CN105109510B - 一种抗蛇行宽频带吸能机制实现方法及转向架参数优化配置方法 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种抗蛇行宽频带吸能机制实现方法及转向架参数优化配置方法。本发明主要应用动态设计方法，以自适应控制方式来实现对转向架不稳定蛇行振荡现象的超前滞后校正；借用ICE3原型的抗蛇行冗余设计形式，以新型抗蛇行减振器的组合应用来实现抗蛇行宽频带吸能机制，简单适用；并借用抗蛇行软约束或防阻塞技术，适度降低液压刚度，避免了流变非线性影响。本发明弥补了ICE3转向架原型设计缺陷，逐步转变高铁客专发展模式，进而扩大投资收益率；且改善了对轨道线路的适应性与友好性，可节省铁路建设投资成本；同时也增强了对自然因素摄动或扰动的鲁棒性，特别是山区线路运用，结构性技术服务成本可明显降低。

Description

一种抗蛇行宽频带吸能机制实现方法及转向架参数优化配置 方法

技术领域

本发明涉及高速转向架抗蛇行减振器选型及其参数配置方法，即采用必要的技术措施来实现抗蛇行宽频带吸能机制，部分恢复转向架自导向能力，满足长交路跨线运用要求。具体地，低频结构阻尼与高频阻抗作用，两者必须形成2种减振技术的互补性，进而以自适应控制方式来实现对转向架不稳定蛇行振荡现象的超前滞后校正，克服现有高速转向架对轮配技术条件制约性。

背景技术

从高速列车系统集成的角度出发，高速转向架必须采用动态设计方法，以抗蛇行宽频带吸能机制来施行对ICE3转向架原型实质性技改，以转变高铁客专发展模式，增强高铁建设与运用的可持续性发展能力。

具体理由如下：就现代轨道车辆来讲，动态设计方法包括以下3大技术要素：①由于轨道车辆闭环系统，因而车轮蠕滑具有准静态与动态2种成份，其中，车轮自旋蠕滑及其对横向蠕滑力效应，是高速轮轨技术的主要制约性因素之一；②鉴于高速轮轨技术的上述局限性，形成了如下2个基本不稳定问题：即车轮自稳定性问题与转向架不稳定蛇行振荡现象；③在线路服役环境下高速列车系统集成应当具有稳定鲁棒性能，具体地，车体与走行部之间必须实现横向解耦。

闭环系统分析观点是动态设计方法的主要技术特征之一，即快速与高速轨道车辆的系统响应对相应的车轮蠕滑所形成的反馈影响。威金斯首先提出了车轮自旋蠕滑概念，并构建了轮轨横向动态制衡关系，即车轮自旋蠕滑所产生的横向蠕滑力与重力刚度所形成的恢复力之间具有动平衡关系。同时也指出：与纵向或横向蠕滑不同，车轮自旋蠕滑对横向蠕滑力效应，其不再具有饱和曲线特征。具体地，在纵向与横向蠕滑为零的前提条件下，当车轮自旋蠕滑≤0.6时，其对横向蠕滑力效应呈现线性递增趋势，但是当大于0.6时，则将快速衰减。

根据对车轮自旋蠕滑动态成份(其准静态成份可忽略)的不同处理观点，形成了以下2种轮对定位约束方式：即轮对弹性与刚性定位约束。为轮对摇头角速度，而则为车速。

以ICE3转向架作为技术原型，动态仿真表明：极限速度与轮对纵向定位刚度，两者之间具有关联性。当轮对纵向定位刚度120MN/m时，如超高速转向架优配，极限速度接近600km/h；当轮对纵向定位刚度降低至35MN/m时，如长编与高速转向架优配，极限速度则也降低至480km/h。两者极限速度具有以下共性技术特征：即车轮自旋蠕滑最大值达到或超过0.6。在轮对纵向力偶作用下，前者形成了车轮纵向黏滑振动现象；而后者则形成了车轮瞬间打滑现象，或持续打滑。

同理，快速转向架，轮对弹性定位约束，其极限速度必将进一步降低。否则，若强制提速，则将对轮对服役安全性造成负面影响，如擦轮或擦伤，并造成踏面表层或浅表层缺陷。因此，降阻增容等简单技术观点难以实现快速转向架的技术升级。换言之，高速转向架并非快速转向架的简单技术升级，因为两者具有截然不同的主要研究问题。

由此可见，随着车速要求的不断提高，车轮自旋蠕滑及其对横向蠕滑力效应也在不断增强，因而逐渐暴露了高速轮轨技术局限性。对于常规轨道客车车辆，车体与走行部之间横向解耦，且有车体与转向架2个不稳定问题。而对于快速与高速转向架设计来讲，则需考虑如何正确处理以下2个基本不稳定问题，即轮对自稳定问题与转向架不稳定蛇行振荡现象。

上述2个基本不稳定问题的提出，其主要依据在于能否保障车体与走行部之间的低频牵连运动关系，约(1.0–2.0)Hz。根据EN13802规定，抗蛇行减振器有2类台架试验，即串联试验获得准静态阻尼特性，如线性阻尼以及卸荷速度(力)等；而动态试验则在微小幅值位移激扰下得到抗蛇行动态特性，如动态阻尼系数、动态刚度以及相位滞后等。布鲁尼认为：①准静态阻尼特性不能正确地反映抗蛇行减振器的实际装车特性；②而抗蛇行减振器装车特性则更多地表现为其动态特性；③在微小幅值位移激扰(A≤1mm)的前提条件下，抗蛇行动态特性具有Maxwell模型的可回归性。具体地，ETR系列摆式转向架，实际不稳定蛇行振荡频率可达(4.0–8.0)Hz，相应的动态阻尼系数远低于其标定值，每架约540kN·s/m×2，而抗蛇行高频阻抗作用则接近于其液压刚度，每架约16.3MN/m×2。

如上所述，在车轮自旋蠕滑及其对横向蠕滑力效应的负面影响下，快速转向架，轮对弹性定位约束，其设计需特别考虑对轮对自稳定问题的经济解决，即①在钢轨打磨与轮对镟修等辅助技术支持下，实际轮轨接触偏向于局部密贴型接触的极端情况，车轮型面具有轮缘与踏面磨耗均衡性特征；②在车体与走行部之间低频牵连运动关系下，抗蛇行减振器需充分利用其准静态阻尼特征，即所谓大阻尼抑制蛇行机制。一旦磨耗轮轨形成局部密贴型接触，即局部接触曲率半径相同或接近，将产生小幅蛇行振荡现象。由于不稳定蛇行振荡频率较低，帕勒希所提出的小幅蛇行安全论成立。由此可见，快速转向架技术性质决定了快铁必须经济运用。

而高铁运用则特别强调其安全冗余。如欧洲铁路通用技术条件TSI规定：当抗蛇行减振器的50％功能失效，或空簧爆裂(突然失气)，列车必须以原速行驶至下一站维修处理，以避免对后续列车正点率造成任何影响。

在蛇行振荡参振质量降低的前提条件下，高速转向架，如ICE3系列，以转向架不稳定蛇行振荡现象作为其设计的主要研究问题，其具有以下3个创新技术特点：①电机弹性架悬，且可实现相对转向架构架的横摆运动；②抗蛇行冗余设计形式，即每架4个抗蛇行减振器；③轮对(强)刚性定位约束，其纵向与横向定位刚度120/12.5MN/m。具体地，在蛇行振荡参振质量降低的技术前提下，以转向架不稳定蛇行振荡现象作为主要研究问题，且在抗蛇行频带吸能机制的配合下，理论上确保了转向架高速性能。

但是实际上可以证明：轮对(强)刚性定位约束和抗蛇行高频阻抗作用，既是蛇行振荡参振质量降低的2项必要技术条件，同时也是横向振动耦合机制形成的2个重要技术因素。由此可见，ICE3转向架原型也存在其设计缺陷，即凭借抗蛇行频带吸能机制，仅实现了对转向架不稳定蛇行振荡现象的超前校正，部分丧失了转向架自导向能力，且形成了对轮配技术条件制约性，即所谓高铁客专发展模式。

由于ICE3转向架原型的上述设计缺陷，实际轮轨磨耗将对转向架横向稳定性能形成所谓的一次性敏感影响。高速转向架，如ICE3系列，车轮型面选用宽轮缘S1002G踏面，轮缘增厚3.5mm。实际轮轨接触偏向于圆锥型接触的极端情况，以避免轮轨接触的非线性影响，因而小幅蛇行安全论不再成立。如在动车组原配下，商业速度超过了其适应速度范围，车轮型面形成了局部下凹型磨耗特征，进而造成转向架构架振动报警。

