李亞威，傅茂海，李 杰，魏傳超

(西南交通大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，四川 成都 610031)

0 引言

鐵路貨車運(yùn)行時(shí)，由于線路不平順、車輛結(jié)構(gòu)尺寸偏差、裝載時(shí)貨物重心偏差等因素，致使車輛系統(tǒng)內(nèi)的零部件產(chǎn)生位移、速度和加速度,尤其是車體的振動(dòng)直接影響所運(yùn)貨物的完整。某型煤炭漏斗車經(jīng)過動(dòng)力學(xué)性能測(cè)試，出現(xiàn)空車和重車的垂向加速度符合標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的限度值，但其垂向平穩(wěn)性指標(biāo)均比較大的現(xiàn)象，個(gè)別指標(biāo)超出了GB/T 5599—1985標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的良好限度。

本文首先對(duì)車輛運(yùn)行平穩(wěn)性指標(biāo)進(jìn)行分析，研究影響平穩(wěn)性指標(biāo)的主要因素，再應(yīng)用SIMPACK多體動(dòng)力學(xué)分析軟件建立該車的動(dòng)力學(xué)仿真模型，在車速50 km/h～110 km/h范圍內(nèi)對(duì)車輛垂向振動(dòng)加速度進(jìn)行頻譜分析，探討引起垂向平穩(wěn)性指標(biāo)較大的原因。

1 Sperling平穩(wěn)性指標(biāo)

國(guó)內(nèi)外鐵路機(jī)車車輛動(dòng)力學(xué)性能評(píng)定標(biāo)準(zhǔn)一般采用平穩(wěn)性指標(biāo)來評(píng)定乘用車輛的運(yùn)行品質(zhì)。Sperling等人在進(jìn)行大量單一頻率振動(dòng)實(shí)驗(yàn)的基礎(chǔ)上提出了影響車輛運(yùn)行平穩(wěn)性的兩個(gè)重要因素，即振動(dòng)加速度大小(幅值)及其變化率(頻率)。

(1)

其中：z0為振幅，cm；f為振動(dòng)頻率，Hz；a為振動(dòng)加速度，cm/s2，a=z0(2πf)2；F(f)為與振動(dòng)頻率有關(guān)的加權(quán)系數(shù)。

由于旅客對(duì)不同方向振動(dòng)頻率的反應(yīng)不同，因此F(f)對(duì)于垂向振動(dòng)和橫向振動(dòng)是不同的，如表1所示。

表1 頻率修正系數(shù)F(f)

表1和式(1)表明,不同振動(dòng)頻率對(duì)平穩(wěn)性指數(shù)的貢獻(xiàn)不同，具體反映在頻率修正系數(shù)上，橫向及垂向振動(dòng)頻率修正系數(shù)隨頻率的變化關(guān)系如圖1所示。

圖1 頻率修正系數(shù)F(f)

從圖1中可見，振動(dòng)頻率在2 Hz～15 Hz范圍內(nèi)頻率修正系數(shù)較大，尤其是在4 Hz～8 Hz范圍內(nèi)成倍增加，對(duì)乘客舒適性的影響大，因此對(duì)平穩(wěn)性指數(shù)的貢獻(xiàn)就大。

式(1)只適用于單一頻率一個(gè)振幅的振動(dòng)，但車輛在線路上實(shí)際運(yùn)行時(shí)的振動(dòng)是隨機(jī)的，即振動(dòng)頻率和振幅都是隨時(shí)間變化的。因此在求解車輛運(yùn)行平穩(wěn)性指數(shù)時(shí)，先要記錄實(shí)測(cè)的車輛振動(dòng)加速度，再按頻率分類進(jìn)行頻譜分析，求出每段頻率范圍的振幅值，對(duì)每一頻段計(jì)算各自的平穩(wěn)性指數(shù)Wi，然后再根據(jù)下式求出全部頻段內(nèi)總的平穩(wěn)性指數(shù)：

(2)

2 斜楔摩擦減振器建模方法

斜楔摩擦減振器是三大件式轉(zhuǎn)向架的關(guān)鍵部件之一，依靠摩擦減振器斜楔主、副摩擦面分別與側(cè)架和搖枕之間產(chǎn)生的摩擦力衰減車輛的振動(dòng)，對(duì)車輛動(dòng)力學(xué)性能具有重要影響，對(duì)車輛運(yùn)行平穩(wěn)性起到關(guān)鍵性作用。摩擦減振器摩擦力的大小通常用相對(duì)摩擦因數(shù)φ來表示，相對(duì)摩擦因數(shù)的定義是轉(zhuǎn)向架懸掛裝置中的摩擦力與垂向力的比值，但在SIMPACK多體動(dòng)力學(xué)軟件中如何建模對(duì)于仿真結(jié)果的準(zhǔn)確性有較大影響。

