軌道車輛車體半主動式磁流變吸振器的減振特性研究

周偉浩， 文永蓬， 尚慧琳， 宗志祥， 郭林生

(1. 上海工程技術大學 城市軌道交通學院，上海 201620； 2. 上海應用技術大學 機械工程學院，上海 201418)

城市軌道交通車輛運行時，軌道不平順產生的輪軌振動經過一系和二系懸掛系統衰減傳遞至車體，對旅客乘坐舒適度造成一定影響。動力吸振器由于具有結構簡單、減振效果好的優點，已成為降低車體振動、提高旅客乘坐舒適度的有效手段之一[1]。

近年來，國內外學者對動力吸振器已進行大量研究。Foo等[2]在車體中部布置了動力吸振器，一定程度上改善了乘客舒適度；Tomioka等[3]將轉向架之間的縱向運動作為動力吸振器，明顯降低了車體的彎曲振動；周勁松等[4-8]引入了車輛運行平穩性指標對車體動力吸振器的減振效果進行評價，并利用最優頻率比和最優阻尼比對車體動力吸振器進行優化，大大降低了對車體垂向一階頻率的要求；文永蓬等[9]考慮軌道對車體耦合振動的影響，研究出適用于軌道車輛動力吸振器的設計優化方法，并提出了一種考慮車速變化以及速度區間運行概率的DVA減振評價指標，對動力吸振器的減振性能進行定量計算，但這種設計方法是針對被動式動力吸振器，所謂被動式動力吸振器，即設計好之后吸振器參數不能調節、吸振器固有頻率不變，因此動力吸振器減振頻段較窄，減振效果受到限制。劉耀宗等[10]設置多個固有頻率不同的吸振器對不同振動頻率點進行吸振，拓寬了吸振器的工作頻段，但是對于每個吸振器而言，依然屬于被動式，這種固頻混合式被動式吸振器，一般只針對振動系統的有限個頻率，這就大大限制了動力吸振器的應用范圍。與被動式吸振器不同，主動式吸振器的工作原理是利用外部能源使吸振器在車輛振動瞬時施加控制力，以迅速衰減車輛振動。胡杰等[11]將永磁鐵作為吸振器安裝在被控結構上，通過電磁鐵給永磁鐵一個作用力來實現對結構振動的控制，作用力的大小通過調節電流的大小來實現，這種主動式吸振器能夠實現寬頻減振，但是結構復雜、控制精度要求高、耗能大、穩定性差且價格昂貴等缺點給主動式吸振器的設計和應用帶來了困難。半主動式吸振器(又稱自適應式吸振器)通過較低的能耗動態改變吸振器的剛度等參數，從而使有效吸振頻率與減振對象的外干擾力頻率滿足協調關系，不僅拓寬了吸振器的減振頻段，而且吸振效果接近主動式的吸振效果，并且，與主動式吸振器相比具有所需的控制能量小、易于實現等特點。Yong等[12]通過控制壓電疊堆的變形改變兩個彈簧的耦合程度來改變剛度，實現吸振器的移頻；除了機械調頻和電磁調頻外，智能材料也常常用于吸振器的半主動控制。磁流變彈性體的彈性模量可受磁場強度控制，且控制具有響應快、可逆、穩定等優點，滿足自適應吸振器的設計需要。Shiga等[13]利用磁流變效應，將硅樹脂和鐵粉混合制備出具有磁控性能的材料，其剛度可根據周圍磁場強度的大小發生變化，為磁流變彈性體的研究奠定了基礎；Holdhuse等[14]設計了一種拉壓式的磁流變吸振器，以磁流變彈性材料作為吸振器的彈簧單元，實現了吸振器的寬頻工作；Deng等[15-18]對磁流變吸振器進行了系統的研究和總結，制備了具有國際領先水平的硅橡膠基和天然橡膠基磁流變彈性體，建立了一整套評價磁流變彈性體靜態力學性能、動態力學性能和機械性能的測試系統，并發展了一系列磁流變彈性體移頻式自適應吸振器。綜上，被動式吸振器減振效果受到限制，而主動式吸振器技術要求過高難以被實現與應用，考慮到城市軌道車輛-軌道一體系統是一個工況復雜的耦合振動系統，鋼軌和車輛振動耦合，車速、載客量的變化頻繁，這些因素會引起軌道車輛車體振動頻率發生改變，對寬頻減振技術有一定需求，特別是亟需軌道車體半主動式動力吸振器的設計和優化方法。