与局部密贴型接触不同，圆锥型接触具有以下技术特征：即钢轨走行光带宽展且偏向于轨距角一侧(即测量轨距的钢轨内侧)。经轮轨磨合后，实际钢轨走行光带则更加偏向于轨距角且有所收窄。因此，ICE3转向架原型存在对轮配技术条件制约性，其包含了以下3点技术内涵：

①高铁运用不得不采用客运专线发展模式。具体地，由于心盘旁承接口关系，铁路货车难以实现车体与走行部横向解耦。因而为了改善货车转向架自导向能力，实际轮轨接触也具有圆锥型接触特征，如名义等效锥度取0.10，其在轨距角一侧所形成的累计钢轨磨耗，将对高速转向架横向稳定性能构成了实质性影响。

②必须定期进行钢轨打磨以预防滚动接触疲劳失效。如德国ICE快铁，钢轨预打磨，其目标廓型，在轨距角一侧，最大打磨量仅为(0.3–0.5)mm，以适当缩窄钢轨走行光带，避免轨距角一侧形成如同细丝般裂纹。因而在动车组转向架原配下，其名义等效锥度降低至0.10，商业速度不得不降低至(200-250)km/h。目前德国DB公司仅在科恩至法兰克福路段保留客运专线模式，短时最高速度可达300km/h。

③随着车速要求不断提高，ICE3转向架原型对轮配技术条件制约性也越来越突出。如西班牙高铁AVE，其采用以下3种车型，即Talgo、Veralo以及TGV。在长编转向架原配下，德国制造的Veralo SP车型，仅在马德里至巴萨罗那的有砟铁路线路上，平原地貌，总里程约621km，实现了300km/h以上的高铁运用。

而中国CRH，目前高铁商业运营里程，约8 000km，且具有如下线路服役的特殊性，如桥隧比例较高，气候特征变化明显等。因而侧风不稳定问题十分突出，其主要表现为以下2个方面：

①横向振动耦合机制是现有高铁车辆振动行为的基本规律。以抗蛇行高频阻抗作用作为相关激励，车体与走行部之间形成了横向耦合关系。因而不得不采用车下质量橡胶吊挂方式以降低车体横向参振质量。在上述横向振动耦合机制下现有高铁车辆具有振动行为的奇异性，如牵引变流器横向耦合共振或电机横摆瞬间颤振等。

②结构性技术服务成本剧增。特别是在侧风对车体扰动下，如山区线路，明线与暗线交错，外流场突变导致高速车现象。线路试验分析表明：电机横摆奇异性与高速晃车现象，两者具有关联性。根据轨道车辆闭环系统的研究观点，高速晃车必将对车轮蠕滑产生反馈影响，进而部分路段形成了累计钢轨磨耗，且对转向架横向稳定性能产生了所谓的二次性敏感影响。若抗蛇行减振器统购T70，其液压刚度过强，上述二次性敏感影响范围将进一步扩大。因而轮对镟修或钢轨预打磨，其技术服务成本剧增。

由此可见，由于德国ICE3转向架原型存在设计缺陷，客运专线并非保障高铁运用稳定安全的充要条件。结合中国高铁运用的特殊性，对ICE3转向架原型实质性技改具有必要性与迫切性。

发明内容

鉴于上述理论与技术问题的提出，本发明的目的是要提供一种抗蛇行宽频带吸能机制实现方法及转向架参数优化配置方法，其通过新型抗蛇行减振器T60与T70的组合应用，引入了低频结构阻尼与高频阻抗作用，并通过抗蛇行参数优配(即串联刚度与线性阻尼)，形成2种减振技术的互补性，使其具有超前滞后校正的相似性；利用这一相似性，应用高速转向架动态设计方法来制订长编转向架优配方案，使得其对应的名义等效锥度降低至0.10，且满足了长交路跨线运用技术需求。

为了实现上述目的，本发明的技术方案包括以下2个部分：即抗蛇行宽频带吸能机制构建及其技术实现方法；转向架部分参数优化配置方法。

(1)抗蛇行宽频带吸能机制及其技术实现方法

本发明采用以下技术实现方案来构建抗蛇行宽频带吸能机制：①借用ICE3转向架原型的抗蛇行冗余设计形式，实现新型抗蛇行减振器T60与T70的组合应用；②借用防阻塞技术或抗蛇行软约束，实现T60与T70所对应的参数配置要求。

具体地，一种抗蛇行宽频带吸能机制实现方法，其特征在于：

基于ICE3转向架原型的抗蛇行冗余设计形式，使用两组抗蛇行减振器T60与T70的组合应用形式来替代所述抗蛇行冗余设计形式中转向架构架两侧的抗蛇行减振器；并通过对所述抗蛇行减振器T60与T70的参数配置来实现低频结构阻尼与高频阻抗作用两种减振技术的互补，用以拓展ICE3转向架不稳定蛇行振荡的工作频带宽度，使其具有超前滞后校正的相似性。

进一步，所述抗蛇行减振器T60与T70的参数配置包括：

①、使得抗蛇行减振器T60具备低频串联刚度k以及低频线性阻尼C，其中所述低频线性阻尼C＝2Y，Y为长编转向架原配的抗蛇行线性阻尼，所述低频串联刚度k尽量趋近于X，X为动车组转向架原配的抗蛇行串联刚度；

②、使得抗蛇行减振器T70具备高频串联刚度K以及高频线性阻尼c，其中所述高频线性阻尼c＝Z，Z为动车组转向架原配的抗蛇行线性阻尼，低频与高频串联刚度之比，即k:K＝1:4；

③、并使得每架的抗蛇行串联刚度2(K+k)＝3.75X×2，而每架的抗蛇行线性阻尼2(c+C)＝2(2Y+Z)。

(2)转向架部分参数优化配置方法

在抗蛇行宽频带吸能机制的配合下，动态仿真表明：高速转向架具有以下3点技术特征：①名义等效锥度降低至0.10，无低锥度晃车现象；②转向架具有明显的低速与高速性能，且低速性能与参振质量无关；③极限速度与轮对纵向定位刚度，两者之间具有关联性。

根据上述3点技术特征，有必要进行转向架部分参数优化，其主要包括以下2项参数优化：

①电机横摆刚度提高至k_m+20kN/m，k_m为ICE3转向架电机横摆刚度原配值，以解除电机横摆奇异性与高速晃车现象的关联性，更高地保障转向架高速性能，并增强高速列车系统集成的稳定鲁棒性能；

②轮对纵向定位刚度，由原始值120MN/m降低至35MN/m，因而极限速度，由600km/h合理降低至480km/h，进一步恢复转向架自导向能力，以改善对轨道线路的适应性与友好性。

具体地，为了满足长交路跨线运营技术需求，一种基于抗蛇行宽频带吸能机制的长编转向架参数优化配置方法包括如下步骤：

第一步、根据所述抗蛇行宽频带吸能机制对转向架进行整车模态设计：根据抗蛇行减振器的2类试验特性，即准静态阻尼特性与台架动态试验特性，进行抗蛇行减振器T60与T70组合应用的参数配置，通过参数配置形成2种减振技术的互补性，实现对转向架不稳定蛇行振荡现象的超前滞后校正，以拓展实际不稳定蛇行振荡的工作频带，保证参数配置后的转向架名义等效锥度降低至0.10；

从整车模态设计角度来看，动车稳定性态应当具有以下2个技术特征：①车体摇头运动模态，其模态阻尼具有最小值，且大于5％，以部分恢复转向架自导向能力，实现车体与走行部横向解耦；②在新车状态或轮轨磨合期间，前位与后位转向架蛇行模态与相应的电机横摆模态之间，必须保持合理的牵连运动关系。其中所谓合理的牵连运动关系，是指充分权衡车轮自旋蠕滑所产生的横向蠕滑力与重力刚度所形成的恢复力2个技术因素影响，以构建稳定的轮轨横向动态制衡关系。具体地，在新车状态以及轮轨磨合期间，等效锥度较低，动车转向架蛇行模态与相应的电机横摆模态之间，则必须保持稳健的牵连运动关系，降低蛇行振荡参振质量，进而减小或削弱车轮自旋蠕滑及其对横向蠕滑力效应；而当进入稳定磨耗阶段后，等效锥度较高，重力刚度所形成的恢复力，逐渐成为维系轮轨横向动态制衡关系的积极因素之一，因而没有必要再保持上述牵连运动关系。

