相對摩擦因數對鐵路貨車平穩性指標影響研究

李亞威，傅茂海，李 杰，魏傳超

(西南交通大學 機械工程學院，四川 成都 610031)

0 引言

鐵路貨車運行時，由于線路不平順、車輛結構尺寸偏差、裝載時貨物重心偏差等因素，致使車輛系統內的零部件產生位移、速度和加速度,尤其是車體的振動直接影響所運貨物的完整。某型煤炭漏斗車經過動力學性能測試，出現空車和重車的垂向加速度符合標準規定的限度值，但其垂向平穩性指標均比較大的現象，個別指標超出了GB/T 5599—1985標準規定的良好限度。

本文首先對車輛運行平穩性指標進行分析，研究影響平穩性指標的主要因素，再應用SIMPACK多體動力學分析軟件建立該車的動力學仿真模型，在車速50 km/h～110 km/h范圍內對車輛垂向振動加速度進行頻譜分析，探討引起垂向平穩性指標較大的原因。

1 Sperling平穩性指標

國內外鐵路機車車輛動力學性能評定標準一般采用平穩性指標來評定乘用車輛的運行品質。Sperling等人在進行大量單一頻率振動實驗的基礎上提出了影響車輛運行平穩性的兩個重要因素，即振動加速度大小(幅值)及其變化率(頻率)。

(1)

其中：z0為振幅，cm；f為振動頻率，Hz；a為振動加速度，cm/s2，a=z0(2πf)2；F(f)為與振動頻率有關的加權系數。

由于旅客對不同方向振動頻率的反應不同，因此F(f)對于垂向振動和橫向振動是不同的，如表1所示。

表1 頻率修正系數F(f)

表1和式(1)表明,不同振動頻率對平穩性指數的貢獻不同，具體反映在頻率修正系數上，橫向及垂向振動頻率修正系數隨頻率的變化關系如圖1所示。

圖1 頻率修正系數F(f)

從圖1中可見，振動頻率在2 Hz～15 Hz范圍內頻率修正系數較大，尤其是在4 Hz～8 Hz范圍內成倍增加，對乘客舒適性的影響大，因此對平穩性指數的貢獻就大。

式(1)只適用于單一頻率一個振幅的振動，但車輛在線路上實際運行時的振動是隨機的，即振動頻率和振幅都是隨時間變化的。因此在求解車輛運行平穩性指數時，先要記錄實測的車輛振動加速度，再按頻率分類進行頻譜分析，求出每段頻率范圍的振幅值，對每一頻段計算各自的平穩性指數Wi，然后再根據下式求出全部頻段內總的平穩性指數：

(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向架的關鍵部件之一，依靠摩擦減振器斜楔主、副摩擦面分別與側架和搖枕之間產生的摩擦力衰減車輛的振動，對車輛動力學性能具有重要影響，對車輛運行平穩性起到關鍵性作用。摩擦減振器摩擦力的大小通常用相對摩擦因數φ來表示，相對摩擦因數的定義是轉向架懸掛裝置中的摩擦力與垂向力的比值，但在SIMPACK多體動力學軟件中如何建模對于仿真結果的準確性有較大影響。

國外對于斜楔摩擦減振器的研究主要分為兩類: 一類忽略斜楔的質量屬性，利用數學方程簡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，列出了斜楔運動基本方程，研究減振器的粘滯特性和頻率響應；另一類是將斜楔考慮為一個單獨的部件，賦予其一定的運動自由度并構建多體動力學模型，如Steets等[3]借助ADAMS和MATLAB軟件，假設摩擦面為常接觸面和庫倫摩擦建立斜楔摩擦減振器計算模型，以此研究減振力的作用規律。國內同濟大學沈鋼等[4]將斜楔兩個摩擦面等效成兩個帶有串聯剛度的摩擦面，摩擦力等效于對應串聯剛度的彈性力的簡化方法，編制Simulink程序計算減振力。李亨利等[5]通過將斜楔作為一個具有6個自由度的剛體，用典型例題仿真分析及實驗數據得出了多體動力學模型相對摩擦因數的計算結果與傳統簡化方法的試驗結果相吻合的結論。

