车辆结构与原理课程设计

车辆结构与原理课程设计学院：铁路工程学院

学生：李宇轩

学号：041514205

目录

1. 绪论………………………………………………………………………………错误！未定义书签。

2.城市轨道背景研究 (2)

2.1城市轨道交通研究背景 (2)

2.2城市轨道动力学数值研究概括 (2)

3. 城市轨道交通车辆垂向动力学模型 (5)

3.1车辆模型 (5)

3.2程序研究流程 (8)

3.3 计算参数的选取 (10)

4. 转向架减震器最优参数选定（负责工作内容） (10)

4.1 转向架减振器参数对减振效果的影响(方案一) (10)

4.2 转向架减振器参数对减振效果的影响（方案二) (12)

4.3结果分析 (13)

5. 总结 (13)

6.参考文献 (14)

1 绪论

城市轨道交通发展至今，带来的不仅是方便快捷安全和绿色，更是改变了城郊布局，拓展了城市范围，改变了商业地区分布。与此同时，城市轨道交通也有其难以规避的困扰，比如振动和噪声污染。因此，对于城市轨道动力学的研究从未停止过，国内外大量学者都开展了相关研究，其中以有限元为媒介对城市轨道动力学进行分析的占多数。

2.1城市轨道交通研究背景

城市轨道交通是城市公共交通的心脏。它符合可持续发展的原则，又节能绿色，特别适应于城市的交通系统。1863年，世界上第一条地下铁在伦敦诞生，随后多个国家建成“城市铁道”、“轻轨电车”、“轻轨运输”等等。

1953年北京地铁规划伊始，国内城市轨道交通有序编织起脉络，主要城市的交通拥挤瓶颈问题得以解决。到现在全国已有30多个城市建成或拟建成城市轨道交通，发展城市轨道交通已经成为一种刚性需求。建立多层次、立体多元化的交通体系,是加快城镇化过程中城市可持续发展建设,促进城市经济新常态发展的必然方向。

事分两面，城市轨道交通蓬勃发展的同时问题也随之而来。我国城市轨道交通长期处于超负荷运输状态，轮轨相互作用问题捉襟见肘。因此，如何处理好轮轨关系，减小振动与噪声问题是近年来相关学者研究的重要课题之一。而现有的普遍研究正确性和理论框架的完善还有待于未来实践和试验验证的不断积累与修正。

2.2 城市轨道动力学数值研究概况

1992年，翟婉明创建了车辆—轨道耦合动力学理论，指出车辆系统与轨道系统并非孤立系统，两者是相互耦合、相互影响的。为更客观地反映轮轨系统的本质应将车辆系统与轨道系统作为一个整体系统，轮轨关系作为连接纽带，进行车辆—轨道耦合动力学研究。之后，翟婉明对轮轨动力分析模型进行了综述，并指出了各自的优缺点及适用范围。

2001年，王步康、谢友柏用有限元的方法建立半车模型，通过对轮轨系统进行动力学分析，研究了轨道的受力情况和摩擦系数对应力分布的影响，指出高频率的能量传播主要集中于轮轨之间。

2003年，汤锁二基于车辆—轨道耦合动力学理论研究结果，从轮轨接触角度出发，分析研究了列车速度及轮轨几何关系与轮轨振动的内在联系。分析表明，在高速或提速情况下，振动与速度成线性增加关系；采取恰当的措施改善轮轨几何关系可有效减小轮轨振动。

2004年，刘林芽、雷晓燕进行了轮轨系统高频振动特性的研究，通过数值解析的方式推导计算了车轮与钢轨的振动加速度。研究表明，在轮轨系统振动中，频率小于1300Hz时，主要以钢轨振动为主，大于1300Hz时，车轮振动占主导地位。

2007年，魏伟等通过建立车辆—轨道耦合动力学模型和三维轮对简化有限元模型分别分析了轮轨系统在时城和频域上的振动特性，并且以振动响应结果作为边界条件，对轮对噪声进行了预测。其结果与公认的TWRNS软件计算结果具有良好的一致性，为计算轮轨噪声提供了一个新的思路。

2007年，吴天行采用车辆—轨道系统相对位移激励模型研究了轨道结构的隔振性能，模型中将车轮简化成刚性的质量，车轮与钢轨之间用线性化的接触刚度连接，通过车轮和钢轨的动柔度计算得到轮轨同的动态作用力。

2008年，Jens C.O Nielsen应用20世纪80年代末开发的DIFF软件通过计算垂向轮轨力模拟了轮轨间动力相互作用。研究中采用了四种车辆模型，其中包含两个轮对的质量弹簧阻尼车辆模型取得的轮轨力计算结果与实测结果更为吻合，轮轨力频率和幅值都较为一致。研究证明，DIFF软件是研究轮轨动力相互作用的一个有效工具。

