特种平车线路试验加速度异常分析与仿真杨利军.docx

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特种平车线路试验加速度异常分析与仿真杨利军

特种平车线路试验加速度异常分析与仿真

杨利军,胡用生,耿　跃,孙丽霞

（同济大学汽车学院,上海200092

摘要:

在对特种平车（如双层集装箱凹底平车进行120km/h线路动力学试验中,多次出现重车下心盘处垂向加速度过大,甚至高于车辆空载时的异常现象,而同时试验的其他敞车或棚车等却没有此问题。

在对试验取得的垂向加速度频谱分析后,发现车体振动的主要频率高于车体的低阶弹性自振频率,并且响应主频会随着车速的提高而线性增大,这与之前一些研究认为加速度过大是由线路不平顺激起车体的弹性振动结果不一致。

为了解其机理,建立具有刚柔耦合车体的凹底平车整车非线性动力学模型进行仿真,并与C70敞车的仿真结果进行了对比,仿真结果与试验基本一致。

结果表明,加速度超标的主要因是:

在线路不平顺激扰下,重车时转向架减振斜楔产生较大冲击力作用于凹底平车心盘,而此处的等效被冲击质量偏小,从而在车体心盘处产生较大的垂向加速度。

关键词:

特种平车重车;柔性车体;斜楔冲击载荷;心盘等效被冲击质量;垂向加速度

中图分类号:

TK417+.127;U467.4+92　　文献标识码:

A　　文章编号:

1004-4523（201106-0613-06

引　言

为满足近年来铁路快速货运发展需要,中国先后研制了各种类型的特种平车（如双层集装箱凹底平车、特种凹底平车等。

但在重车线路动力学试验中,出现了心盘处垂向加速度偏大或超标,甚至高于空车时的现象。

针对此问题,有的学者对双层集装箱平车重车线路试验结果进行分析后,认为车体弹性振动造成了垂向振动加速度数值偏大。

有的学者认为,垂向加速度偏大主要是由于线路不平顺产生的振动激起了车体的垂向弹性振动,该弹性振动与车速相关性比较小,并提出减小斜楔摩擦系数以降低车体弹性振动能量的减振方法[1~4]。

本文通过对某凹底平车动力学试验中重车心盘垂向加速度频谱的分析,发现该车垂向振动主要表现为高频振动,振动响应主频与车体的弹性自振频率并不吻合,该频率随车速近似线性变化。

为弄清其机理,本文建立了刚柔耦合车体的非线性整车动力学模型进行仿真验证,结合线路试验结果对重车垂向加速度超标的原因进行了分析。

1　试验测试

2007年9月,在济南铁路局管内的沙岭庄站至高密站区间的I级线路上对设计最高运行速度为120km/h的载重70t凹底平车（简称DY车及C70敞车进行了全长约97km的单程测试。

DY车及C70敞车均配装转K6型转向架,分别按照空、重车工况进行线路运行试验。

自最高试验速度131km/h以下,以10km/h的速度级差（最低测试速度为60km/h进行了直道测试。

两种车型在心盘内侧距离心盘1m以内的中梁（或牵引梁下盖板上（简称心盘处测得的加速度最大值如图1所示

。

图1　线路试验时两车型心盘处垂向加速度最大值

由图1试验结果可知:

DY车在线路动力学试验重车工况时,心盘处垂向加速度最大值偏大,80km/h时加速度值高达1.27g[5],超出了国标GB5599-85《铁道车辆动力学性能评定和试验鉴定

第24卷第6期2011年12月

振　动　工　程　学　报

JournalofVibrationEngineering

Vol.24No.6

Dec.2011

收稿日期:

2010-09-20;修订日期:

2011-07-20

基金项目:

