六轴宽轨电力机车一系减振器开阀点研究

2022-12-26武晨晨史青录梁永刚李幸人

太原科技大学学报 2022年6期

章新，武晨晨，史青录，梁永刚，李幸人

(1.太原科技大学机械工程学院，太原 030024；2.中车大同电力机车有限公司技术中心，山西大同 037038)

以我国自主研制的某型25 t轴重、六轴宽轨机车为原型，根据出口国铁路运行要求进行研究。

安全性和舒适性一直是铁路机车最重要的两方面，而悬挂系统的优劣，直接影响到机车的动力学性能。其中悬挂系统三向刚度直接影响到车辆运行安全性[1]。

机车运行过程中舒适性和稳定性的优劣一直都是研究的重点，很多学者都对此做了大量研究。如，邹逸鹏等[2]研究了轨道不平顺激励对高速磁悬浮列车垂向平稳性的影响。A.Alonso等[3]研究了空气弹簧的悬挂参数对车辆舒适度的影响，并且从内部结构和外特性参数方面给出了抗蛇行减振器模型建立方法，对车辆稳定性进行了分析。Pun.D等[4]利用IHB方法对分段线性减振器的动态特性进行了研究。MOUSAVI 等[5]针对车辆的磁流变抗蛇行减振器阻尼特性，运用遗传算法以及SIMPACK/ MATLAB 联合仿真进行了优化分析。Wang等[6]在考虑减振器的安装间隙、结构阻尼因素下，建立了抗蛇行减振器的非线性模型。上述研究或将减振器阻尼考虑为线性阻尼，或仅针对抗蛇行减振器结构及特性参数进行建模，而对于机车一、二减振器非线性阻尼应用于整车的研究中甚为少见。

本文利用SIMPACK软件[7]建立了某型六轴宽轨机车模型，并嵌入减振器的开阀点特性，计算分析非线性阻尼特性对机车垂向动力学性能的影响，为机车垂向平稳性的优化提供了依据。

1 动力学模型建立

六轴机车各部件相互耦合，使得其运行过程中的动力学特性变得愈发复杂。按照整车实际结构，机车总体由车体、构架、轮对三大部分构成。其中前后转向架结构相同，为三轴式，关于车体中心对称布置。电机悬挂方式为半架悬。根据以上设定，机车系统拓扑图如图1所示。以出口白俄罗斯的某型宽轨机车为研究对象，其主要参数如表1所示。

图1 机车系统拓扑图

表1 某型宽轨电力机车参数

然后由拓扑图1和表1使用SIMPACK软件建立共计90个自由度的六轴宽轨机车模型如图2所示。且通过在线检验，除z向外各铰接加速度均接近于0，验证了模型的正确性。其中一系悬挂装置由双轴箱拉杆、高圆螺旋弹簧及垂向液压减振器组成，二系悬挂采用方形橡胶堆支撑。

图2 六轴机车动力学模型

2 平稳性及轮轨垂向力评价

平稳性是衡量机车动力学性能的一项重要技术指标。主要是针对乘坐舒适度，装运货物完整度而制定的评价车体随机振动的指标。利用Sperling指标评价机车的运行平稳性已在国际得到广泛应用。 Sperling平稳性指标Wi由下式表示：

(1)

式中:i为1，2，3，…;A为振动加速度，(m/s2);f为振动频率，(Hz);F(f)为与振动频率有关的修正系数。

在常用的频率范围内，垂向振动和横向振动的F(f)是不同的，垂向取值如表2所示。

表2 频率修正系数

式(1)的平稳性指数只针对一种频率和一个振幅的单一振动，而车辆振动实际为随机振动，因此，需要将测得的加速度通过40 Hz低通滤波后按频率分组，计算出各个频段的平稳性指数Wi，通过加权获得全频带范围下的平稳性指标，总的平稳性指数按下式计算。

(2)

总的运行平稳性指标W和经过低通滤波后平均最大振动加速度Amax的评定等级参照GB/T 5599-2019《机车车辆动力学性能评定及试验鉴定规范》[8]，其评定等级的界限值见表3.

表3 加速度及平稳性评定等级值

目前多以英国铁路(BR)采用轮轨垂向作用力P1、P2作为衡量车辆对线路破坏效应的指标。P1力是机车簧下质量与钢轨质量间发生的高频接触引起的冲击力，是导致车轮扁疤、破损等主要原因，P2力是机车系统与轨道线路受到脉冲激励出现的中低频响应，对轨道及轨下破坏起主要作用[9]。BR对磨耗型车轮踏面的机车的限制标准为：P1的许用值为510 kN，P2的许用值为340 kN.轨道随机不平顺激扰下的轮轨响应力类同于P2力[10]，本文所计算的轮轨垂向力对应P2力。