為此，論文利用赫茲線性接觸理論建立將半主動式磁流變吸振器安裝在車體下方的車軌耦合模型；考慮車輛運行中不同工況對車體振動頻率的影響，并基于課題組前期研究的被動式動力吸振器的設計方法和磁流變彈性體的動態特性，研究車軌耦合振動系統中的磁流變吸振器的設計方法，針對載客量及車速變化對車體振動的影響采用多元回歸分析法擬合最佳設計頻率表達式，并對剛度進行優化，進而分析磁流變吸振器對車體垂向振動特性的影響以及相較于被動式動力吸振器的優點；最后根據Sperling指標對軌道車體磁流變吸振器的減振效果進行驗證，證明論文針對磁流變吸振器的設計方法的有效性。

1 包含磁流變彈性體的半主動吸振器的車軌垂向振動模型

如圖1為包含磁流變彈性體的半主動吸振器的車軌垂向振動模型(以下簡稱磁流變吸振器)，磁流變吸振器安裝在車體下方中部。圖中，車體、轉向架、輪對均被看作為剛體。振動過程中，車輛中的八個部件共包含11個自由度：車體浮沉和點頭運動、即一個線位移Zc和一個角位移φc， 前后轉向架的浮沉和點頭運動、 即兩個線位移Zt1、Zt2和兩個角位移φt1、φt2， 車輪的浮沉運動、即四個線位移ZW1、ZW2、ZW3、ZW4，磁流變吸振器的浮沉運動、即一個線位移Zd。 車輛下方依次為鋼軌、浮置板和路基。軌下墊片和支撐彈簧分別作為鋼軌和浮置板、浮置板和路基之間的彈性連接裝置。Zr、Zs分別為鋼軌和軌道浮置板因浮沉運動產生的線位移。其余參數如表1所示。

圖1 磁流變吸振器的車軌垂向振動模型Fig.1 The vertical vehicle-track vibration modelwith MRE absorber

物理意義符號/單位取值車體的質量Mc/kg3.4×104單個轉向架的質量Mt/kg2.8×103單個輪對的質量Mw/kg8.7×102車體的轉動慣量Jc/(kg·m2)1.686×106轉向架的轉動慣量Jt/(kg·m2)1.93×103單個輪對上的等效剛度Ks1/(N·m-1)1.11×106單個構架上的等效剛度Ks2/(N·m-1)8×105輪軌接觸的等效剛度KH/(N·m-1)1.11×109單個輪對上的等效阻尼Cs1/(N·s·m-1)2.4×104單個構架上的等效阻尼Cs2/(N·s·m-1)2.2×104車輛定距之半Lb/m7.85轉向架軸距之半Lw/m1.25

2 模型的求解

2.1 輪軌接觸力的求解

輪軌接觸時由于軌道不平順而產生耦合振動，車輪產生垂向位移ZW、鋼軌產生垂向位移Zr。為便于計算，工程上往往將非線性的輪軌接觸力線性化，輪軌赫茲接觸理論公式[19-20]為

Fi=KH(ZWi-Zri-qi)

(1)

式中：i=1,2,3,4，Fi為第i軸輪軌相互作用力，KH為輪軌接觸剛度，ZWi為第i軸車輪的垂向位移，Zri為第i軸輪軌接觸處鋼軌的垂向位移，qi為第i軸處軌道不平順度。

將式(1)進行傅里葉變換

Fi(ω)=KH(ZWi(ω)-Zri(ω)-qi(ω))