鑒于將斜楔考慮為剛體和用相對摩擦因數的方法減振效果吻合，為簡化計算，避免計算累計誤差，本文采用相對摩擦因數的方法來建立貨車多體系統動力學模型。

3 相對摩擦因數對車輛運行平穩性的影響

利用建立的煤炭漏斗車的動力學性能仿真模型，對車輛空、重車工況進行仿真計算，空車時相對摩擦因數φ取0.1～0.4，重車時相對摩擦因數φ取0.07～0.15，車輛運行速度為50 km/h～110 km/h，進行仿真計算，仿真結果如圖2和圖3所示。

從圖2和圖3的仿真分析結果看出：當空車相對摩擦因數為0.24、重車相對摩擦因數為0.13時，車輛垂向平穩性指標與試驗數據比較接近。

由圖2和圖3可知：隨著相對摩擦因數的增大，車輛垂向平穩性指標趨于惡劣，從而判斷出垂向平穩性指標偏大可能與相對摩擦因數異常偏大有關。

針對試驗中出現的異?，F象，在車速50 km/h～110 km/h范圍內，以10 km/h為間隔，對車體空、重車工況下垂向振動加速度進行頻譜分析，結果如圖4、圖5所示。

比較圖4和圖5可見：相對于重車，空車車體振動加速度頻率范圍更廣，高頻成分更多，符合空、重車車輛系統的振動特性[6]；空車車體振動加速度主頻在2 Hz～15 Hz范圍，重車車體振動加速度主頻在2 Hz～10 Hz范圍，根據圖1可知，對平穩性指標的影響較大。

圖2 空車相對摩擦因數與垂向平穩性指標關系

圖4空車車體垂向振動加速度頻譜圖圖5重車車體垂向振動加速度頻譜圖

4 試驗驗證

為進一步驗證該煤炭漏斗車轉向架的相對摩擦因數是否存在異常，是否與理論計算的相對摩擦因數相符，現場抽取了A、B兩臺與試驗樣車同一批次生產的轉向架進行了相對摩擦因數的測試。轉向架相對摩擦因數的測試采用位移控制法，采用不同頻率進行加載測試。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，一個循環的載荷-位移檢測數據。從圖6和圖7中可看出：兩組數據得出的曲線基本相同，按照GB/T 5599—1985《鐵道車輛動力學性能評定和試驗鑒定規范》進行數據處理后的相對摩擦因數的大小也基本相同，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轉向架重車工況在不同頻率下的相對摩擦因數如表2所示。從表2中可以明顯看出：當加載頻率在0.05 Hz～0.1 Hz時，相對摩擦因數的平均值比較接近，并且相對摩擦因數的標準差也非常小。

表2 重車工況相對摩擦因數

空車工況在0.3 Hz和0.5 Hz加載頻率下，A、B轉向架的相對摩擦因數如表3所示。

表3 空車工況相對摩擦因數

綜上所述，通過對A、B轉向架的相對摩擦因數的檢測情況表明：加載頻率為0.3 Hz時，A、B轉向架空車工況相對摩擦因數平均值分別為0.190和0.178；加載頻率為0.1 Hz時，重車工況相對摩擦因數平均值分別為0.116和0.106，均遠高于該轉向架空車0.139和重車0.066的理論設計值。并且，由于設備的限制，加載頻率較低，與實際作用頻率有較大的差別，如果試驗加載頻率更高，檢測得到的相對摩擦因數會更大。

兩個轉向架的相對摩擦因數值略小于仿真計算中平穩性指標偏大的相對摩擦因數的范圍，由此驗證了相對摩擦因數異?？蓪е麓瓜蛘駝悠椒€性指標偏大。

5 結束語

通過對某型煤炭漏斗車進行動力學仿真分析和試驗驗證可知：相對摩擦因數異?？蓪е麓瓜蛘駝悠椒€性指標偏大，如果振動加速度主頻集中在2 Hz～15 Hz范圍，則可能出現垂向振動加速度正常而垂向平穩性指數超標現象。對于鐵路貨車而言，貨物對振動頻率不敏感，振動加速度幅值才是決定貨物完整的主要因素，因此在貨車運行品質評價中，建議以振動加速作為主要的評價指標。