同时，合理的牵连运动关系也是保障稳定鲁棒性能的重要技术前提条件之一。如上所述，高速晃车现象与电机横摆奇异性之间具有密切的关联性。具体地，在侧风对车体扰动下，若电机横摆瞬间颤振，则将导致高速晃车现象，进而增强其流固耦合效应，其不仅降低了电机吊架及其减振器的结构疲劳安全与技术可靠性，同时也危及到动力轮对服役安全性，如齿轮箱壳体振动开裂等；若齿轮箱壳体补强，则将进一步对车轮蠕滑产生反馈影响，因而部分路段形成了累计钢轨磨耗，即所谓二次性敏感影响。因此，有必要解除电机横摆奇异性与高速晃车现象的关联性，以增强高速列车系统集成的稳定鲁棒性能。

第二步、验证与确认整车模态设计后的抗蛇行减振器配置方案对应的名义等效锥度降低至0.10：应用整车稳定性态分析方法，以车体摇头大阻尼特征发生转变作为判定原则，论证抗蛇行减振器配置方案对应的名义等效锥度降低至0.10的可行性；然后再应用动态仿真技术，以加速度相关性和车轮型面磨耗特征作为平稳性能衡量指标，验证并确认抗蛇行减振器配置方案的名义等效锥度降低至0.10；最后通过稳定安全综合性评估，初步给出安全速度空间图及其对应的镟修制度要求。

第三步、制订对应的转向架配置方案，其包括3项参数优配：

①确认电机横摆刚度增大的可取值范围并进行优选：利用上述规律，按照以下原则来确认电机横摆刚度增大的可取值范围，即在抗蛇行宽频带性能机制配合下，高速转向架具有明显的高速与低速性能，且低速性能与参振质量无关；并以加速度相关性与车轴横向力2个技术指标来进行电机横摆刚度优选；

所述确认电机横摆刚度增大的可取值范围是指应用整车稳定性态分析方法，以ICE3转向架原型设计的电机横摆刚度原始配置k_s开始，逐渐增大电机横摆刚度，直到动车后位转向架蛇行模态最小阻尼最大限度趋近于5％。

②确认转向架抗蛇行参数优配值：为了引入结构阻尼约束，部分恢复转向架自导向能力，T60的液压刚度必须得到控制，即需保证每架的抗蛇行串联刚度2(K+k)＝3.75X×2，且低频与高频串联刚度比例k:K＝1:4，而每架的抗蛇行线性阻尼2(c+C)＝2(2Y+Z)。

③对轮对纵向定位刚度进行优化：根据轮轨磨耗统计规律，在转向架新车状态以及轮轨磨合期间，等效锥度(0.10–0.20)，动车转向架蛇行模态与相应的电机横摆模态之间，必须保持稳健的牵连运动关系的原则。依据上述原则，对轮对纵向定位刚度进行优化。

具体地，在转向架轮轨磨合期间，其对应的等效锥度趋近于0.20，牵连运动关系将完全脱开，以牵连运动关系将完全脱开的稳定性态特征作为临界状态，优选轮对纵向定位刚度的最优值。

第四步、对第三步对应的转向架配置方案进行确认：应用动态仿真技术，再次进行稳定安全性综合评估，并给出所述转向架配置方案安全速度空间及其镟修制度要求；若所述转向架配置方案不能满足120万公里3A修程(1-2)次部落轮镟，则增大高频串联刚度K，返回第一步重新进行抗蛇行参数配置以及整车模态设计。

第五步、对第四步对应的转向架配置方案进行动态性能评估：即分别对第四步对应的转向架配置方案进行平稳性能评估、线路试验与动态仿真对比以及超常工况摄动分析，以保证其达到通用技术规范或相关标准要求。

同时需要说明的是，由于车体摇头大阻尼特征发生了转变，实现了车体与走行部横向解耦，因而车下质量橡胶吊挂及其横向减振技术没有必要再采用了。

为了更好地实现第三步所述的转向架抗蛇行参数优配，在第四步、对第三步对应的转向架配置方案进行确认后，尚需采取下述技术措施，其包括：

(1)、对T60进行参数配置并进行台架试验确认：借用防阻塞技术，降低抗蛇行减振器T60的液压刚度，即降低抗蛇行减振器T60的油介质的填充率，且在其辅助腔内添加膨胀袋，防止形成气泡；同时根据台架动态试验，获得所述油介质填充率对其液压刚度的影响规律(由上述台架动态试验数据获得)后，制订一定的减振器专业技术措施，使抗蛇行减振器T60满足低频吸能频带的参数配置要求，即k，C。

所述减振器专业技术措施是指抗蛇行减振器T60采用循环控制，其可调节阻尼阀组件增加至2-3套，用以增大低频线性阻尼至C＝2Y，同时通过台架动态试验，确认抗蛇行减振器T60液压刚度降低至k。

需要说明的是，上述T60进行参数配置需得到准静态阻尼特性与台架动态试验的双重确认，并满足相关产品的通用技术要求，如EN13802。

所述抗蛇行减振器T60的液压刚度k，线性阻尼C的实现可通过采用抗蛇行硬约束方式，即所述T60的端部橡胶节点径向刚度选取70MN/m；根据抗蛇行串联刚度判定原则可知，抗蛇行减振器T60的低频串联刚度参数配置，其等于所述T60的当前液压刚度k。

(2)、对T70进行参数配置并进行台架试验确认：对于抗蛇行减振器T70，根据台架动态试验，制订一定的减振器专业技术措施，以使得抗蛇行减振器T70满足高频吸能频带的参数配置要求，即K，c＝Z。

所述减振器专业技术措施，是指抗蛇行减振器T70采用双流控制，并使其液压刚度达到所对应的抗蛇行高频串联刚度配置参数K，其具体实现抗蛇行减振器T70的液压刚度达到所对应的抗蛇行高频串联刚度配置参数K的减振器专业技术措施可以采用以下措施中的任意1种：

①两端橡胶节点径向刚度选取2K：理由为根据抗蛇行串联刚度判定原则，在抗蛇行软约束下，T70的实际抗蛇行串联刚度等于K；实际端节点橡胶径向刚度的允许上偏差，即2K^+0.5MN/m，其可选用高弹橡胶材料作为橡胶节点，如乙烯丙烯酸甲酯橡胶AEM，并进行台架疲劳试验，以考核并验证这种新型橡胶节点的抗老化性能。

所述抗蛇行串联刚度判定原则，是指在抗蛇行减振器液压刚度较高的前提条件下，如T70，且在微小幅值的位移激扰下，A≤1mm，若采用抗蛇行软约束，抗蛇行串联刚度等于端部橡胶节点径向刚度之半，且流变非线性影响较小；而若采用抗蛇行硬约束，抗蛇行串联刚度等于液压刚度，且流变非线性影响较强。

②在辅助腔内添加膨胀袋以降低其液压刚度至K：作为抗蛇行减振器定型产品的技术形式，其需要考虑以下技术条件：即在真空状态或负压状态下，抗蛇行减振器的膨胀袋内分子量及其摩尔数量，以确定油介质填充率和空气液体压力比等技术参数；可通过台架动态试验，验证并确认满足液压刚度降低至K的技术要求。对于上述抗蛇行减振器定型产品，可采用抗蛇行硬约束方式，即端部橡胶节点径向刚度70MN/m。根据抗蛇行串联刚度判定原则，所述T70技改形式可以实现高频串联刚度K。

