柔性車體與構架對車輛運行平穩性的影響研究

張天周

(西南交通大學 牽引動力國家重點實驗室,四川 成都 610031)

0 引言

隨著高速鐵路的快速發展,我國對高速列車的核心技術以及制造工藝提出了更高的要求,同時也對高速列車運行時各項動力學指標的要求也不斷嚴苛[1]。對于車輛系統而言,車速的提高和輕量化的設計會使車體和構架等主要承載部件的彈性振動越來越顯著,對于剛度較低的部位會產生振動惡化等問題。

在以往的研究中,車體、構架等承載部件被視為剛體結構,無法準確地模擬真實的車輛動力學特性,而車輛系統中關鍵部件的彈性模態日益凸顯,各個部件本身的彈性變形已經不能忽略[2]。所以在對軌道車輛的研究中,應將車體、構架考慮成柔性體,結合相關理論,了解車輛運行過程中剛性體與柔性體對系統的影響,揭示二者對車體運行中平穩性和安全性的影響[3-4],使仿真結果更加貼合實際。

1 車輛-軌道動力學模型

1.1 動車多剛體模型

本文根據國內某型號動車組的結構參數,利用Simpack仿真軟件建立其多剛體動力學模型。單車車輛動力學模型主要包括1個車體、2個構架、4個輪對和8個軸箱,共計50個自由度。此車輛模型采用子結構方法進行建模,各剛體部件通過鉸、約束和力元與系統或相互之間進行連接,各個懸掛彈簧、減振器均依據實際情況進行建模,并考慮各減振器和輪軌接觸的非線性特性。

道路工況設置為半徑為8 000m,超高為175mm的曲線線路工況,軌道激勵設置方面采用與車輛運行軌道實際狀態相近的武廣線路軌道隨機不平順作為線路激擾。

1.2 柔性體模型的建立

以此動車組車體、轉向架構架為分析對象,建立二者的剛柔耦合動力學模型。為了提高求解效率,節省計算時間,本文在ANSYS中采用Guyuan縮減方法[5]降低車體有限元模型、構架有限元模型的總體自由度,形成縮減自由度子結構模型。對于整個車體共選取594個節點,3 564個自由度,整個構架共選取567個節點,3 402個自由度,最后完成主自由度縮減。隨后將生成的超單元文件(.sub)調入ANSYS程序中進行模態求解。為了滿足動態分析的要求,對主自由度縮減前后的車體截取150Hz以內的模態、構架250Hz以內的模態進行對比分析,發現動車組車體全模態頻率和振型與縮減模態十分相近,相對誤差控制在10%以內,保證了剛柔耦合動力學模型的分析精度[6]。

在Simpack軟件中利用有限元計算的.cdb和.sub文件生成車體和構架彈性體.fbi文件,建立如圖1—圖4所述的4種動力學模型。

圖1 剛性車體-剛性構架模型

圖2 剛性車體-柔性構架模型

圖3 柔性車體-剛性構架模型

圖4 柔性車體-柔性構架模型

2 蛇行運動穩定性

動車組在線路上高速運行時,臨界速度和平穩性是所有研究者關注的焦點。

利用漸進穩定性計算蛇行運動臨界速度和分岔圖,也就是通過極限環來判斷蛇行運動的收斂情況。本文將重點放在非線性臨界速度的計算方面,根據文獻[7],采用恒速法,即在恒定速度下觀察輪對的橫移運動,并對出現的情況做后續的升速和降速,通過對輪對橫移狀態轉變的觀察來確定臨界速度。車輛的臨界速度必須遠大于其最高運行速度,這樣才能保證車輛在實際運行中不會因自激而出現蛇行失穩的危險。此動車組的實際最高運行速度為370km/h。

通過以上描述的計算方法,可以得到車輛以某一速度下通過具有激擾軌道后的輪對蛇行運動幅值,整理可得如圖5所示的4種動力學模型的輪對橫移極限環圖。

圖5 輪對橫移極限環圖

由圖5可以看出剛性車體-剛性構架非線性臨界速度為608km/h,剛性車體-柔性構架為595km/h,柔性車體-剛性構架為603km/h,柔性車體-柔性構架為616km/h,均大于最高運行速度,能夠滿足運行要求且穩定性余量較大。除此之外,在同一工況下,多剛體模型的臨界速度總是大于車體、構架剛柔耦合模型的臨界速度,但小于車體、構架的雙重彈性效應下的臨界速度。

3 運行平穩性

車輛各部件振動動態響應是衡量車輛系統動力學特性的重要指標,單節車輛運行平穩性主要通過觀察車輛運行過程中車體的橫垂向振動動態響應反映。本文選取車體底架中心位置作為參考點表征車體的振動特性,對比4種模型在同一工況運行時車體的振動動態響應結果以及相關指標計算結果,了解將車體、構架考慮為剛性體和柔性體的區別,觀察柔性車體、構架對車輛系統動力學有何影響。

