產(chǎn)生重大的影響,隨著阻尼比的增加車體中部振動響應(yīng)幅值會降低,因此,車下設(shè)備橡膠彈簧的阻尼只有在一定的范圍才會起到作用,否則提高其阻尼基本沒有太大的作用。3兩種方法的對比(1)車下設(shè)備的彈性懸掛相比剛性懸掛能夠降低車體的垂直振動水平與提高垂向彎曲頻率。(2)當(dāng)車輛運行速度低于200km·h-1時,車下設(shè)備剛性懸掛和彈性懸掛對車體振動的影響區(qū)別較小;一旦車輛運行速度超出200km·h-1時,車