(3)、进行T60/T70组合特性的台架试验验证及确认。为了确保T60/T70组合特性的技术可靠性，必须通过台架动态试验予以充分确认。

所述充分确认，是指从减振器专业技术角度出发，如EN13802，评估T60/T70组合特性以及以下3个主要因素影响：

①在微小位移幅值的高频激扰下，流变非线性对组合特性的影响；

所述微小位移幅值的高频激扰，是指根据Maxwell模型，蛇行振荡不稳定频率越高，抗蛇行高频阻抗作用越强，因而对新型抗蛇行减振器所形成的位移激扰幅值越小。

在上述技术条件下，流变非线性对T60/T70组合特性的影响，需执行抗蛇行减振器动态特性误差限制的相关规定。

②试验环境或服役环境对准静态阻尼特性与动态特性的摄动影响及其误差范围，需执行相关产品技术规范或标准。

③若采用抗蛇行软约束，其端节点橡胶应当具有抗老化能力及其服役寿命评估。根据抗蛇行动荷特征，端节点橡胶抗疲劳能力需得到台架试验的验证与确认。

本发明的有益效果：

本发明给出一种抗蛇行宽频带吸能机制及实现方法，并基于此设计制订了转向架优配方案及其技术实现方法，克服了ICE3转向架原型对轮配技术条件制约性，进而满足了长交路跨线运用的技术需求。所述抗蛇行宽频带吸能机制兼容了以下2大抗蛇行机制：即大阻尼抑制蛇行机制与抗蛇行频带吸能机制。因而长编转向架优配的预期效果具有以下3大应用前景：

①在保障稳定安全的技术前提下，本发明的转向架优配，其极限速度降低至480km/h，名义等效锥度降低至0.10，拓展了快铁与高铁运用的业务范畴，如长交路跨线运营。并可参照法铁TGV及其客货混用经验，积极开展快捷与高速铁路货运，以扩大铁路投资收益率。

②亦可降低高铁无砟线路的技术标准等级，如适度减小圆曲线半径，而桥墩沉降与路基冻胀所形成的轨道长波不平顺，可参照执行英国小缺陷路谱(ERRI B76)，因而可极大节省铁路建设投资成本；

③增强了对自然因素摄动或扰动的鲁棒性，特别是山区线路运用，由于车体与走行部横向解耦，侧风不稳定性问题得到根本解决，其结构性技术服务成本可明显降低，同时一旦突遇暴雪大风等恶劣天气，可降速避险，因而高寒地区高铁运用没有必要再施行冬夏2张运行图。

附图说明

图1是德国ICE3转向架原型的构造示意图。

图2a是新型抗蛇行减振器T60与T70的并联组合示意图。

图2b是T60低频抗蛇行参数配置示意图。

图2c是T70高频抗蛇行参数配置示意图。

图3a是端部节点刚性及硬约束对T60测试动态特性的影响。

图3b是端部节点刚性及硬软约束对T70测试动态特性的影响。

图4a是在动车组转向架原配下等效锥度对动车稳定性态影响。

图4b是在转向架优配下等效锥度对动车稳定性态影响。

图4c是在长编转向架现场调控下等效锥度对动车稳定性态影响。

图5a是在抗蛇行软约束下T70实测相位滞后对比。

图5b是在抗蛇行软约束下T70实测动态阻尼对比

图5c是在抗蛇行软约束下T70实测动态刚度对比

图6a是在抗蛇行硬约束约束下T70实测相位滞后对比。

图6b是在抗蛇行硬约束约束下T70实测动态阻尼对比。

图6c是在抗蛇行硬约束约束下T70实测动态刚度对比。

图7a是抗蛇行宽频带吸能机制的理想特性。

图7b是抗蛇行宽频带吸能机制的低频与高频吸能频带。

图8本发明技术方案工作流程图。

图9a是名义等效锥度降低对动车稳定性态的影响。

图9b是在名义等效锥度降低至0.10时加速度相关性对比。

图10是初步确定的安全速度空间及其对镟修制度要求。

图11是车轮型面选用及其等效锥度曲线对比。

图12a是在选用宽轮缘XP55时2位轮对车轮实际滚动圆半径对比。

图12b是在选用宽轮缘XP55时2位轮对车轮磨耗指数对比。

图12c是在选用宽轮缘XP55时4位轮对车轮实际滚动圆半径对比。

图12d是在选用宽轮缘XP55时4位轮对车轮磨耗指数对比。

图13a是在选用LM标准踏面时2位轮对车轮实际滚动圆半径对比。

图13b是在选用LM标准踏面时2位轮对车轮磨耗指数对比。

图13c是在选用LM标准踏面时4位轮对车轮实际滚动圆半径对比。

图13d是在选用LM标准踏面时4位轮对车轮磨耗指数对比。

图14a是电机横摆刚度增大对动车稳定性态影响。

图14b是轮对纵向定位刚度降低对动车稳定性态影响。

图15a是优选电机横摆刚度及其加速度相关性评价。

图15b是优选电机横摆刚度及其跟随轮对车轴横向力评价。

图16a在等效锥度0.20下确定轮对纵向定位刚度最小值；

图16b在等效锥度0.20/0.23下验证牵连运动关系脱开临界状态；

图17a是在等效锥度(0.10–0.23)动车稳定性态变化趋势。

图17b是在等效锥度(0.10–0.23)拖车稳定性态变化趋势。

图18a是在等效锥度(0.23–0.43)动车稳定性态变化趋势。

图18b是在等效锥度(0.23–0.43)拖车稳定性态变化趋势。

图19是在长编转向架优配下安全速度空间及其对镟修制度要求。

图20a是在新车状态下动车后位转向架车轮自旋蠕滑变化情况。

图20b是在新车状态下动车后位转向架车轮纵向蠕滑变化情况。

图21a是在实际等效锥度0.10下长编转向架优配加速度相关性对比。

图21a是在实际等效锥度0.10下长编转向架优配加速度相关性对比。

图21b是在实际等效锥度0.16下长编转向架优配加速度相关性对比。

图21c是在实际等效锥度0.20下长编转向架优配加速度相关性对比。

图21d是在实际等效锥度0.23下长编转向架优配加速度相关性对比。

图21e是在实际等效锥度0.35下长编转向架优配加速度相关性对比。

图21f是在实际等效锥度0.43下长编转向架优配加速度相关性对比。

图22a是低频与高频抗蛇行动荷对比。

图22b是实际等效锥度对高频抗蛇行动荷影响。.

图22c是实际等效锥度对轴箱横向动荷影响。

图23是动车高速曲线通过性能评估数据表。

图24a是基于英国小缺陷谱的低速平稳性能评估—加速度相关性。

图24b是基于美国五级谱的低速平稳性能评估—加速度相关性。

具体实施方式

为了使本发明的目的、技术方案及优点更加清楚明白，以下结合附图，对本发明进行进一步详细说明。

本发明以ICE3动车转向架作为技术原型，如图1所示，ICE3动车转向架的构造图，其中，1为电机及吊架；2为跟随轮对及定位刚度；3为钢轨；4为转向架构架；5为抗蛇行减振器，每架4个，即所谓抗蛇行冗余设计形式；6为摇枕；7为电机减振器，每架2个；8为弹性吊板，每架4个；9为导向轮对及定位刚度。

借用抗蛇行冗余设计形式，本发明提出了如图2所示的T60与T70组合应用形式。为了便于安装，T60与T70组合应用应当统一其安装形式，如上T60下T70，并予以相应的安装标记。

对于ICE3转向架原型来讲，新型抗蛇行减振器有以下3种选用方案：即选用T60或T70，以及本发明所述的T60与T70组合应用。

(1)动车组转向架原配选用T60，添加膨胀袋供货方式。

新型抗蛇行减振器T60，采用循环控制原理，其阻尼阀在油缸底部且可调节，并通过方向阀实现了在压缩与反弹下流经阻尼孔的同向性，因而其阻尼特性具有较好的对称性。

对于T60，无膨胀带供货方式，如图3a所示，在端部节点刚性和硬约束下，台架动态试验特性具有以下2个特点：

①与Maxwell模型的理想特性相比，主要存在低频与高频误差，其中，低频误差表明：其结构阻尼增强，如上所述，这是衰减低频牵连运动并保障车体与走行部横向解耦的1个积极因素；

②无论端节点刚性还是硬约束，其高频特性趋于一致。换言之，T60，其高频特性主要取决于相应的安全阀阈值，而与端节点的刚性或硬约束无关。具体地，如果抗蛇行动荷具有高频成份，如轮缘侧磨所形成的横向冲击作用，则T60容易形成泄漏，甚至漏油。

动车组转向架原配，其抗蛇行参数配置的技术实现借用了防阻塞技术。具体地，在抗蛇行硬约束下，选用T60，膨胀袋供货方式。早期抗蛇行减振器均是垂向减振器的改进型式。但是垂向与横向减振器都具有防阻塞技术Anti-blocks。防阻塞技术是指通过在辅助腔内添加膨胀袋或小气囊来降低油介质的填充率进而降低减振器液压刚度的技术措施。目前抗蛇行减振器的著名供货商，一般均不采用防阻塞技术。如ETR系列摆式转向架选用迪斯潘抗蛇行减振器，其线性阻尼标定值，约540kN·s/m，液压刚度，约16.3MN/m。当不稳定蛇行振荡频率达到(4.0–8.0)Hz，实际动态阻尼系数远低于其相应的标定值，而高频阻抗则趋近于液压刚度。