(2)

根據位移和力之間的關系，有

(3)

由式(2)、(3)整理可得

(4)

式中：αW、αR、αC分別為車輪柔度，鋼軌柔度，輪軌接觸柔度。鑒于篇幅限制，以上各柔度的表達式不一一列舉。

2.2 車輛振動響應特性求解

據拉格朗日方程，獲得利用磁流變彈性體的動力吸振器的11自由度車輛垂向動力學表達式，并進行傅里葉變換

(-ω2[M]+jω[C]+[K])Z(ω)={F(ω)}

(5)

式中： j為虛數單位，Z(ω)為位移矩陣的傅里葉變換， [M]為車輛各部件質量矩陣， [C]為系統阻尼矩陣， [K]為受磁流變彈性體剛度Kd影響的系統剛度矩陣，矩陣如下：

論文采用定點激勵模型[21]，即車輪不動，軌道不平順以一定速度向后運動，所以各車輪下的振動激勵都為q1。 對式(5)進行變換， 令[H(ω)]為車輛振動系統的頻率響應特性矩陣，并以軌道不平順激勵q1為輸入、 各質量位移Zi為輸出，有

[H(ω)]=q1(ω)-1{Z(ω)}=q1(ω)-1×
(-ω2[M]+jω[C]+[K])-1{F(ω)}=
[h1(ω) …hi(ω) …h11(ω)]T

(6)

式中：hi(ω)為車輛系統各部件的垂向振動頻率響應特性，i=1,2,…,11， 其中h1(ω)為車體響應特性，h11(ω)為磁流變吸振器響應特性。

(7)

(8)

式中：Gq1(ω)為軌道不平順激勵q1(ω)的加速度功率譜密度。

3 磁流變吸振器的設計方法

為實現對車體的寬頻減振，將剛度可變、阻尼比不可變的磁流變彈性體材料作為動力吸振器的彈性、阻尼混合元件，將車輛車體視作主振系，通過共振原理吸收主振系振動能量，簡化后的二自由度“主振系-磁流變吸振器”振動模型如圖2所示。圖2中，Mj為主振系的質量，Kj、Cj為對城軌車輛中復雜的剛度系統和阻尼系統化簡后的等效值，Kd、Cd為磁流變吸振器的剛度和阻尼。

圖2 “主振系-磁流變吸振器”振動模型Fig.2 Vibration model of the main system and MREdynamic vibration absorber

在二自由度振動模型中，當吸振器與主振系的頻率比滿足最優同調條件[22]即γ=(1+μ)-1時， 吸振器才能最大程度吸收主振系的振動能量，則吸振器的固有頻率fd應設計為

(9)

由此可知吸振器的剛度設計值Kd為

(10)

由于磁流變彈性體材料的阻尼比ζd為定值， 根據吸振器的阻尼比公式可知吸振器的阻尼Cd為

Cd=4πMdfdζd

(11)

由式(11)可知，為實現寬頻減振，吸振器的剛度值需根據主振系的振動頻率的改變而改變。剛度的變化由磁流變彈性體實現，當磁流變彈性體受到磁場作用時，彈性體中的鐵磁顆粒磁化后產生相互作用力，使其剪切模量G可根據磁場強度B的改變而改變， 而剪切模量與剛度Kd呈線性關系

Kd=(A·H-1)G(B)

(12)

式中：A為磁場剪切面積，H為磁流變彈性體的厚度。

根據式(12)可知，磁流變彈性體的剛度大小可通過磁場強度B進行控制，通過實時監測車體振動頻率，即軌道不平順對車輛的振動激勵頻率，再根據式(10)調整吸振器中磁流變彈性體的剛度，使吸振器的固有頻率與車體振動頻率時刻滿足最優同調條件，從而在有效頻率范圍內實現寬頻減振。根據式(10)、式(12)可知吸振器固有頻率fd與磁場強度B的關系為

(13)