国家人事部留学回国创业基金资助项目（R0861021

规范》规定的限度。

DY空车和C70敞车（空重车加速度最大值小于0.6g,符合标准要求。

同时,4种工况下垂向加速度均方根值都不大,平稳性指标符合要求。

图2~4为重车下DY车和C70敞车在速度90,100和130km/h下测得的车体心盘垂向加速度频谱。

由图可知,DY重车的振动响应主频分布在10~25Hz频率范围内,且随着速度的提高同步提高。

由计算可知,DY重车车体弹性体弯曲自振频率为5.5Hz,在频谱中占有较小的比例,不会随速度而变化,因而与主频的分布和变化不相符。

所以,车体的弹性振动不是DY重车心盘垂向加速度振动能量的主要成分

。

图2　试验90km/hDY车和C70敞车重车垂向加速度

频谱

图3　试验100km/hDY车和C70敞车重车垂向加速度

频谱

比较车C70敞车的振动频率主要分布在2~6Hz的频率范围,在整个频率范围内,加速度功率谱能量很小,和最大垂向加速度数值较小相一致。

从试验功率谱线可以看到,DY重车频谱主能量区内存在一些短频间隔的条状峰,因而频谱内存在调制现象,有必要对心盘所受作用力进行分析,找出振动能量来源

。

图4　试验130km/hDY车和C70敞车重车垂向加速度

频谱

DY车和C70敞车载重相同,采用相同的转向架,区别在于DY车载重主要分布在车体中部,心盘上方

无载重,C70敞车载重沿车体均匀分布。

DY车为长大车体,车体刚度比C70敞车小,因此需要建立柔性车体整车模型,通过弹性体耦合来分析DY车振动特性。

2　非线性动力学模型构建

针对上述问题及频谱分析,在刚柔耦合的协同

环境下建立整车非线性动力学模型,对其垂向振动进行仿真研究。

2.1　柔性车体模型

由于DY车定距较C70敞车长,底架截面抗弯惯量在纵垂面的数值较小,将其在垂向视为弹性体,考虑车体第一阶垂向弯曲自由度,建立DY车在随机激励下的非线性整车动力学仿真分析模型,见图5。

整车系统模型的自由度共计有60个,见表1。

刚柔混合建模中,车体与转向架在心盘位弹性连接。

根据车体有限元自由模态计算方法确定空车和重车（附加载重自振频率和阻尼,其空车车体一阶垂向弯曲自振频率为11.9Hz[6]

重车车体弯曲自振频率为5.5

Hz,心盘上方没有载重分布。

C70敞车定距较小,车体

刚度大,弯曲自振频率高,心盘上方有载重分布

。

图5　DY车重车柔性车体模型

614振　动　工　程　学　报第24卷　

表1　车辆模型自由度

名称车体摇枕

侧架

轮对

交叉杆

伸缩--Xti-Xr

横移YcYbjYtiYwkYr沉浮ZcZbjZtiZwk-侧滚OcObjOtiOwk-点头θc

-θti--摇头jc

jbj

jti

jwk

jr

备注

垂向弯曲自由度θ1

j=1,2i=1~4k=1~4r=1~2

2.2　斜楔减振器

车辆运行时,轨道不平顺激起的振动通过一系、二系悬挂和斜楔摩擦副传递到心盘,振动的能量通过斜楔主、副摩擦副的相对摩擦运动来耗散。

图6为

斜楔作用原理图,车体重力P通过摇枕作用在弹簧和斜楔减振器上

。

图6　转K6转向架斜楔作用原理图

和空车相比重车载重大,弹簧挠度和行程长,斜楔承受到更大的弹簧压力,在摩擦面上会产生更高的摩擦力。

重车运行时,轨道不平顺会使车体垂向振动,斜楔表面的垂向摩擦力也会发生跳跃,从而对心盘形成大的冲击载荷。

2.3　载重分布

为确定斜楔冲击载荷对心盘的影响,车辆载重考虑以下分布情况:

1柔性DY平车,载重分布在车体中部,心盘上方为框架结构,无载重;2柔性DY平车,载重均匀分布,心盘上方有载重;3比较车C70敞车载重均匀分布,心盘上方有载重。

2.4　非线性模型和计算参数

计算中考虑的非线性因素包括轮轨接触非线性、轴箱一系弹性橡胶垫非线性、斜楔摩擦减振器非线性、枕簧处三向弹性与间隙接触的非线性以及车体与摇枕垂向弹性约束力与回转摩擦力矩间的非线性[7]