國(guó)外對(duì)于斜楔摩擦減振器的研究主要分為兩類: 一類忽略斜楔的質(zhì)量屬性，利用數(shù)學(xué)方程簡(jiǎn)化研究斜楔摩擦面的受力特性，如Kaiser等[2]建立中央懸掛1/4模型，給出了斜楔的二維受力分析，列出了斜楔運(yùn)動(dòng)基本方程，研究減振器的粘滯特性和頻率響應(yīng)；另一類是將斜楔考慮為一個(gè)單獨(dú)的部件，賦予其一定的運(yùn)動(dòng)自由度并構(gòu)建多體動(dòng)力學(xué)模型，如Steets等[3]借助ADAMS和MATLAB軟件，假設(shè)摩擦面為常接觸面和庫倫摩擦建立斜楔摩擦減振器計(jì)算模型，以此研究減振力的作用規(guī)律。國(guó)內(nèi)同濟(jì)大學(xué)沈鋼等[4]將斜楔兩個(gè)摩擦面等效成兩個(gè)帶有串聯(lián)剛度的摩擦面，摩擦力等效于對(duì)應(yīng)串聯(lián)剛度的彈性力的簡(jiǎn)化方法，編制Simulink程序計(jì)算減振力。李亨利等[5]通過將斜楔作為一個(gè)具有6個(gè)自由度的剛體，用典型例題仿真分析及實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)得出了多體動(dòng)力學(xué)模型相對(duì)摩擦因數(shù)的計(jì)算結(jié)果與傳統(tǒng)簡(jiǎn)化方法的試驗(yàn)結(jié)果相吻合的結(jié)論。

鑒于將斜楔考慮為剛體和用相對(duì)摩擦因數(shù)的方法減振效果吻合，為簡(jiǎn)化計(jì)算，避免計(jì)算累計(jì)誤差，本文采用相對(duì)摩擦因數(shù)的方法來建立貨車多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型。

3 相對(duì)摩擦因數(shù)對(duì)車輛運(yùn)行平穩(wěn)性的影響

利用建立的煤炭漏斗車的動(dòng)力學(xué)性能仿真模型，對(duì)車輛空、重車工況進(jìn)行仿真計(jì)算，空車時(shí)相對(duì)摩擦因數(shù)φ取0.1～0.4，重車時(shí)相對(duì)摩擦因數(shù)φ取0.07～0.15，車輛運(yùn)行速度為50 km/h～110 km/h，進(jìn)行仿真計(jì)算，仿真結(jié)果如圖2和圖3所示。

從圖2和圖3的仿真分析結(jié)果看出：當(dāng)空車相對(duì)摩擦因數(shù)為0.24、重車相對(duì)摩擦因數(shù)為0.13時(shí)，車輛垂向平穩(wěn)性指標(biāo)與試驗(yàn)數(shù)據(jù)比較接近。

由圖2和圖3可知：隨著相對(duì)摩擦因數(shù)的增大，車輛垂向平穩(wěn)性指標(biāo)趨于惡劣，從而判斷出垂向平穩(wěn)性指標(biāo)偏大可能與相對(duì)摩擦因數(shù)異常偏大有關(guān)。

針對(duì)試驗(yàn)中出現(xiàn)的異常現(xiàn)象，在車速50 km/h～110 km/h范圍內(nèi)，以10 km/h為間隔，對(duì)車體空、重車工況下垂向振動(dòng)加速度進(jìn)行頻譜分析，結(jié)果如圖4、圖5所示。

比較圖4和圖5可見：相對(duì)于重車，空車車體振動(dòng)加速度頻率范圍更廣，高頻成分更多，符合空、重車車輛系統(tǒng)的振動(dòng)特性[6]；空車車體振動(dòng)加速度主頻在2 Hz～15 Hz范圍，重車車體振動(dòng)加速度主頻在2 Hz～10 Hz范圍，根據(jù)圖1可知，對(duì)平穩(wěn)性指標(biāo)的影響較大。