論文選用的磁流變彈性體樣品[23]的彈性模量G與磁感應強度B之間的關系，如圖3所示。

圖3 彈性模量G與磁感應強度B的關系圖Fig.3 Relation between elastic modulus G andmagnetic intensity B

由圖3可知，該種磁流變彈性體材料在未受磁場影響的情況下， 剪切模量模量G0=0.74 MPa，當磁場飽和(Bm≈800 mT)，即隨著磁場強度增加、磁流變彈性體材料的剪切模量不再增加時，磁致剪切模量ΔG=3.23 MPa， 最大剪切模量Gmax=3.97 MPa。

由于最大剪切模量和最小剪切模型的存在，剪切模量變化范圍一定，磁流變吸振器功能將受到一定限制，只能在車體振動全頻段中的某一段進行車體振動抑制，因此該頻段即為磁流變吸振器可正常工作的有效頻段，即fwork。當車體振動超過有效工作頻段fwork時， 磁流變吸振器可能會失效。有效工作頻段fwork的選擇， 需要先對磁流變吸振器的有效移頻率ηd進行計算， 再結合車體實際振動特性確定，根據式(13)可知

(14)

城市軌道車輛不僅結構復雜，而且工況變化頻繁，其中載客量A的變化會改變車體振動頻段的寬度，車速V的變化會改變車體振動峰值頻率的大小和個數。因此，僅利用最優同調條件得到的吸振器固有頻率并不能使磁流變吸振器發揮很好的減振作用，需要根據仿真實驗捕捉不同工況、不同車體振動頻率下的吸振器最佳設計頻率fdesign，即此時車體振動加速度譜最小， 并代入式(10)對吸振器剛度Kd進行優化。

綜上，軌道車輛磁流變吸振器參數設計的一般步驟為：

(1) 根據軌道車輛的實際情況和安全性等因素的考慮，確定磁流變吸振器和主振系的質量比μ；

(2) 根據磁流變吸振器的有效移頻率ηd和車體實際振動頻段，確定吸振器的有效工作頻段fwork；

(3) 確定不同工況、不同工作頻率下的吸振器最佳設計頻率fdesign， 并擬合磁流變吸振器的設計頻率表達式fdesign(A,V,fwork)， 從而，確定磁流變吸振器的設計剛度Kd， 提升目標頻率fj處的減振能力。

以上步驟流程如圖4所示，確定質量比μ和有效工作頻段fwork是必要條件，確定這兩個參數是進行磁流變吸振器設計的必由之路。接著針對不同工況下的車體振動目標頻率fj尋找吸振器最佳設計頻率fdesign， 由于不同的吸振器固有頻率對車體的減振效果不同，通過遍歷吸振器固有頻率fd， 當車體振動加速度譜最小時即認為此時吸振器的減振效果最佳， 則以此時的吸振器固有頻率fd作為吸振器的最佳設計頻率fdesign， 這是磁流變吸振器設計的關鍵步驟。依據上述步驟中獲得的載重、車速以及有效工作頻段以及相應的最佳設計頻率，可以擬合出設計頻率表達式fdesign(A,V,fwork)， 并由此對吸振器剛度Kd進行優化，從而實現較好的減振效果。

圖4 軌道車輛磁流變吸振器參數設計流程圖Fig.4 Flow chart of parameters design of MREabsorber for railway vehicle

4 磁流變吸振器參數的確定

4.1 確定質量比

根據文獻[9]可知，隨著質量比μ的增加，吸振器所能吸收的能量越大，即對車體的減振效果越好，但是，考慮到吸振器對車輛限界的影響、經濟性以及布置的難易程度，下面的研究中，均取μ=0.1。

4.2 確定有效工作頻段

根據圖3和式(14)計算，此磁流變彈性體材料為核心的吸振器，其有效工作頻段fwork的有效移頻率為130%。

圖5是車輛在空載AW0和超載AW3兩種情況下，車速分別為40 km/h、50 km/h、60 km/h、70 km/h、80 km/h時的車體垂向振動加速度譜。在圖5(a) 中，不同載客量、不同車速下的車體振動峰值頻率主要均集中在1 Hz到2.3 Hz之間。在圖5(b)中，車體振動峰值頻率向低頻段略微偏移，但也集中在1 Hz～2.3 Hz之間。因而，可以認為軌道車輛車體實際振動頻段在此區間。