为了满足德国ICE快铁的钢轨预打磨技术要求，即名义等效锥度降低至0.10，动车组转向架原配不得不采用了防阻塞技术，即T60的液压刚度降低至X，结果平均商业速度降低至(200-250)km/h。图4a为在动车组转向架原配下等效锥度对动车稳定性态影响：当等效锥度降低至0.082时，车体侧滚模态阻尼的最小值小于5％，尚可保障动车后位转向架高速性能。否则，若等效锥度≤0.064，动车后位转向架高速性能则难以得到保障，因为后位转向架蛇行模态与相应的电机横摆模态，两者脱离了牵连运动关系。很显然，这与德国ICE3快铁运用情况十分吻合。

若选用T60，且无膨胀袋供货方式，抗蛇行串联刚度有所增大，转向架横向稳定性能也有所改善。但是由于T60的安全阀阈值较低，难免出现泄漏或漏油，反而降低了其技术可靠性。

(2)长编转向架原配选用T70，无膨胀袋供货方式。

抗蛇行减振器T70，采用压缩与反弹的双流控制，即活塞上有1个阻尼阀，和6个单向阀，且分为2组。但是设置在缸底的安全阀，其安全阈值很高，以获得较高的液压刚度。很显然，为了确保较高的液压刚度，T70牺牲了其准静态阻尼特性的对称性。如长编转向架原配，在新车状态和轮轨磨合期间，轮缘侧磨十分严重，其磨耗率达到1.30mm/十万公里。但是T70几乎没有任何的现场漏油记录。

若T70，无膨胀带供货方式，如图3b所示，在端部节点刚性、以及软/硬约束下，台架动态试验特性具有以下2点技术特点：即①抗蛇行端部节点约束刚度与其液压刚度，两者之间具有关联性；②且吸能频带的中心频率越高，其动态特性的流变非线性影响也越强。在抗蛇行硬约束下，实线为Maxwell模型的理想动态刚度。

在抗蛇行软约束下，如图5所示，在微小幅值的位移激扰下，如A＝1mm，T70的台架动态试验特性与相应的Maxwell模型理想特性，两者十分吻合。特别是抗蛇行动态刚度，如图5c所示，考虑到抗蛇行减振器安装倾角的影响，两者的吻合程度很高。

若以抗蛇行软约束方式，抗蛇行串联刚度得到进一步降低至2X，如图4b所示，转向架优配，设计车速350km/h，短时最高车速380km/h，但是名义等效锥度也不得不增大至0.16。否则，若增强端节点橡胶径向刚度，抗蛇行串联刚度3.125X，如图4c所示，长编转向架现场调控，则有进一步增大名义等效锥度的技术需求。

但是若抗蛇行减振器统一采购T70，即长编转向架原配(文中未示)，其液压刚度过高，约4.5X。如图6所示，在抗蛇行硬约束下，由于吸能频带的中心频率加快，流变非线性对其动态特性具有十分明显的影响，并造成诸如超前饱和或提前卸荷等现象。结果车体与走行部之间所形成的横向耦合强度必然增强。那么在侧风对车体扰动下，抗蛇行高频阻抗作用将产生以下2个方面的负面影响：①对动力轮对服役安全性影响，如齿轮箱壳体振动开裂；②若齿轮箱壳体补强，则将对部分路段形成了累计钢轨磨耗，进而扩大二次性敏感影响范围。

(3)T60与T70组合应用，其引入低频结构阻尼与高频阻抗作用。

借用ICE3转向架原型的抗蛇行冗余设计形式，以新型抗蛇行减振器T60与T70组合应用形式，可实现抗蛇行宽频带吸能机制。

T60，需要实现低频抗蛇行参数配置，k与C。根据Maxwell模型，每架低频抗蛇行动态刚度及其中心频率

K_dL＝2kτ_Lω/(τ_Lω-i)≈2kτ_Lω(τ_Lω+i)，f_L0＝1/τ_L＝k/C

而T70，需要实现高频抗蛇行参数配置，K与c，每架高频抗蛇行动态刚度及其中心频率

K_dH＝2Kτ_Hω/(τ_Hω-i)，f_H0＝1/τ_H＝K/c

很显然，抗蛇行宽频带吸能机制，引入了低频结构阻尼与高频阻抗作用，相应地，形成了2种减振技术的互补性：

如上所述，以T60与T70组合应用形式，如图7a与图7b所示，实现抗蛇行宽频带吸能机制，引入低频结构阻尼与高频阻抗作用。结构阻尼是指对系统振动能量的耗散能力，一般以损耗系数或损耗角加以描述，其中，损耗角与动态刚度所形成的相位滞后互余。因为局部高频振动的参振质量很小，因而结构阻尼约束则是减振降噪的有效技术措施之一，如降噪车轮的阻尼块或阻尼涂层。机械阻抗是指对强迫振动的阻抗能力，即激扰力与响应速度之间频响幅值之比。随着激扰频率加快，机械阻抗作用才逐步呈现，故称之为高频阻抗作用。

在蛇行振荡参振质量降低的技术前提下，本发明通过T60与T70的抗蛇行参数优配，形成了2种减振技术的互补性，其相当于添加1对零极点，且具有超前滞后校正的相似性。根据经典控制理论，超前滞后校正是指对控制对象闭环校正的有效方法之一，即增添1对零极点(z,p)，并调节闭环增益k₀，即k₀(s+z)/(s+p)，进而在工作频段内增大相位稳定裕度，以满足诸如时间与超调等技术指标要求。利用这一相似性，制订对ICE3转向架原型实质性技改的系统解决方案，以拓展实际不稳定蛇行振荡的工作频段，进而满足名义等效锥度降低至0.10的技术要求。

根据动态设计方法，本发明制订了如图8所示的技术方案流程图。根据上述技术方案，转向架(以长编转向架为例)配置方法主要有以下步骤：

第一步、根据台架动态试验的数据规律，制订长编转向架优配方案。

选择新型抗蛇行减振器T60/T70，如图2所示，基于抗蛇行宽频带吸能机制的抗蛇行参数配置示意图，T60要实现低频抗蛇行参数配置k和C，而T70则要实现高频抗蛇行参数配置K和c，其分别满足如图7b所示的低频与高频2个中心频率要求。

从整车模态设计角度来看，动车稳定性态应当具有以下2个技术特征：①车体摇头运动模态，其模态阻尼具有最小值，且大于5％，以部分恢复转向架自导向能力，实现车体与走行部横向解耦；②前位与后位转向架蛇行模态与相应的电机横摆模态之间，必须保持合理的牵连运动关系，即在等效锥度0.20附近，上述牵连运动关系开始逐渐脱开。

所谓合理的牵连运动关系，是指充分权衡车轮自旋蠕滑所产生的横向蠕滑力与重力刚度所形成的恢复力2个技术因素影响，以构建稳定的轮轨横向动态制衡关系。具体地，在新车状态以及轮轨磨合期间，等效锥度较低，动车转向架蛇行模态与相应的电机横摆模态之间，则必须保持稳健的牵连运动关系，降低蛇行振荡参振质量，进而减小或削弱车轮自旋蠕滑及其对横向蠕滑力效应；而当进入稳定磨耗阶段后，等效锥度较高，重力刚度所形成的恢复力，逐渐成为维系轮轨横向动态制衡关系的积极因素之一，因而没有必要再保持上述牵连运动关系。

同时，合理的牵连运动关系也是保障稳定鲁棒性能的重要技术前提条件之一。如上所述，高速晃车现象与电机横摆奇异性之间具有密切的关联性。具体地，在侧风对车体扰动下，若电机横摆瞬间颤振，则将导致高速晃车现象，进而增强其流固耦合效应，其不仅降低了电机吊架及其减振器的结构疲劳安全与技术可靠性，同时也危及到动力轮对服役安全性，如齿轮箱壳体振动开裂等；若齿轮箱壳体补强，则将进一步对车轮蠕滑产生反馈影响，因而部分路段形成了累计钢轨磨耗，即所谓二次性敏感影响。因此，有必要解除电机横摆奇异性与高速晃车现象的关联性，以增强高速列车系统集成的稳定鲁棒性能。