3 垂向仿真结果分析

3.1 减振器开阀点特性

机车一系悬挂阻尼主要由双筒式液压减振器提供，以衰减机车运行过程中线路不平顺产生的低频振动，同时为了避免来自轨道的高频冲击直接通过减振器传递到构架及车体，对减振器造成损坏。减振器通常设有阻尼阀，当减振器两端速度较高时，油液压力上升，作用在阻尼阀上的压力迫使阻尼阀开启，使油液压力降低，阻止冲击力传递。导致阻尼阀作用的减振器两端相对速度开始作用的速度称作开阀速度，阻尼阀开启的力称作开阀阻尼力[11]。

由于开阀速度及阻尼力的存在，使得减振器内部阻尼力随活塞杆速度的变化并非呈现线性变化。以机车应用的某型减振器为研究对象，该型减振器压缩及拉伸过程各设有两级开阀速度V1、V2，其开阀特性曲线如图3所示。该型减振器阻尼特性曲线关于原点对称，拉伸与压缩行程具有相同的力—速度特性，这种特性常用于转向架一系垂向减振器及二系垂向、横向减振器[12]。

图3 减振器开阀特性曲线

3.2 第二级开阀点对平稳性和轮轨垂向力的影响

当第一级开阀点V1=0.15 m/s，F1=5 000 N，机车运行速度为120 km/h时，在AAR5级标准轨道谱的随机激励下，以前司机室座椅位置为平稳性评价点，计算得其垂向Sperling指标随开阀速度V2及阻尼力F2变化情况如图4所示，导向轮对轮轨垂向动作用力变化情况如图5所示。其中轮轨垂向力在SIMPACK中采用“090：Percentile Pair Maximum”进行滤波，即取第97.5百分位数，其结果更为可靠[13]。

图4 第二级开阀点对Sperling指标的影响

图5 第二级开阀点对轮轨垂向力的影响

由图4可以看出垂向Sperling指标W随V2的增加和F2的减小仅有缓慢上升趋势，最大值与最小值仅相差0.1，且都位于3.1～3.2之间，达到合格标准。可见开阀速度V2与阻尼力F2的改变对垂向平稳性影响较小。由图5可见导向轮对轮轨垂向动作用力随V2及F2的增加最大浮动范围没有超过0.55%，可见开阀速度V2与阻尼力F2的改变对轮轨垂向动作用力影响甚微。

3.3 第一级开阀点对平稳性和轮轨垂向力的影响

当V2=0.6 m/s，F2=13 kN时，在相同车速及工况条件下，前司机室垂向平稳性指标及导向轮对轮轨垂向动作用力随第一级开阀速度、阻尼力变化情况如图6-图7所示。

图6 第一级开阀点对Sperling指标的影响

图7 第一级开阀点对轮轨垂向力的影响

由图6可见随着V1的增大和F1的减小，垂向平稳性指标上升趋势明显。在V1=0.35 m/s,F1=5 kN时，Sperling指标W达到峰值3.3.由图7可见当V1>0.2 m/s,F1<9 kN时，开阀速度V1与阻尼力F1对导向轮对轮轨垂向力影响甚微。而当V1<0.2 m/s,F1>9 kN时时，轮轨垂向力随着开阀速度V1的减小和阻尼力F1的增加都会呈现迅速增大的趋势，即初次开阀前阻尼系数大于45 kN·s·m-1时，随阻尼系数的继续增加，轮轨垂向力也会随之增大，使轮轨之间冲击力加剧。

综合上述分析，因此建议重新匹配两级开阀点值，本文取V1=0.25 m/s,F1=9 kN,V2=0.7 m/s,F2=14 kN.此时Sperling指标W=3.1，运行平稳性达到GB/T 5599-2019的良好标准，且轮轨垂向动作用力为179.7 kN，未超过英国(BR)规定的P2力许用值。

4 不同开阀方案对比分析

4.1 Sperling指标对比分析

表4给出了重新匹配开阀速度与阻尼力后的一系垂向减振器方案1，原始参数方案2，以及传统线性阻尼方案3.

表4 不同方案减振器开阀点参数

在相同工况条件下对上述3种方案分别进行仿真计算，机车最高运用速度为120 km/h，考虑试验中增速10%要求，时域计算时最大速度取130 km/h，速度范围为(60～140)km/h.以前、后两端司机室座椅位置为评价点，计算得3种方案垂向Sperling指标随车速变化情况见图8.

图8 不同开阀方案对Sperling指标的影响

由图8可见，前、后司机室的Sperling指标，方案1在(60～115)km/h的车速范围均为优良标准，在(116～135)km/h时均为良好标准；方案2在(60～90)km/h时达到优良，在(91～125)km/h时为良好；方案3在车速(60～70)km/h时为优良，在(71～110)km/h为良好，最大试验速度140 km/h时，前、后司机室均超出3.45，未达到合格标准。可见整体运行平稳性，方案1优于方案2，方案2又优于方案3.

另外由图可见，3种方案的Sperling指标增长趋势是一致的，但当车速超过120 km/h，方案2的Sperling指标增长程度明显大于方案1，表明重新匹配后的非线性阻尼，在机车超过最高运用速度时，对垂向平稳性改善更加突出。