根據磁流變體材料獲得的有效移頻率，可知

fwork=f0×(1～2.3)

(15)

式中：f0為磁流變吸振器工作的初始頻率。

由于1～2.3 Hz可基本囊括各工況下車體的振動峰值頻率，因此磁流變吸振器工作的初始頻率f0可確定為1 Hz，則磁流變吸振器的有效工作頻段fwork為1～2.3 Hz。在有效工作頻段內，磁流變吸振器可以實現對車體的寬頻減振，但是當車體振動頻率超過磁流變彈性體材料的有效工作頻率范圍時，磁流變吸振器則退化為傳統被動式吸振器。當車體振動頻率大于2.3 Hz時，應將磁場強度調節至800 mT，使吸振器固有頻率處于最大值，利用吸振器中的阻尼元件可適當展寬減振頻段，實現吸振器減振效果最大化；當車體振動頻率小于1 Hz時，應撤去磁場使吸振器固有頻率處于最小值，減振原理與上述相同。

圖5 速度變化對空載、超載下軌道車輛車體垂向振動的影響Fig.5 Effect of speed change on vertical vibration of railwayvehicle body under no-load and overload

4.3 確定最佳設計頻率及剛度修正

傳統被動式吸振器一般依靠固定點理論對吸振器進行設計，所以利用最優同調條件得到的固有頻率fd設計公式(9)、以及文獻[9]中針對性很強的被動式吸振器頻率修正公式并不完全適用于半主動式磁流變吸振器。不同載客量、不同車速和不同車體振動頻率對應的磁流變吸振器的最佳設計頻率值fdesign不同，最佳的吸振器設計頻率值可使此時的車體振動加速度功率譜密度達到最小，即減振性能最好，因此，為了提高減振性能，有必要在傳統被動式吸振器理論及最優同調條件的基礎上確定半主動式磁流變吸振器的最佳設計頻率，并得到可以使磁流變吸振器與車體很好諧振的磁流變吸振器固有頻率計算公式。

由于影響車體垂向振動的各參數具有連續性，需將各參數進行平分量化以便進行后續的數據處理。 將車輛載客重量區間空載至滿載工況即AW0～AW3(0～24.96 t)劃分為20等份，分別為A1、A2…A20； 運行速度區間0～80 km/h劃分為20等份， 分別為V1、V2…V20； 車體垂向振動頻段1～2.3 Hz、 即吸振器的工作頻段劃分為20等份， 分別為fwork1、fwork2…fwork20， 因此， 共有8 000種車體振動情況。分別求解不同載客量、不同車速和不同工作頻率對應的磁流變吸振器的最佳設計頻率值。

取這8 000種車體振動情況中的某一種進行算例分析。例如，當載客量為A20=24.96 t、車速V20=80 km/h、 吸振器工作頻率fwork20=2.3 Hz時，為獲得磁流變吸振器的設計頻率值fdesign， 遍歷吸振器的固有頻率fd， 求出不同固有頻率下的車體振動加速度譜密度。根據多次仿真實驗可知：當吸振器的工作頻段fwork為1～2.3 Hz時， 吸振器的設計頻率值fdesign不會超過0～10 Hz這一區間， 因此為減少計算量以0～10 Hz為固有頻率fd的遍歷區間， 結果如圖6所示。 在圖6中， 當磁流變吸振器的固有頻率fd=2.71 Hz時， 車體垂向振動加速度譜密度達到最小值， 即此時的吸振器減振性能達到最佳狀態， 那么， 此工況下最佳設計頻率fdesign為2.71 Hz。

圖6 吸振器固有頻率對軌道車輛車體垂向振動的影響Fig.6 Effect of vibration absorber’s natural frequency onvertical vibration of railway vehicle body