。

轮轨关系采用直径840mm磨耗型LM踏面轮

对和60kg/m钢轨。

模型中,根据通常实测的轨道数

据,选用相应的弹性参数。

模型中采用的主要技术参数见表2。

表2　模型参数

物理意义数值单位DY车体质量21000kgC70敞车车体质量12600kg转向架质量4800kg载重

70000kgDY车定距15.2mC70敞车定距9.2mDY车体长×宽18.5×2.96mC70敞车长×宽13.5×2.96m轴距

1.83m交叉杆侧架节点横向跨距

2.058m交叉杆侧架节点纵向跨距0.96m斜楔角

32度交叉杆端点弹性节点刚度10MN/m轴箱橡胶垫垂向刚度160MN/m轴箱橡胶垫横向刚度11MN/m轴箱橡胶垫纵向刚度13MN/m斜楔处抗菱刚度

3~5MN·m/rad摇枕一端弹簧垂向刚度（空车/重车2.781/4.890

MN/m旁承摩擦力矩8.76kN·m轨道横向刚度

20MN/m轨道横向阻尼

200kN·s/m轨道垂向刚度38MN/m轨道垂向阻尼

180

kN·s/m

2.5　随机激励

仿真采用的轨道随机激励是与中国轨道统计特征相近的美国五级线路谱,见图7。

3　仿真与试验数据比较分析

3.1　仿真和试验垂向加速度频谱比较

　　仿真得到的DY车和C70敞车重车在90,100,130km/h时的心盘处垂向加速度功率谱密度见图8~10。

由仿真和试验的垂向加速度频谱（图8~10和图2~4对比可以看出:

（1DY车在90km/h仿真时重车垂向加速度响应频谱中心频率在13.6Hz邻域,线路试验在13.3Hz邻域;100km/h仿真时中心频率在14.2Hz邻域,线路试验数值在14.6Hz邻域;到130km/

615

　第6期杨利军,等:

特种平车线路试验加速度异常分析与仿真

图7　

美国五级线路谱

图8　仿真90km/hDY车和C70敞车重车垂向加速度频谱

h时仿真值在21.7Hz邻域而线路试验数值为18Hz

左右。

且随着车速提高,DY车心盘处垂向加速度响应主要能量分布区域的中心频率值近似随速度线性提高,和试验数据变化趋势一致。

（2从仿真比较车C70敞车的加速度频谱可知,在整个频率范围内,加速度功率谱能量很小,和试验数据相符。

3.2　载重分布对垂向振动加速度影响

速度130km/h时载重分布不同对心盘振动性能影响的仿真结果如图11所示,DY车工况1为载重分

布主要在车体中部,心盘上方无载重;DY车工况2为

图9　仿真100km/hDY车和C70敞车重车垂向加速度频

谱

图10　仿真130km/hDY车和C70敞车重车垂向加速度

频谱

载重沿车体均匀分布,心盘上方有载重;C70敞车载重均匀分布,心盘上方有载重。

由图11可知,DY车心盘上方有载重后,心盘处垂向加速度功率谱密度能量比无载重时降低了55%,和C70敞车较为接近。

图11　仿真不同载重分布时DY车和C70敞车重车垂向加

速度频谱

3.3　刚柔DY车体振动性能比较

建立DY车刚性车体模型,和DY车柔性车体垂向振动性能进行对比。

图12为速度130km/h时,重

616振　动　工　程　学　报第24卷　

车心盘处垂向加速度仿真频谱。

可见,采用刚性车体,心盘处垂向加速度功率谱密度能量最大值比柔性车体降低了60%

。

图12　仿真130km/hDY柔性和刚性车体重车垂向加速

度频谱

4　重车加速度超标机理分析

由动力学仿真计算和试验频谱分析可知,重车垂向加速度频谱主要振动响应频率分布在10~25Hz的频率范围,并且加速度响应主频的分布随车速的提高会增大。

而重车车体的弹性弯曲自振频率在5.5Hz左右,其对应的振动能量值较小,对车体中心和心盘处的垂直加速度贡献不大,因此可以判断产生过大垂向加速度的原因不是车体弹性振动。

从仿真和试验功率谱中可以看到,频谱中主能量区存在短频间隔的条状峰,频谱分布存在机械调制现象。

调制现象产生的主要原因分析如下:

当车辆以速度V通过线路时,轨面处每个微小的凹凸不平顺将会按轴距B和定距L时间差激励每个转向架的前后轮对,垂向激振力通过斜楔减振器上传至车体心盘处,其激振频率为时差的倒数。