第二步、验证并确认名义等效锥度降低至0.10。应用整车稳定性态分析方法，如图9a所示，当名义等效锥度降低至0.08时，车体摇头大阻尼特征开始转变，并与动车后位转向架蛇行模态根轨迹相互调换，进而消除了车体侧滚模态与后位转向架蛇行模态之间的牵连运动关系，即无二次蛇行现象。当等效锥度大于0.08时，车体摇头模态阻尼具有最小值，且大于5％。

为了进一步确认名义等效锥度降低至0.10，下面列举以下3个方面的主要验证工作：

①无低锥度晃车现象。取名义等效锥度0.10，应用动态仿真技术，得到如图9b所示的加速度相关性对比。加速度相关性是指动车车体后部横向加速度与相应的电机横摆加速度之间的采样加速度相关性。根据UIC518规定，采样加速度是指以10Hz低通采样滤波处理加速度。车体横向加速度的最大值，一般不得超过0.5m/s²。根据IEC61373的相关技术规定，电机横摆加速度的均方差(RMS)_3σ不得超过4.7m/s²。直线运行，车速(160-300)km/h，加速度相关性始终平稳变化，其均在两者的安全阈值以内，因而无低锥度晃车现象。与2次蛇行现象不同，低锥度晃车是车体不稳定的1种特殊表现形式，即车体摇头运动模态的最小阻尼接近或低于5％，并未对走行部的稳定安全性构成实质性影响。

②安全速度空间及其对镟修制度要求。根据UIC518或EN14363规定，如图10所示，初步绘制安全速度空间图，并给出如下对镟修制度要求：经济速度280km/h，实际等效锥度控制在(0.10–0.43)；中等经济速度310km/h，实际等效锥度控制在(0.10–0.35)。在新车状态以及轮轨磨合期间，等效锥度(0.10–0.16)，试验速度可达390km/h。由此可见，对于长交路跨线运用，平均商业速度(200-250)km/h，最大等效锥度的推荐值0.40，完全有可以达到以下镟修制度要求，即3A修程120万公里(1-2)次不落轮镟，即镟轮修程约(40-60)万公里。

③无轮缘侧磨或轻微侧磨。车轮型面选择宽轮缘XP55(轮缘增厚3.5mm)和标准LM踏面，如图11所示，与钢轨CN60KG匹配，其名义等效锥度接近0.10。对于宽轮缘XP55来讲，轮缘根部采用样条线光滑过渡，直线运行，车速300km/h，如图12所示，实际滚动圆半径与磨耗指数对比表明：踏面均匀磨耗，且无轮缘侧磨。同样，标准LM踏面，如图13所示，也具有类似的车轮型面磨耗特征。但是由于LM为圆弧拼接踏面，在轮缘根部附近，存在轮轨接触的不连续不光滑问题。由此可见，车轮型面尚需创新设计以满足圆锥型接触的轮轨关系要求，且名义等效锥度0.10。

大半径曲线通过情况(文中未示)，其具有轻微的轮缘侧磨，特别是LM具有良好的导向性能，因而轮缘侧磨更加轻微。

第三步、部分转向架参数优化配置方法，其主要包括3项参数优配：

(1)电机横摆刚度增大的可取值范围及其优选

应用整车稳定性态分析方法，如图14a所示，以ICE3转向架原型设计的电机横摆刚度原始配置k_s开始，逐渐增大电机横摆刚度，直到动车后位转向架蛇行模态最小阻尼最大限度接近5％,即可确定电机横摆刚度增大的取值范围。

对于电机横摆刚度优选值，如图15所示，至少要有以下2个技术指标作为评判依据：加速度相关性和跟随轮对车轴横向力。直线运行，车速(120-350)km/h，如图15a所示，加速度相关性始终保持平稳变化，车体横向加速度与电机横摆加速度，两者的最大值接近或达到其安全阈值。随着电机横摆刚度增大，如图15b所示，当车速大于300km/h，跟随轮对车轴横向力则有不同程度地降低。特别是接近最高车速时，选取车轴横向力最小者，即k_s+20kN/m，作为电机横摆刚度的优选值。

(2)长编转向架抗蛇行参数优配。

从钢轨专业技术角度出发，钢轨预打磨十分必要。长编转向架选用车轮型面，如宽轮缘S1002G踏面，而钢轨预打磨统一其目标廓型，如60N，两者匹配名义等效锥度降低至0.10。在等效锥度0.10下，如图14b所示，轮对纵向定位刚度由120MN/m降低至30MN/m，并未对车体摇头模态的最小阻尼特征造成任何实质性影响。

为了克服轮轨磨耗敏感性，必须以抗蛇行高频阻抗作用来抑制转向架摇头运动相位滞后，以控制跟随轮对车轴横向力。同时必须引入结构阻尼约束，以部分恢复转向架自导向能力，因而T60的液压刚度必须得到控制。

在上述技术条件下，提出了以下确定原则以更好地兼顾转向架高速与低速性能：①每架的抗蛇行串联刚度2(K+k)＝3.75X×2；②且低频与高频串联刚度比例k:K＝1:4；③而每架的抗蛇行线性阻尼2(c+C)＝2(2Y+Z)。

(3)轮对纵向定位刚度优化

在钢轨预打磨统一其目标型面的技术前提下，如60N，降低轮对纵向定位刚度，以改善对轨道线路的适应性与友好性。但是也必须兼顾转向架高速性能，特别是在新车状态以及轮轨磨合期间，等效锥度(0.10–0.20)，动车转向架蛇行模态与相应的电机横摆模态之间，必须保持稳健的牵连运动关系，以降低蛇行振荡参振质量，减小或削弱车轮自旋蠕滑及其对横向蠕滑力效应。

在等效锥度0.20下，如图16a所示，确定轮对纵向定位刚度最小值，即随着轮对纵向定位刚度，由35MN/m降低至25MN/m，动车转向架蛇行模态与相应的电机横摆模态之间的牵连运动关系完全脱开。同时当轮对纵向定位刚度取35MN/m，在等效锥度0.20/0.23下，如图16b所示，恰好是牵连运动关系完全脱开的临界状态。因此，轮对纵向定位刚度的优配值，取35MN/m。

第四步、确认长编转向架配置方法可行性，其有2个方面的主要工作：动车与拖车稳定性态分析，及其稳定安全性综合评估。

在较低的等效锥度下，等效锥度(0.10–0.23)，如图17a与17b所示，动车与拖车稳定性态变化趋势。在较高的等效锥度下，等效锥度(0.23–0.43)，如图18a与18b所示，动车与拖车稳定性态变化趋势。

可应用动态仿真技术，再次进行稳定安全性综合评估，如图19所示，给出在长编转向架优配下安全速度空间及其对镟修制度要求。在新车状态下，等效锥度0.10，最高试验速度可达480km/h；而等效锥度(0.10–0.43)，最佳商业速度315km/h。若实际等效锥度控制在(0.10–0.40)以内，完全可以实现满足3A修程120万公里(1-2)次部落轮镟。

若不能满足3A修程120万公里(1-2)次部落轮镟，则增大高频串联刚度，返回第一步重新进行抗蛇行参数配置以及整车模态设计。

与超高速转向架的极限速度600km/h情况不同，轮对纵向定位刚度，由120mn/m降低至35MN/m，长编或高速转向架优配，其极限速度降低至480km/h。否则，若试验车速接近或超过480km/h时，无论动车还是拖车，均有可能出现车轮瞬间打滑现象，或持续打滑。

由于轮对纵向定位刚度降低至35MN/m，如图20a所示，后位转向架车轮自旋蠕滑瞬间增大，其最大值超过了0.6。同时，如图20b所示，相应的车轮纵向蠕滑率最大值超过了0.01。根据轮轨干摩擦试验数据，当蠕滑率≤0.01，为线性蠕滑段。若此时调速或制动，车轮则将产生瞬间打滑，并造成车轮踏面浅表层或表层缺陷。

第五步、动态性能评估阶段，其主要包括以下3个方面工作：平稳性能评估、线路试验与动态仿真对比、以及超常工况摄动分析，其方法与基于ICE3转向架原型统一优配的相同，不再赘述。