采用類似的方法，可列出所有計算結果，如表2所示。

表2 不同因素影響下的最佳設計頻率值

回歸分析法可以在掌握大量觀察數據的基礎上，利用數理統計方法確定因變量與自變量之間的回歸關系，建立函數表達式，并加以外推，還可以估計所建立表達式的精確度。利用回歸分析法構造以載客量、車速、吸振器工作頻率為自變量、最佳設計頻率值為因變量的吸振器設計頻率表達式，即fdesign(A,V,fwork)。由于各自變量和因變量之間既存在線性關系，也存在非線性關系，因此采用添加自變量的平方項與交叉乘積項的方法，將多元非線性回歸分析模型轉變為多元線性回歸分析模型進行求解，建模如下：

(16)

對模型求解，結果如表3所示。

表3 回歸分析結果

擬合優度檢驗：R2=0.999 8，所以在最佳頻率設計值的總變差中，被估計的吸振器設計頻率表達式所解釋比例是99.98%，擬合程度很高；

方程顯著性檢驗：P1=0， 所以拒絕原假設H0:β1=β2=…=β9=0， 說明回歸方程顯著，即方程中九個參考變量聯合起來確實對最佳頻率設計值有顯著影響；

自變量顯著性檢驗：當自變量包含車速V時，該項的棄真概率都為1，檢驗不合格，也就是說車速對最佳頻率設計值影響很小，而當自變量包含工作頻率fwork時，該項的棄真概率基本為0， 說明工作頻率對最佳頻率設計值影響顯著。 由此可知， 工作頻率fwork對最佳頻率設計值影響最大，載客量A次之，車速V最小。

因此，磁流變吸振器的最佳設計頻率表達式為

(17)

綜上，根據式(10)和式(17)可知，軌道車輛車體磁流變吸振器的最佳剛度設計表達式為

(18)

5 磁流變吸振器的減振效果分析

當車輛運行速度為60 km/h時，車體出現兩個振動峰值、振動頻段較寬，采用磁流變吸振器的最佳剛度設計表達式對剛度進行優化，并分析磁流變吸振器對車體寬頻減振的效果。

圖7為車輛運行速度為60 km/h時，安裝磁流變吸振器、被動式吸振器和未安裝吸振器時車體的垂向振動加速度譜。此時車體出現兩個振動峰值頻率1.38 Hz、1.94 Hz，采用被動式吸振器在進行車體減振設計時，不得不需要針對兩處峰值頻率分別設計，分別稱為設計Ⅰ、設計Ⅱ。

由圖7可知，在磁流變吸振器的工作頻段內(1～2.3 Hz)，磁流變吸振器的車體垂向振動加速度譜密度都小于被動式吸振器Ⅰ、Ⅱ，減振效果較好；在磁流變吸振器的工作頻段外，磁流變吸振器也能發揮良好的減振作用，這是因為此時磁流變吸振器的固有頻率雖然無法對車體的振動起到最優諧振作用，但是相較于被動式吸振器，磁流變吸振器的固有頻率與車體振動頻率也很協調，所以可以在一定程度上起到減振作用。

圖7 不同吸振器對軌道車輛車體垂向振動的影響Fig.7 Effect of different vibration absorbers on verticalvibration of railway vehicle body

為了更直觀的了解到吸振器的吸振能力，將車體振動頻段0～3 Hz劃分為300個相等的單位長度，利用梯形公式對車體的垂向振動功率譜在有效工作頻段內進行加權積分，以所得結果的大小代表車體振動能量，結果越小，則吸振器的吸振能力越好。

設每個單位長度下的能量面積為Si

(19)

定義無量綱數Ecarbody為評價車體能量指標，則

Ecarbody=S0.01·P0.01+…+Si·Pi+…+S3·P3

(20)