轴距激振时间差:

Δt1=B/V

定距激振时间差:

Δt2=L/V激振频率:

f=1/Δti　i=1,2

不同速度下,轴距和定距产生的激振频率如表3所示。

轴距对弹性车体产生周期性高频激励,定距产生低频激励。

这些频率与第3节中介绍的仿真和试验垂向加速度功率谱中主要能量频率分布位置基本一致。

表3　轴距和定距的激振频率

速度/（km·h-1轴距激振频率/Hz

定距激振频率/Hz

9013.661.64

10015.2

1.83130

19.73

2.37

由机械调制理论可知:

上述来自轮轨的低频和高频激振会在时域中进行点积耦合,在频域中进行卷积变换,从而在高频主能量区叠加形成一些短频

间隔的条状峰,从试验和仿真数据结果中可以明显看出。

心盘处受到的作用力主要是来自上述轨道不平顺经轴距和定距调制后由斜楔摩擦副瞬间跳跃上传的脉动冲击载荷。

重车斜楔摩擦力比空车大,斜楔跳跃上传的冲击力也大。

从弹性体振动理论可知,如果车体是刚体,受心盘冲击载荷影响的车体质量明显大于车体是弹性体的等效部分。

C70敞车和仿真DY刚性车体的刚度很

大,传至心盘的垂向冲击力几乎影响大半个车体质量,而且心盘上方有载重,承受冲击的等效质量大,垂向加速度就小。

DY车为长大凹底柔性平车,心盘

处布置为框架结构,无载重,参与冲击的等效质量小,和C70敞车相比,冲击力相近但承受冲击的等效质量不同。

因此,DY重车时心盘处的最大垂向加速度值明显增大。

同理,如果将DY车心盘处也布置载重,垂向加速度的数值就会明显降低。

5　结　论

通过对DY柔性车体的凹底平车进行的试验和动力学仿真分析可知,特种平车重车心盘垂向加速度超标的主要原因并不是车体弹性振动,而与斜楔摩擦副产生的冲击力作用到弹性车体心盘处的等效被冲击质量有关。

凹底平车为长大柔性车体,心盘处未布置载重,重车时心盘处承受到的冲击载荷比空车大数倍,而等效被冲击质量又与空车相近,因而心盘处的垂向加速度变大。

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65—69.ExperimentalanalysisandsimulationsoncontainerloadedfreightvehiclewithabnormalverticalaccelerationYANGLi-jun,HUYongsheng,GENGYue,SUNLixia（CollegeofAutomotiveEngineering,TongjiUniversity,Shanghai200092,ChinaAbstract:

Duringfieldtestonsomeloadeddepressedcenterflatvehiclefordoubledeckercontainertransportationwithspeedupto120km/h,itoccursfrequentlythatverticalaccelerationoncenterplateareaexceedsallowablecriteria,whereasonemptyvehicleorsomeotherloadedgondolaandboxvehiclesnosuchproblemshappened.Afteranalyzingfrequencyspectrumobtainedfromfieldtest,itisfoundthatthemainresponsefrequencyishigherthancarbodylowstageelastomericvibrationfrequency,andshiftedwithspeedincreased,whichisdifferentwithpreviousstudiesthatthemainreasonforexcessiveverticalaccelerationresultsfromcarbodyelastomericvibrationexcitedbytrackirregularities.Acomprehensivedepressedcenterflatvehiclemodel,couplingwithelastomericcarbodyandnonlinearcharacteristiccomponents,isdevelopedtosimulatesuchdynamicperformance,andachievedgoodcoherencewithexperimentalresults.Itisshownthatthemainreasonforexcessiveverticalaccelerationisduetomoreimpactforcegeneratedfromwedgedamping,excitedbytrackirregularitiesandmodulatedbywheelbaseandpivotdistance,actingoncenterplateofloadedelastomericdepressedcenterflatvehiclethanemptyone,neverthelesslessloadisdistributedonthiscenterplatearea,resultinginexcessiveverticalacceleration.:

containerloadedflatvehicle;elastomericcarbody;wedgeimpactforce;centerplateequivalentimpactmass;Keywordsverticalacceleration作者简介:

杨利军（1974—,男,博士研究生。

电话:

136********;E-mail:

lijun.yang@139.com