2008年，万鹏借助Solidworks、ANSYS和SIMPACK软件建立了车辆系统动力学模型，对轮轨动力响应及不平顺激犹下列车运行的平稳性进行了分析，并将轮对为弹性和刚性时的仿真结果进行了对比，结果发明，轮对弹性变形效应对车辆的运行平稳性和曲线通过性能有微弱的影响。

2010年，B.Kurzeck对曲线半径介于50m～200m的曲线地段的车体(包括轮盘，轴箱，转向架及车体底板面)振动情况进行丁测试分析，并用SIMPACK软件和ANSYS软件建立车辆—轨道模型进行有限元模拟，分析了曲线地段车辆振动情况，提出了车辆振动与波磨之间的关系。

2011年，Torstensson和Nielsen等采用车辆—轨道耦合模型分析了20Hz～2500Hz频率范围内的轮机动力响应，并比较分析了弹性轮对和刚性轮对两种模

型引起的轮轨振动差异，通过比较发现，由于弹性轮对的扭转作用，在一定频率范围内两种模型的振动模态及轮轨作用力有较大区别，使用弹性轮对模型更利于分析轮轨作用力。

2013年，聂宁等采用SIMPACK软件模拟分析了不同车速条件下车辆—轨道耦合系统的振动响应，其车辆及轨道的垂向振动加速度、轮轨作用力等动力指标均随车速的増加出现増大趋势[9]。

随着数值计算技术和现代计算机技术的发展，在车辆动力学上应用计算机仿真方法的优越性也日益显现，它不仅解决了试验研究的经济问题，同时也为安全性提供了保障，又缩短了研究周期。然而，计算模型的合理性、计算方法的精度和分析方法的合理性决定了数值的有效性，计算模型从单轮二自由度模型发展到带转向架的半车四自由度模型，再到整车模型，接着到国内众多研究人员开展了大量有关于车辆—轨道耦合动力学模型，尤其是翟婉明[5]。总体趋势是车辆模型越来越复杂，越来越广泛，需要探讨的问题也越来越深入，比如道岔区的轮轨作用问题、轮轨沉陷效应问题等。然而事分两面，数值仿真不仅受制于模型及算法的正确性，而且受制于模型规模刚性程度与数值计算精度或收敛性的矛盾，以及针对性与通用性的矛盾和频域分析与时城分析的特点等等。因此需要针对不同研究对象合理的选取模型。

车辆动力学仿真分析是研究车辆动力学特征的重要手段之一，就国际上著名的软件：Medyna，Simpack，ADAMS ，Vampire，Voco ，Nucars等这些来看，多年来国内外铁路科技人员在这个方面做的大量的理论和试验验证工作可见一斑。这些软件都有良好的用户界面及数值前后处理功能，并采用多刚体动力学的方法建模。此外，为了可分析车辆在实际弹性轨道上运行的安全性和舒适性，在国内，西南交通大学基于车辆一耦合动力学理论编写了大型动力学仿真软件TTSIMLW，上海铁道大学编写了VTSD软件。同时，一些研究人员也采用Matlab/Simulink软件对车辆进行建模。周劲松基于Matlab/Simulink图框化的系统描述平台，建立了五车连挂及三车铰接的非线性车组动力学模型，沈钢就基于Matlab软件工具，开发了车辆动力学继承仿真系统和通用工具箱。

3 城市轨道交通车辆垂向动力学模型 3.1车辆模型

本文仅研究客车车辆。根据车辆的实际情况，建立如图2.1所示的车辆垂向动力学物理模型。

图2.1 车辆垂向动力学模型

对于车辆模型，车辆被模拟成一个以速度v 运行于轨道结构上的多刚体系统，完整地反映了车体质量(Mc)及其点头惯量（Jc ），前后转向架构架质量(Mt)及其点头惯量（Jt ），各轮对质量(Mw)，以及一系悬挂刚度(Kpz)和阻尼(Cpz)、二系悬挂刚度(Ksz)和阻尼(Csz)。在客车模型中，考虑车体的沉浮(Zc)和点头(βc)运动，前后构架的沉浮(Zt1，Zt2)和点头(βt1，βt2)运动，以及四个轮对的垂向振动(Zw ，i=1～4)，共十个自由度。

十个自由度上的振动方程如下： (1) 车体垂向运动

()()121222c c sz t t c sz t t c c M Z C Z Z Z K Z Z Z M g -+--+-= (2-1)

(2) 车体点头运动

()