式中：Pi為振動頻率iHz對車體垂向振動的影響概率，通過對該振動頻率與車體垂向振動的相干度進行歸一化處理獲得，相干度越高，則影響概率越大。由于國內尚未確定軌道不平順激勵頻率與車體垂向振動之間的相干度，則假設各振動頻率與車體垂向振動的相干度相同，Pi=1/300。

通過上述方法計算，可以對運行速度為60 km/h時各類吸振器吸振能力進行直觀比較，如圖8所示。由圖8可知，車體寬頻振動下，磁流變吸振器的吸振能力要優于另外兩種被動式動力吸振器。

圖8 各類吸振器吸振能力對比圖Fig.8 Comparison of various types of absorbervibration absorption capacity

以載客量A、車速V作為變量，通過式(19)、式(20)求出載客量和車速不同時，未利用磁流變吸振器減振的車體垂向振動能量和利用磁流變吸振器減振的車體垂向振動能量，并分別作為z軸， 載客量A作為x軸， 車速V作為y軸，如圖9所示。

由圖9(a)、圖9(b)可知，經磁流變吸振器減振前、后的車體振動能量與載客量及車速之間均呈現復雜函數關系。車體振動能量隨著車速的增大而增大、隨著載客量的增大而減小，其中車速比載客量對車體的垂向振動具有更大的影響，并且在60～80 km/h的速度區間內，車體垂向振動能量呈現指數式增長，在車速為80 km/h、載客量為空載AW0的情況下車體振動能量達到最大值。因此，60 km/h以上的行車速度會加劇城市軌道交通車輛車體的垂向振動，但如果此時載客量達到滿載或超載，可對車體的垂向振動有所抑制。通過圖9(a)、圖9(b)的對比可以發現，利用磁流變吸振器進行減振后，車體在不同的速度和載客量下的車體振動能量均有所減小，但是還不能從該對比中直觀的發現車速或載客量對磁流變吸振器減振效果的影響。因此，需引入動力放大系數ε進行進一步分析。

圖9 減振前、后的軌道車輛車體垂向振動能量圖Fig.9 Vertical vibration energy of railway vehicle bodybefore and after vibration reduction

(21)

圖10為根據式(21)計算獲得的不同載客量和車速下，磁流變吸振器與無吸振器的動力放大系數特性。由圖10可知：載客量不變時，動力放大系數ε由速度引起的變化量較小在0.05左右，說明速度對磁流變吸振器減振效果的影響不大，這是因為通過第四節的優化設計，可以寬頻減振的磁流變吸振器已適應城軌車輛的不同速度工況。但明顯可以發現在10 km/h、30 km/h、60 km/h處的磁流變吸振器減振效果更好，這是因為在該速度下，車體呈現多峰值振動，磁流變吸振器寬頻減振的優勢更加明顯。

當速度不變時，載客量引起的變化較大在0.12左右，所以載客量的變化對磁流變吸振器減振效果的影響更大。空載情況下，磁流變吸振器的減振性能最好，ε基本小于0.7，最優時接近0.6，相當于減小了車體近一半的振動能量，而在超載的情況下，ε接近0.77，這表明磁流變吸振器只降低了車體不到1/4的振動能量，這是因為載客量的增加相當于車體質量Mc的增加，即使磁流變吸振器可以根據載客量的變化并通過最佳設計頻率表達式調整到最佳減振狀態，但磁流變吸振器的質量Md不變，吸振器的吸振能力有限，因此載客量的增加會降低吸振器的減振效果。

圖10 磁流變吸振器與無吸振器動力放大系數特性圖Fig.10 Characteristics of dynamic magnificationfactor with MRE absorber and no absorber

圖10中，在任意載客量和速度下， 動力放大系數ε都小于0.77，這意味著吸振頻率針對載客量和車速修正過后的磁流變吸振器可以很好的適用于城市軌道交通車輛，并起到良好的減振作用。