為了方便描述,將剛性車體-剛性構架模型、剛性車體-柔性構架模型、柔性車體-剛性構架模型、柔性車體-柔性構架模型分別以模型1、模型2、模型3、模型4進行代替。

3.1 橫向運動平穩性

4種模型以370km/h的速度通過被測線路時車體中部橫向振動加速度時域及頻域對比如圖6—圖9所示。為了方便觀察,將模型1—模型4的相關曲線放于一起(本刊為黑白印刷,如有疑問請咨詢作者)。

圖6 模型1、模型2車體中部橫向加速度時域變化

圖7 模型1、模型2車體中部橫向加速度頻域變化

圖8 模型3、模型4車體中部橫向加速度時域變化

圖9 模型3、模型4車體中部橫向加速度頻域變化

通過對比圖6—圖9的4種模型車體中部橫向加速度幅值時域、頻域變化圖像可知,模型1、模型2在時域、頻域的變化具有很大的相似性,從而說明柔性構架對車體中部橫向振動動態響應影響不大;模型3、模型4在具備較大相似性的同時,也在加速度幅值、頻域范圍方面同模型1、模型2存在較大區別。

從4種模型橫向振動時域對比可知,柔性車體的存在使車體的橫向振動加速度幅值大于剛性體,單位時間內加速度幅值變化情況也更加劇烈,振動頻率也比剛性車體高。從4種模型橫向振動頻域對比可知,剛性體和柔性體均在1.3Hz、5.3Hz、12.2Hz、18.0Hz附近發生共振現象,表明車體的橫向振動主要集中在20.0Hz以下的低頻段;柔性車體的存在會使12.2Hz附近頻段的振幅急劇增大,同時也增加了32.0Hz、37.5Hz的共振頻段,其中模型4在37.5Hz附近頻段的振幅要比模型3大。總體來看,柔性車體各頻率的振幅均大于剛性車體。與剛性車體相比,柔性車體能夠更好地反映車體的橫向彎曲振型,由此可知將車體設置為柔性體,更能描述車體的振動特性,使理論研究更加符合實際的情況。

3.2 垂向運動平穩性

4種模型以370km/h的速度通過被測線路時車體中部垂向振動加速度時域及頻域對比如圖10—圖13所示。

圖10 模型1、模型2車體中部垂向加速度時域變化

圖11 模型1、模型2車體中部垂向加速度頻域變化

圖12 模型3、模型4車體中部垂向加速度時域變化

圖13 模型3、模型4車體中部垂向加速度頻域變化

對比圖10—圖13,依然能夠發現模型1、模型2在時域、頻域的變化具有很大的相似性,柔性構架對車體中部垂向振動動態響應影響不大,模型3、模型4的對比同樣也說明了這個道理。

從4種模型垂向振動時域對比可知,柔性車體的垂向振動加速度幅值大于剛性車體,單位時間內加速度幅值變化情況也更加劇烈,振動頻率也比剛性車體高。從4種模型垂向振動頻域對比可知,剛性車體的振動主頻主要集中在0.8Hz和7.4Hz附近,柔性車體的振動主頻范圍明顯比剛性車體大,在0.8Hz、8.5Hz、12.0Hz、17.0Hz、33.8Hz、45.0Hz附近均發生共振現象。同時,在車體、構架的雙重彈性效應下,模型4在51.3Hz附近頻段也會有較大振幅。總體來看,柔性車體的存在使主頻范圍往高頻段移動,并且各頻率的振幅均大于剛性車體。與剛性車體相比,柔性車體能夠更好地反映車體的垂向彎曲振型,因此能夠更好地研究車體在實際情況下的振動特性。

3.3 平穩性指標對比

評價高速動車運行平穩性一般采用車體振動加速度和Sperling指標[8],通過仿真得到4種模型車體中部橫、垂向振動平穩性指標,對比結果如圖14、圖15所示。

圖14 振動加速度最大值對比

圖15 平穩性指標對比

由圖14、圖15可知,橫向振動特性和垂向振動特性呈現出相同的規律,模型1、模型2在振動加速度最大值以及平穩性指標具有很大的相似性;模型3、模型4在具備較大相似性的同時,其相關指標值也要大于模型1、模型2。

總體而言,柔性車體的存在會使車體的橫向、垂向振動加速度幅值增大,平穩性指標增大,即多柔性體模型和模型3運行平穩性要差于多剛體模型和模型2。這主要是由于柔性車體包含較高頻率的彈性振動,因此在進行車輛平穩性或舒適度分析時,有必要考慮車體柔性,以保證計算結果更接近實際情況。

4 結語

1)4種動力學模型的非線性臨界速度均高于最高運行速度,能夠滿足運行要求且穩定性余量較大,其中多剛體模型的臨界速度大于車體、構架剛柔耦合模型的臨界速度,但是小于多柔性體的非線性臨界速度。

2)在橫向振動特性和垂向振動特性方面,多剛體模型和剛性車體-柔性構架模型存在很大的相似性,多柔性體模型和柔性車體-剛性構架模型在具備較大相似性的同時,二者的振動加速度幅值以及主頻范圍也會增大,柔性車體的存在能夠更好地反映車體的橫向、垂向彎曲振型,使理論研究更加符合實際情況。

3)柔性車體的橫向、垂向平穩性指標要差于剛性車體,在進行車輛平穩性或舒適度分析時,有必要考慮車體柔性,以保證計算結果更接近實際情況。