()2121220c c sz c t t c c sz c t t c c J C l Z Z l K l Z Z l βββ------= (2-2)

(3) 前转向架构架垂向运动

()

()()()11121112122t t sz c t c c pz w w t sz c t c c pz w w t t M Z C Z Z l C Z Z Z K Z Z l K Z Z Z M g

ββ----+-----+-= (2-3)

(4) 前转向架构架点头运动

()

()1211211220t t pz t w w t t pz t w w t t J C l Z Z l K l Z Z l βββ------= (2-4)

(5) 后转向架构架垂向运动

()

()()()22342234222t t sz c t c c pz w w t sz c t c c pz w w t t M Z C Z Z l C Z Z Z K Z Z l K Z Z Z M g

ββ----+-----+-= (2-5)

(6) 后转向架构架点头运动

()()2432432220t t pz t w w t t pz t w w t t J C l Z Z l K l Z Z l βββ------= (2-6) (7) 第一轮对垂向运动

()()11111111122w w pz t w t t pz t w t t tz w w tz M Z C Z Z l K Z Z l K Z M g K I ββ------+=+

(2-7)

(8) 第二轮对垂向运动

()

()21211212222w w pz t w t t pz t w t t tz w w tz M Z C Z Z l K Z Z l K Z M g K I ββ------+=+(2-8)

(9) 第三轮对垂向运动

()

()32322323322w w pz t w t t pz t w t t tz w w tz M Z C Z Z l K Z Z l K Z M g K I ββ------+=+(2-9)

(10)第四轮对垂向运动

()

()42422424422w w pz t w t t pz t w t t tz w w tz M Z C Z Z l K Z Z l K Z M g K I ββ------+=+

(2-10)

为了便于在Matlab 中进行数值运算，可以将上述的方程写成矩阵形式，该系统的动力学方程最终可写为：

[]{}[]{}[]{}{}M Z C Z K Z Q ++= (2-22)

其中， [M] —系统广义质量矩阵； [C] —系统阻尼矩阵；

[K] —系统刚度矩阵；

{Q} —系统广义力向量；

{Z} —系统广义位移向量；

车辆振动模型数学模型的矩阵表达如下： (1) 质量矩阵[M]

[]{}

c

c t t t t

w w w w M diag M J M J M J M M M M =

(2) 阻尼矩阵[C]

[]22

2

20

00000002000000200000000200000020000

0000200000000000000000000----+-----+--=----sz sz sz sz c sz c sz c

sz sz c pz sz

pz pz pz t pz t pz t

sz

sz c

pz sz

pz pz

pz t pz t pz t pz pz t pz pz pz t

pz C C C C l C l C l C C l C C C C C l C l C l C C l C C C C C C l C l C l C C l C C C l C 0000

????????????????????

??????

-????-??

pz pz t pz pz

pz t

pz C C l C C C l C

(3) 刚度矩阵[K]

[]22

2

20

00000002000000200000000200000020000

000020000000000000000000

0----+-----+--=----sz sz sz sz c sz c sz c

sz sz c pz sz

pz pz pz t pz t pz t

sz

sz c

pz sz

pz pz pz t pz t pz t pz pz t pz pz pz t

pz K K K K l K l K l K K l K K K K K l K l K l K K l K K K K K K l K l K l K K l K K K l K 0000

????????

??????

??????

??????

-????-??

pz

pz t pz pz

pz t

pz K K l K K K l K

(4) 广义力向量{Q}和广义位移向量{Z}

{}()()()()12340002222????????????????=??????+??+????+??+???

?c t t w w w w M g M g M g Q M g p t M g p t M g p t M g p t {}11221234c c t t t t w w w w Z Z Z Z Z Z Z Z βββ??????????

??

????

=??

??

????????

??

???? 式中，l C 为车辆定距之半（m ）；l t 为转向架固定轴之半（m ）；p i （t ）为单侧车轮的轮轨垂向作用力（i=1~4）。

注：在程序编写过程中，由于不涉及耦合问题仅涉及车辆模型，故不考虑质量问题。

3.2 程序研究流程

在Matlab 中，编写的程序流程如下所示：

Y

画出时间历程响应图

3.3计算参数的选取

根据实际情况，选择车辆参数如下：

表2-1 标准情况下车辆参数

车体质量Mc=41800 一系悬挂阻尼（垂向）Cpz=4.9e4 构架质量Mt=7480 二系悬挂阻尼（垂向）Csz=1.95e5 轮对质量(拖车) Mw=1800

