特种平车线路试验加速度异常分析与仿真杨利军

1、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

2、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:T K417+.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

3、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14。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

4、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1 m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4*JDYDYSS60708090100 110 120 130谏唐 /Ocm hX图1线路试验时两车型心盘处垂向加速度最大值由图

5、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，80 km/h时加速度值高达1.27g5,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Jour nal of Vibratio n Engin eeri ngV o I.24N o.6Dec.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C 70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

6、标符合要求。图24为重车下DY车和C 70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1025Hz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0.001 60.001 40.001 20.001 00*000 80.000 60.000 4辛州 Vw仇/vaAAaJIa一一Go敞车0.000 20*000 0卜% 岛Jvl h_N 一i0

7、.000 20.000 00.06.0 12.0 18.0 24.0 30.0 36.0 42.0 48.0图2 试验90km /h DY车和C 70敞车重车垂向加速度CJ敞车0.06.0 12.0 18.0 24.0 30.0 36.0 42.0 48.00.001 60.001 40.001 20.001 00.000 80.000 60.000 40.000 20.000 00.000 20.000 0频谱图3 试验100km /h DY车和C 70敞车重车垂向加速度频谱比较车C 70敞车的振动频率主要分布在26Hz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

8、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IHHTMd.0,001 6 0.001 40.001 20.001 00.000 80.000 60.000 40.000 20,000 00.000 2o图4 试验130km /h D Y车和C 70敞车重车垂向加速度频谱DY车和C 70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,C 70敞车载重沿车体均匀分布。DY车为长大车体，车体刚度比C 70敞 车小，因此需要建立柔性车体整车模型，

9、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0.001 2 -0.001 0 -0.000 8 -0.000 6 -0.000 4Y车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C 70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

10、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 5.5Hz,心盘上方没有载重分布。C 70敞车定距较小，车体刚度大，弯曲自振频率咼，心盘上方有载重分布AlLntiMCTJAwwbkktwL0.001 60.001 4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-X ti -X r横移 Y c Y bj Y ti Y wk Y r 沉浮 Z c Z bj Z ti Z wk -侧滚 0 c O bj O ti O wk -点头Be-0 t-摇头 j cj bjj tij wkj r备注垂向弯曲

11、自由度01j =1,2i =14k =14r =122.2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

12、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C 70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21000kg C 70敞车车体质量12600kg转向架 质量4800

13、kg载重70000kg DY 车定距 15.2m C 70 敞车定距 9.2m DY 车体长 X宽 18.5 2.96m C 70 敞车长X宽13.5 X2.96m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10M N /m轴箱橡胶垫垂向刚度160M N /m轴 箱橡胶垫横向刚度11M N /m轴箱橡胶垫纵向刚度13M N /m斜楔处抗菱刚度35M N m /rad摇枕一端弹簧垂向刚度（空车/重车2.781/4.890M N /m旁承摩擦力矩8.76kN m轨道横向刚度20M N /m轨道横向阻尼200kN s/m轨道垂向刚

14、度38M N /m轨道垂向阻尼180kN s /m2.5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7。仿真得到的DY车和C 70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810。由仿真和试验的垂向加速度频谱(图810和图24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:

15、特种平车线路试验加速度异常分析与仿真S图7a美国五级线路谱图8 仿真90km /h DY车和C 70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C 70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

16、/h DY车和C 70敞车重车垂向加速度频谱图10 仿真130km /h DY车和C 70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；C 70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C 70敞车较为接近。图11仿真不同载重分布时D 丫车和C 70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

17、密度能量最大值比柔性车体降低了 60%图12仿真130km /h D Y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1025Hz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

18、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： t仁B /V定距激振时间差： t 2=L /V激振频率:f =1/ t i 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/Hz9013.66 1.6410015.21.8313019.732.37由机械调制理

19、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。C 70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

20、置为框架结构，无载重，参与冲击的等效质量小，和C 70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。参考文献：1 程海涛，胡洪涛，王多军.

21、双层集装箱平车重车垂向振动加速度值偏大的原因分析J.铁道车辆,2004,42(9:1 4.2 朴明伟，方吉，赵钦旭，等.基于刚柔耦合仿真的集装箱车体振动疲劳分析J.振动与冲击,2009,28(3:1 5.3 朴明伟，王婷，兆文忠.集装箱平车垂向振动问题及减振对策J.振动与冲击,2008,27(4:117121.4 刘宏友杨爱国.影响转K 6型转向架动力学性能的2个主要因素分析J.铁道学报,2006,28(2:32-38.5曹勇健.载重70t专用凹底平车(装用转K6转向架动力学试验报告R .四方车辆研究所，四研技字617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618 ( 2007第

22、307号,2007. 9.振 动 工程学 报第24卷 6 卜 继玲新型提速专用凹底平 车车体结构模 态分析 报告R .西南交通大学，2006.12. 7 Gardner Joh n F. Cusuma no Jo seph P. Dy n amic models o f f ricti on w edg e damper s A . Proceed ings of the I EEE / A SM E Joi nt Railr oad Co nference C . 1997: 65 69. Experime ntal an alysis and simulati ons on contain

23、er loaded freight vehicle with abno rmal vertical accelerati on Y A N G L i -jun , HU Yong she ng , GEN G Y ue , SUN L i x ia ( Co llege o f Automo tiv e Engin eeri ng , To ng ji U niv e rsity , Shanghai 200092, China Abstract : During field test o n some loaded depressed center fla t v ehicle for d

24、oubledecker co ntainer t ranspo r ta tio n with speed up to 120 km / h , it occur s fr equently tha t v er tical acceleration on center plate area ex ceeds a llow able criteria, w hereas on empty v ehicle or so me o ther lo aded go ndo la and box v ehicles no such pr oblems happe ned. After an aly z

25、ing freque ncy spectrum o bta ined f rom field test, it is fo und that th e main r espo nse f requency is higher than car bo dy low stag e ela stomeric vibra tion fr equency , a nd shifted with speed incr eased, which is different w ith prev ious studies tha t the main r ea so n fo r ex cessiv e v ertical acceler atio n results fr om car bo dy elasto meric vibra tio n ex cited by t rack ir reg ularities. A co mprehensiv e depressed center flat v ehicle model , coupling with elasto