由于车体摇头大阻尼特征发生了转变，削弱了横向振动耦合机制，车下质量橡胶吊挂及其横向减振技术没有必要再采用了。

加速度相关性是衡量高速列车稳定鲁棒性能的主要性能指标之一。如图21所示，动车加速度相关性对比。特别是经过轮轨初期磨合后，不稳定蛇行振荡频率更加接近于高频吸能频带的中心频率，车体抗侧风能力明显增强。但是根据IEC 613736，电机横摆加速度均方差(RMS)_3σ不得大于4.7m/s²。因而电机吊架及其减振器，需重新评估其结构疲劳安全与技术可靠性。因此，鉴于在实际等效锥度0.43下其动车加速度相关性增强，如图21f所示，长编转向架优配，其轮对镟修的推荐值，取0.35。

长编转向架优配，其改善了对轨道线路的适应性与友好性。下面，从以下3个方面加以阐述：即转向架构架动荷相关性、高速曲线通过能力以及低速平稳性能对比。

(1)转向架构架相关性

与常规转向架不同，高速转向架，其构架动荷与相应的参数配置之间具有相关性，如转向架构架相关性。转向架构架相关性是指抗蛇行动荷与相应的转臂轴箱横向动荷之间的大幅值循环载荷相关性。根据EN13749规定，按照抗蛇行减振器的卸荷力来确定3级抗蛇行疲劳加载，即10.5/21/42kN。根据EN12082规定，轴箱轴承需通过相应的台架试验确认，其轴向加载≤17.3kN。由此可见，高速转向架构架动荷相关性，直接关系到诸如抗蛇行减振器与轴箱轴承等辅助功能元件的技术可靠性。

在长编转向架优配下，如图22所示，给出了其构架动荷相关性分析。如图22a所示，新型抗蛇行减振器T60及其参数配置，主要以低频结构阻尼来实现对转向架低频不稳定蛇行振荡的滞后校正。如图22b与图22c所示，实际等效锥度对转向架构架动荷相关性并未造成敏感影响，其主要特征如下：①在服役车速下，高频抗蛇行动荷的大幅值循环载荷平稳变化，且随着实际等效锥度增大，略有增强，但是仅为转向架构架台架疲劳试验的2级抗蛇行加载水平；②随着服役车速提高，转臂轴箱横向动荷的大幅值循环载荷有所增强，但是远低于轴箱轴承的最大轴向加载，即17.3kN。

(2)高速曲线通过能力

以轨道中心作为参考平面，大超高曲线(380-485)mm，且缓和曲线长度取800m。以动车MC01/08为例，如图23所示，动车高速曲线通过平稳性评价数据表。由此可见：①后部车体横向加速度最大值，0.66m/s²，而前部车体垂向加速度最大值0.71m/s²；②后位转向架跟随轮对的车轴横向力最大值21.21kN，相应的车轮减载率最大值0.38；③前位与后位电机横摆加速度，两者的准静态值与均方差值相当，且后位的最大值5.10m/s²。

(3)低速平稳性能对比

选取2种路谱，即英国小缺陷谱(ERRI B176)和美国五级谱AAR5，作为轨道不平顺激扰输入，进行低速平稳性能评价与对比，相应的车体横向舒适性评价指标W_z,y分别为2.0和2.5，其主要原因如下：

①车体横向加速度频响特征分析表明：在两者路谱的轨道不平顺激扰下，出现了车体摇头运动模态振动，约1.2Hz，但是在美国五级谱AAR5的轨道不平顺激扰下车体摇头运动模态振动较强，大约为在英国小缺陷谱激扰下的2倍(文中未示)。

②加速度相关性分析表明：如图24a与图24b所示，跨越既有铁路干线，由于轨道不平顺的敏感波长对车体激扰，特别是轨道长波的水平不平顺，激发车体摇头运动模态振动，长编列车横向舒适性降低。具体地，目前既有铁路干线并未完全具备160km/h运行技术条件。

③根据整车稳定性态分析，车体摇头运动模态具有最小模态阻尼，且大于5％，长编列车横向舒适性降低属于车体不稳定问题。可采用多种技术措施加以补救，如增大二系横向减振器的线性阻尼。但是考虑到高速平稳性能，暂且不做任何技术处理，因为车间风挡亦可增大车体摇头运动模态阻尼，其仿真模型未计入。

综上所述，转向架构架动荷相关性、高速曲线通过能力以及低速平稳性能对比等综合性能评估表明：长编列车改善了对轨道线路的适应性与友好性。但是既有铁路干线尚需修整轨道长波不平顺。

为了更好地实现第三步所述的转向架抗蛇行参数优配，在第四步、对第三步对应的转向架配置方案进行确认后，尚需采取下述技术措施，其包括：

(1)、对T60进行参数配置并进行台架试验确认：基于防阻塞技术，降低抗蛇行减振器T60的液压刚度，即降低抗蛇行减振器T60的油介质的填充率，且在其辅助腔内添加膨胀袋，防止形成气泡；同时根据台架动态试验，获得所述油介质填充率对其液压刚度的影响规律后，制订一定的减振器专业技术措施，使抗蛇行减振器T60满足低频吸能频带的参数配置要求，即k，C。

所述减振器专业技术措施是指抗蛇行减振器T60采用循环控制，其可调节阻尼阀组件增加至2-3套，用以增大低频线性阻尼至C＝2Y，同时通过台架动态试验，确认抗蛇行减振器T60液压刚度降低至k，假设长编转向架原配的抗蛇行线性阻尼为Y。

需要说明的是，所述T60进行参数配置，需得到准静态阻尼特性与台架动态试验的双重确认，并满足相关产品的通用技术要求，如EN13802。

所述抗蛇行减振器T60的液压刚度k，线性阻尼C的实现可通过采用抗蛇行硬约束方式，即所述T60的端部橡胶节点径向刚度取70MN/m；根据抗蛇行串联刚度判定原则可知，抗蛇行减振器T60的低频串联刚度参数配置值，等于所述T60的当前液压刚度k。

(2)、对T70进行参数配置并进行台架试验确认：对于抗蛇行减振器T70，根据台架动态试验，制订一定的减振器专业技术措施，以使得抗蛇行减振器T70满足高频吸能频带的参数配置要求，即K，c＝Z，假设动车组转向架原配的抗蛇行线性阻尼为Z。

所述减振器专业技术措施，是指抗蛇行减振器T70采用双流控制，并使其液压刚度达到所对应的抗蛇行高频串联刚度配置参数K，其具体实现抗蛇行减振器T70的液压刚度达到所对应的抗蛇行高频串联刚度配置参数K的减振器专业技术措施可以采用以下措施中的任意1种：

①两端橡胶节点径向刚度选取2K：理由为根据抗蛇行串联刚度判定原则，在抗蛇行软约束下，T70的实际抗蛇行串联刚度等于K。实际端节点橡胶径向刚度的允许上偏差，即2K^+0.5MN/m，其可选用高弹橡胶材料作为橡胶节点，如乙烯丙烯酸甲酯橡胶AEM，并进行必要的台架疲劳试验，以考核并验证这种新型节点橡胶的抗老化性能。

所述抗蛇行串联刚度判定原则，是指在抗蛇行减振器液压刚度较高的前提条件下，如T70，且在微小幅值的位移激扰下，A≤1mm，若采用抗蛇行软约束，抗蛇行串联刚度等于端部橡胶节点径向刚度之半，且流变非线性影响较小；而若采用抗蛇行硬约束，抗蛇行串联刚度等于液压刚度，且流变非线性影响较强。

②在辅助腔内添加膨胀袋以降低其液压刚度至K：作为抗蛇行减振器定型产品的技术形式，其需要考虑以下技术条件：即在真空状态或负压状态下，抗蛇行减振器的膨胀袋内分子量及其摩尔数量，以确定油介质填充率和空气液体压力比等技术参数。可通过台架动态试验，验证并确认满足液压刚度降低至K。对于上述抗蛇行减振器定型产品，可采用抗蛇行硬约束方式，即端部橡胶节点径向刚度取70MN/m。根据抗蛇行串联刚度判定原则，所述T70技改形式可以实现高频串联刚度K。