车辆定距之半lc=8.4 车体点头惯量（绕y 轴）Icy=2.446e6 车辆轴距之半lt=1.25 构架点头惯量（绕y 轴）Ity=3605 车辆运行速度Vc=60/3.6 一系悬挂刚度（垂向）Kpz=2.14e6 重力加速度g=9.8 二系悬挂刚度（垂向）Ksz=2.535e6 自由车辆度Vf=10 轮轨接触刚度Ktz=1e9

4 转向架减振器参数对减振效果的影响

由第二章可得：标准情况下转向架振动频率的峰值有1.526Hz 、5.798Hz 和167.5Hz 。方案一和方案二分别表示在1.526Hz 和5.798Hz 基础下通过固有频率公式预设中心刚度，再改变转向架减振器参数对于减振效果的影响。 4.1 方案一

阻尼 [Ns/m]

刚度 [N/m]

加速度 [m /s 2]

(a)

(b)

图4.2 转向架均方根加速度随减振器参数变化的曲面图

在这里将转向架垂向加速度作为优化目标, 即使得转向架垂向加速度最小。图4.2(a)和图4.2(b)分别为在减振器质量一定的条件下，减振器刚度和阻尼的改变对于转向架加速度均方根及减振率的影响。

如图4.2所示，以转向架加速度为减振指标。未安装减振器时，车体加速度均方根为0.3471m/s 2；安装减振器之后，加速度均方根减少到0.3415 m/s 2，减振幅度达到1.61%。

因此减振器最优参数：质量200kg （保持），刚度20000N/m ，阻尼10Ns/m 。

阻尼 [Ns/m]

刚度 [N/m]

减振率 [%]

4.2 方案二

(a)

(b)

图4.3 转向架均方根加速度随减振器参数变化的曲面图

以转向架加速度为减振指标，未安装减振器时，车体加速度均方根为0.3471m/s 2；安装减振器之后，加速度均方根减少到0.3375 m/s 2，减振幅度达

阻尼 [Ns/m]

刚度 [N/m]

加速度 [m /s 2

]

阻尼 [Ns/m]

刚度 [N/m]

减振率 [%]

到2.77%。

4.3结果分析

减振器最优参数：质量200kg（保持），刚度270000N/m，阻尼10Ns/m。综合比较方案一和方案二，方案二的减振效果更好。

5.总结

这次的课程设计可谓是一路艰辛，使我对我所学的专业课有个更深一层次的认识。以前在学习理论课的时候知道轨道车辆有哪些部件，比如什么逆变器、受电弓、空气弹簧、转向架啊什么的，也知道他们的作用是什么。这其中转向架这个部件老师课上重点提到过，还跟我们讲了拖车转向架与动车转向架的不同，即是有无电机。当时对转向架，挺感兴趣的，这可是轨道车辆的一大法宝啊，通过他列车能保证在钢轨上正常运行，而且还能增加列车的载重，还有一点是他可以便于弹簧减震装置的安装，是之具有良好的减震特性。这些要记住是不难的，但随着学业的加深，这次的课程设计居然要自己进行转向架垂向减振设计，但我们还是一步一步坚持下来了。首先我们根据轨道车辆的振动特点及车辆结构形式，分析城市轨道交通车辆系统产生振动的主要原因和机理，并确定进行减振设计的主要构思并做出调查分析，给出具体的解决方案，这是设计时的思路。然后我们对现有的轨道交通车辆的转向架进行减振设计，根据减振设计意图，确定设计转向架减振装置的基本参数、主要外形尺寸与材料；接着应满足一定的振动理论要求，并进行一定的分析计算；然后绘制转向架减振装置的三维零件图和装配图，并进行校核；最后针对所设计的减振装置进行一定的振动力学分析，并给出减振装置加装前后转向架的减振效果。看似结构清晰的设计内容花费了我们大量时间，从图书馆找资料，到网上找相关的资料，慢慢的我们思路就清晰了。在组员完成了他们的任务后，我开始进行最有参数的选择计算。在参考了相关资料后，我从减振器的阻尼和刚度特性进行分析，同时保证转向架的固有频率不变，最终科学合理的找到最优的参数选定。想想这一路走来是满满的欣慰，这其中充满了其他组员的鼓舞激励，也有指导老师的耐心指导与引领，但我想更多的是自己那拼搏进取，不畏艰难的勇气，感谢指导过我的老师们！

6.参考文献

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[4] 周劲松. 高速列车运行平稳性及其控制研究[D]. 上海交通大学, 2004.

[5] 翟婉明. 车辆-轨道耦合动力学（第三版）[M].北京:科学出版社, 2007.

[6] 雷晓燕. 轨道结构动力分析的傅里叶变换法[J]. 铁道学报, 2007, 29(3): 67-71.

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