圖2 空車相對(duì)摩擦因數(shù)與垂向平穩(wěn)性指標(biāo)關(guān)系

圖4空車車體垂向振動(dòng)加速度頻譜圖圖5重車車體垂向振動(dòng)加速度頻譜圖

4 試驗(yàn)驗(yàn)證

為進(jìn)一步驗(yàn)證該煤炭漏斗車轉(zhuǎn)向架的相對(duì)摩擦因數(shù)是否存在異常，是否與理論計(jì)算的相對(duì)摩擦因數(shù)相符，現(xiàn)場(chǎng)抽取了A、B兩臺(tái)與試驗(yàn)樣車同一批次生產(chǎn)的轉(zhuǎn)向架進(jìn)行了相對(duì)摩擦因數(shù)的測(cè)試。轉(zhuǎn)向架相對(duì)摩擦因數(shù)的測(cè)試采用位移控制法，采用不同頻率進(jìn)行加載測(cè)試。圖6和圖7分別為重車工況在0.05 Hz和0.1 Hz加載頻率下，一個(gè)循環(huán)的載荷-位移檢測(cè)數(shù)據(jù)。從圖6和圖7中可看出：兩組數(shù)據(jù)得出的曲線基本相同，按照GB/T 5599—1985《鐵道車輛動(dòng)力學(xué)性能評(píng)定和試驗(yàn)鑒定規(guī)范》進(jìn)行數(shù)據(jù)處理后的相對(duì)摩擦因數(shù)的大小也基本相同，均約為0.115。

圖6 0.05 Hz載荷—位移曲線(重車)圖7 0.1 Hz載荷—位移曲線(重車)

A、B轉(zhuǎn)向架重車工況在不同頻率下的相對(duì)摩擦因數(shù)如表2所示。從表2中可以明顯看出：當(dāng)加載頻率在0.05 Hz～0.1 Hz時(shí)，相對(duì)摩擦因數(shù)的平均值比較接近，并且相對(duì)摩擦因數(shù)的標(biāo)準(zhǔn)差也非常小。

表2 重車工況相對(duì)摩擦因數(shù)

空車工況在0.3 Hz和0.5 Hz加載頻率下，A、B轉(zhuǎn)向架的相對(duì)摩擦因數(shù)如表3所示。

表3 空車工況相對(duì)摩擦因數(shù)

綜上所述，通過對(duì)A、B轉(zhuǎn)向架的相對(duì)摩擦因數(shù)的檢測(cè)情況表明：加載頻率為0.3 Hz時(shí)，A、B轉(zhuǎn)向架空車工況相對(duì)摩擦因數(shù)平均值分別為0.190和0.178；加載頻率為0.1 Hz時(shí)，重車工況相對(duì)摩擦因數(shù)平均值分別為0.116和0.106，均遠(yuǎn)高于該轉(zhuǎn)向架空車0.139和重車0.066的理論設(shè)計(jì)值。并且，由于設(shè)備的限制，加載頻率較低，與實(shí)際作用頻率有較大的差別，如果試驗(yàn)加載頻率更高，檢測(cè)得到的相對(duì)摩擦因數(shù)會(huì)更大。

兩個(gè)轉(zhuǎn)向架的相對(duì)摩擦因數(shù)值略小于仿真計(jì)算中平穩(wěn)性指標(biāo)偏大的相對(duì)摩擦因數(shù)的范圍，由此驗(yàn)證了相對(duì)摩擦因數(shù)異?？蓪?dǎo)致垂向振動(dòng)平穩(wěn)性指標(biāo)偏大。

5 結(jié)束語

通過對(duì)某型煤炭漏斗車進(jìn)行動(dòng)力學(xué)仿真分析和試驗(yàn)驗(yàn)證可知：相對(duì)摩擦因數(shù)異?？蓪?dǎo)致垂向振動(dòng)平穩(wěn)性指標(biāo)偏大，如果振動(dòng)加速度主頻集中在2 Hz～15 Hz范圍，則可能出現(xiàn)垂向振動(dòng)加速度正常而垂向平穩(wěn)性指數(shù)超標(biāo)現(xiàn)象。對(duì)于鐵路貨車而言，貨物對(duì)振動(dòng)頻率不敏感，振動(dòng)加速度幅值才是決定貨物完整的主要因素，因此在貨車運(yùn)行品質(zhì)評(píng)價(jià)中，建議以振動(dòng)加速作為主要的評(píng)價(jià)指標(biāo)。