(3)、进行T60/T70组合特性的台架试验验证及确认。为了确保T60/T70组合特性的技术可靠性，必须通过台架动态试验予以充分确认。

所述充分确认，是指从减振器专业技术角度出发，如EN13802，评估T60/T70组合特性以及以下3个主要因素影响：

①在微小位移幅值的高频激扰下，流变非线性对组合特性的影响；

所述微小位移幅值的高频激扰，是指根据Maxwell模型，蛇行振荡不稳定频率越高，抗蛇行高频阻抗作用越强，因而对新型抗蛇行减振器所形成的位移激扰幅值越小。

在上述技术条件下，流变非线性对T60/T70组合特性的影响，需执行抗蛇行减振器动态特性误差限制的相关规定。

②试验环境或服役环境对准静态阻尼特性与动态特性的摄动影响及其误差范围，需执行相关产品技术规范或标准。

③若采用抗蛇行软约束，其端节点橡胶应当具有抗老化能力及其服役寿命评估。根据抗蛇行动荷特征，端节点橡胶抗疲劳能力需得到台架试验的验证与确认。

以上所述，仅为本发明较佳的具体实施方式，但本发明的保护范围并不局限于此，任何熟悉本技术领域的技术人员在本发明揭露的技术范围内，根据本发明的技术方案及其发明构思加以等同替换或改变，都应涵盖在本发明的保护范围之内。

Claims (7)

1.一种抗蛇行宽频带吸能机制实现方法，其特征在于：

基于ICE3转向架原型的抗蛇行冗余设计形式，使用两组抗蛇行减振器T60与抗蛇行减振器T70的组合应用形式来替代所述抗蛇行冗余设计形式中转向架构架两侧的抗蛇行减振器；并通过对所述抗蛇行减振器T60与抗蛇行减振器T70的参数配置来实现结构阻尼与高频阻抗两种减振技术的互补性；所述的抗蛇行减振器T60与抗蛇行减振器T70的参数配置包括：

①、使得抗蛇行减振器T60具备低频串联刚度k以及低频线性阻尼C，其中所述低频线性阻尼C＝2Y，Y为长编转向架原配的抗蛇行线性阻尼，所述低频串联刚度k趋近于X，X为动车组转向架原配的抗蛇行串联刚度；

②、使得抗蛇行减振器T70具备高频串联刚度K以及高频线性阻尼c，其中所述高频线性阻尼c＝Z，Z为动车组转向架原配的抗蛇行线性阻尼，低频与高频串联刚度之比，即k:K＝1:4；

③、并使得每架抗蛇行串联刚度，2(K+k)＝3.75X×2，而每架抗蛇行线性阻尼，2(c+C)＝2(2Y+Z)。

2.一种基于权利要求1所述的抗蛇行宽频带吸能机制的转向架参数优化配置方法，其特征在于该方法包括如下步骤：

第一步、根据抗蛇行宽频带吸能机制对转向架进行整车模态设计：根据抗蛇行减振器的2类试验特性，即准静态阻尼特性与台架动态试验特性，进行抗蛇行减振器T60与抗蛇行减振器T70组合应用的参数配置，通过参数配置形成2种减振技术的互补性，保证参数配置后的转向架，其名义等效锥度降低至0.10；

第二步、验证与确认整车模态设计后的抗蛇行减振器配置方案对应的名义等效锥度降低至0.10：应用整车稳定性态分析方法，以车体摇头大阻尼特征发生转变作为判定原则，论证抗蛇行减振器配置方案对应的名义等效锥度降低至0.10的可行性；然后再应用动态仿真技术，以加速度相关性和车轮型面磨耗特征作为平稳性能衡量指标，验证并确认抗蛇行减振器配置方案的名义等效锥度降低至0.10；最后通过稳定安全综合性评估，初步给出安全速度空间图及其对应的镟修制度要求；

第三步、制订对应的转向架优配方案，其包括3项参数优化配置：

①确认电机横摆刚度增大的可取值范围并进行优选：按照以下原则来确认电机横摆刚度增大的可取值范围，即在抗蛇行宽频带性能机制配合下，高速转向架具有明显的高速与低速性能，且低速性能与参振质量无关；并以加速度相关性与车轴横向力2个技术指标来进行电机横摆刚度优选；

②确认转向架抗蛇行参数优配值：保证每架抗蛇行串联刚度，2(K+k)＝3.75X×2，且低频与高频串联刚度比例k:K＝1:4，而每架抗蛇行线性阻尼，2(c+C)＝2(2Y+Z)；

③对轮对纵向定位刚度进行优化：根据以下原则对轮对纵向定位刚度进行优化，即在新车状态以及轮轨磨合期间，等效锥度的范围0.10–0.20，动车转向架蛇行模态与对应的电机横摆模态之间，保持稳健的牵连运动关系；

第四步、对第三步对应的转向架配置方案进行确认：应用动态仿真技术，再次进行稳定安全性综合评估，并给出所述转向架配置方案的安全速度空间及其镟修制度要求；若所述转向架配置方案不能满足120万公里3A修程1-2次不落轮镟，则增大高频串联刚度K，返回第一步重新进行整车模态设计；

第五步、对第四步对应的转向架配置方案进行动态性能评估：即分别对第四步对应的转向架配置方案进行平稳性能评估、线路试验与动态仿真对比以及超常工况摄动分析，以保证其达到设计要求。

3.根据权利要求2所述转向架参数优化配置方法，其特征在于：

所述确认电机横摆刚度增大的可取值范围是指应用整车稳定性态分析方法，以ICE3转向架原型设计的电机横摆刚度原始配置k_s开始，逐渐增大电机横摆刚度，直到动车后位转向架蛇行模态最小阻尼最大限度趋近于5％。

4.根据权利要求2所述转向架参数优化配置方法，其特征在于：在第四步、对第三步对应的转向架配置方案进行确认后，采取下述技术措施，其包括：

(1)、对抗蛇行减振器T60进行参数配置并进行台架试验确认：借用防阻塞技术，降低抗蛇行减振器T60的液压刚度，即降低抗蛇行减振器T60的油介质的填充率，且在其辅助腔内添加膨胀袋，防止形成气泡；同时根据台架动态试验，获得所述油介质填充率对其液压刚度的影响规律，并制订一定的减振器专业技术措施，使抗蛇行减振器T60满足低频吸能频带的参数配置要求，即k趋近于X，C＝2Y；

(2)、对抗蛇行减振器T70进行参数配置并进行台架试验确认：对于抗蛇行减振器T70，根据台架动态试验，制订一定的减振器专业技术措施，以使得抗蛇行减振器T70满足高频吸能频带的参数配置要求，即K＝3X，c＝Z；

(3)、进行抗蛇行减振器T60/抗蛇行减振器T70组合特性的台架试验验证及确认。

5.根据权利要求4所述转向架参数优化配置方法，其特征在于：在对抗蛇行减振器T60进行参数配置并进行台架试验确认中的所述减振器专业技术措施是指抗蛇行减振器T60采用循环控制，其可调节阻尼阀组件增加至2-3套，用以增大低频线性阻尼至C＝2Y，同时通过台架动态试验，确认抗蛇行减振器T60液压刚度降低至k。

6.根据权利要求5所述转向架参数优化配置方法，其特征在于：所述抗蛇行减振器T60的液压刚度k，线性阻尼C的实现可通过采用抗蛇行硬约束方式，即所述抗蛇行减振器T60的端部橡胶节点径向刚度取70MN/m。

7.根据权利要求5所述转向架参数优化配置方法，其特征在于：在对抗蛇行减振器T70进行参数配置并进行台架试验确认中的所述减振器专业技术措施是指抗蛇行减振器T70采用双流控制，并使其液压刚度达到所对应的抗蛇行高频串联刚度K，其具体实现抗蛇行减振器T70的液压刚度达到所对应的抗蛇行高频串联刚度K的减振器专业技术措施可以采用以下措施中的任意1种：

①两端的端部橡胶节点径向刚度选取2K：理由为根据抗蛇行串联刚度判定原则，在抗蛇行软约束下，抗蛇行减振器T70的实际抗蛇行串联刚度等于K；同时实际端部-橡胶径向刚度的允许上偏差，即2K^+0.5MN/m，其可选用高弹橡胶材料作为橡胶节点，并进行台架疲劳试验，以考核并验证所述橡胶节点的抗老化性能；

②在辅助腔内添加膨胀袋以降低其液压刚度至K：作为抗蛇行减振器定型产品的技术形式，其需要考虑以下技术条件，即在真空状态或负压状态下，抗蛇行减振器的膨胀袋内分子量及其摩尔数量，以确定油介质填充率和空气液体压力比，并通过台架动态试验，验证并确认满足液压刚度降低至K。