同理， 若Ecarbody取被動式吸振器的車體振動能量，對比磁流變吸振器相較于被動式吸振器的優越性，如圖11所示。在圖11中，與磁流變吸振器進行對比的被動式吸振器所能吸收的車體振動頻率為1.5 Hz。由圖11可知，在任意載客量和速度下，動力放大系數ε最大值在0.9左右，最小值接近0.6，這表明磁流變吸振器在任意工況下的減振性能都優于被動式吸振器。圖中ε為0.9時，說明磁流變吸振器與被動式吸振器的減振效果十分接近，這是因為此時的車體振動的峰值頻率在1.5 Hz左右、與被動式吸振器的工作頻率相同，所以被動式吸振器可以發揮良好的減振性能。但從全局角度可以知磁流變吸振器更適用于工況復雜的城市軌道交通車輛。

圖11 磁流變吸振器與被動式吸振器的動力放大系數特性圖Fig.11 Characteristics of dynamic magnification factorwith MRE absorber and passive absorber

6 磁流變吸振器減振能力的驗證

目前，各國評定軌道車輛舒適性的指標有很多種，其中國際上較常用的是Sperling平穩性指標[24]。因此，采用Sperling平穩性指標對論文的正確性和可行性進行驗證。

圖12為空載和超載兩種情況下，安裝被動式動力吸振器、磁流變吸振器和未安裝動力吸振器的車輛Sperling指標對比圖，其中被動式吸振器是按80 km/h車速設計的。

由圖12可知，隨著車速的提高，軌道車輛的運行平穩性指標整體上呈增大趨勢，三種狀態下的車輛運行平穩性都保持在優級(<2.5)。

圖12(a)中，在速度為12 km/h、36 km/h、72 km/h附近，安裝被動式吸振器與磁流變吸振器的車輛Sperling指標較接近，這是因為這些速度區間下車體的振動峰值頻率與被動式吸振器的工作頻率相接近，所以被動式吸振器可以有效的發揮減振作用。圖12(b)中，磁流變吸振器與被動式動力吸振器減振能力相接近的速度區間發生微小偏移，這是因為載客量的增加，導致車體振動的峰值頻率發生改變，所以被動式吸振器能有效發揮減振作用的速度區間也會發生偏移；此外，安裝被動式吸振器和磁流變吸振器的車輛Sperling指標都接近未安裝動力吸振器的車輛Sperling指標，說明被動式吸振器和磁流變吸振器的減振效果都在降低，這是因為載客量的增加，使吸振器與車體的質量比相對減小，從而降低了吸振器的減振性能，但是，安裝磁流變吸振器的車輛Sperling指標要明顯低于未安裝動力吸振器和安裝被動式動力吸振器的車輛，這說明磁流變吸振器對車輛具有較好的減振作用。因此，總的來說，無論空載和超載工況，通過Sperling平穩性指標的對比，車輛的運行品質時刻保持在優級，證明了磁流變吸振器具有較好的減振能力。

圖12 不同類型吸振器下軌道車輛舒適度的Sperling指標Fig.12 Sperling index of the comfort of railway vehiclewith different types of vibration absorbers

7 結 論

(1) 在磁流變吸振器的有效工作頻段內，半主動式磁流變吸振器在車體的各振動頻率點的吸振能力都優于被動式吸振器，其寬頻減振優勢明顯；在有效工作頻段外，磁流變吸振器也可以起到一定的減振作用，因此，磁流變吸振器具有較好的軌道車體減振特性。

(2) 為了要提高動力吸振器的減振效果，提出了適用于城軌車輛的利用磁流變彈性體的動力吸振器設計方法。首先要確定磁流變吸振器和主振系的質量比，然后確定吸振器的有效工作頻段，最后，獲得磁流變吸振器的設計頻率，從而提升動力吸振器的減振能力。

(3) 針對城市軌道車輛的客流量及車速變化頻繁的特點，利用多元回歸分析法擬合了半主動式磁流變吸振器的最佳設計頻率表達式，利用磁流變彈性體材料剛度可調、固有頻率可變的特點，使吸振器與車體始終處于諧振狀態，可最大程度的發揮磁流變吸振器的減振作用。