CN110126625A - 一种新型高速受电弓及其轻量化动态设计方法 - Google Patents

Abstract

本发明公开了一种新型高速受电弓及其轻量化动态设计方法。以根轨迹图引领转向架参数优配，降低磨耗轮接触轨动力作用，在统一/规范的轮轨型面匹配条件下将极限速度提高至480km/h；通过车下设备橡胶吊挂参数优化设计，降低整备柔性车体的横向参振质量，在合理科学的修程修制下将构造速度提升至400km/h。为了更好计入高速弓网接触所形成的输入激励，将全柔性受电弓落地模型与整备车辆刚柔耦合仿真模型进行系统集成并构成了轮轨弓网双耦合仿真技术平台。凭借复杂约束及其内力的精准分析，典型案例分析表明：超高速受电弓需要新型的轻量化设计形式，即以鸭蛋圆联接结构来合理分散并降低上臂与下臂之间铰接约束内力及其动荷效应，将高周疲劳转变为静强问题。

Description

一种新型高速受电弓及其轻量化动态设计方法

技术领域

本发明属于轨道车辆设计技术领域，尤其涉及一种基于轮轨弓网双耦合的新型高速受电弓及其轻量化动态设计方法。具体地，考虑到磨耗轮轨接触动力作用、碳滑板磨损所形成的横向摩擦扰动以及相关的流固耦合效应3个主要不确定性影响因素，超高速受电弓需要新型轻量化设计形式，合理分散上臂与下臂铰接约束内力并降低其动荷效应，有效回避高周疲劳失效。

背景技术

轮轨磨耗问题是目前世界高铁运维的技术瓶颈之一。假若磨耗轮轨接触偏离了(近)线性关系，其动力作用则是轮轨弓网双耦合形成的主要关联因素之一。目前高速铁路存在轮轨型面匹配问题，其不可能仅仅凭借轮对不落轮镟或钢轨/道岔打磨处理就能够加以解决的，而是更加需要通过车辆与钢轨专业协同创新努力来维系车轮正常踏面磨耗，回归到统一/规范的轮轨型面匹配条件。为此，车辆专业有必要在合理的轨道窗口内把握轮轨接触的(近)线性与非线性辩证关系，尽可能消除并减轻晃车现象及其对轮轨磨耗和车体振动的负面影响。

而在超高速弓网关系研究中不容忽视诸多构造细节所造成的非线性影响。针对弓网耦合的基准算例，相关文献资料表明：目前仿真软件均存在接触力分析误差问题，且有2个主要原因：①可视频响范围(5-20)Hz；②吊线夹与定位器等非线性影响因素。

就弓头钢簧悬挂来讲，随着激扰频率加快，其动态刚度会变得越来越软，因而碳滑板磨损较为均匀。但是由于留有设计间隙2.5mm，弓头与平衡架之间产生横向间隙冲击作用，且形成了所谓的弓头横向不稳定问题。

为了避免上述弓头横向不稳定问题，目前高速受电弓改进设计大多改用弓头空气悬挂。但是运维实践发现如下2个技术问题：

(1)碳滑板两端表面不规则磨损及横向摩擦扰动。与法铁TGV或韩国KTX的铜质接触线情况不同，中国高铁CRH的接触网是以铜包线作为接触线，因而改用弓头空气悬挂通常会造成碳滑板两端表面不规则磨损并产生横向摩擦扰动，其与接触线的松弛度密切相关。具体地，在定位器通过时，接触刚度的不均匀性迫使弓头空气悬挂产生热力学非线性影响。结果上臂扭曲弹性振动使高频参振质量增大，加剧了碳滑板端部磨损。

(2)与交叉拉线相关的流固耦合效应及其对转角局部高应力影响。交叉拉线，以80N拉出(7-9)mm，其增强了上臂框架的抗扭曲刚度，从而规避了铰接座实体件与薄壁侧柱管件焊接设计禁忌。但是顶管两端与侧柱转角则形成了局部高应力且呈现交替变化。考虑到在超高速运行下接触线张力很大而弓头压力很小，与交叉拉线相关的流固耦合效应则将会转变成为影响转角局部高应力的敏感因素之一。如单臂高速受电弓，以上臂杆取代上臂框架，进而规避了相关的流固耦合效应。

约束内力及其动荷效应是决定结构疲劳损伤的关键因素之一。超高速受电弓不可避免地发生上臂扭曲弹性振动，因而规避高周疲劳失效是其轻量化设计的关键技术问题之一。随机振动有振动开裂、振动疲劳以及高周疲劳3种失效形式，其中，高周疲劳及其形成机理十分复杂，且具有以下2大技术特点：①窄带响应伴随特征，高周循环载荷频次可达数十万或百万以上；②线性疲劳理论不再适用，如Miner线性法则。目前航空航天行业主要采用如下技术途径加以防范：即基于无损探伤的裂纹形成与演变评估方法。具体地，根据关键部件无损探伤结果，应用断裂力学方法，如K因子，研判内部裂纹形成与演变；再结合无损探伤定期检测，评估其结构缺陷及其技术寿命。

发明内容

针对上述技术问题，本发明设计的超高速受电弓以新型的轻量化设计来有效规避高周疲劳问题，通过构建轮轨弓网双耦合仿真技术平台，以复杂约束及其内力的精准分析来研判局部高应力及其对结构损伤影响程度，本发明采用的技术手段如下：

一种新型高速受电弓，包括：弓头与平衡架，所述弓头采用钢簧或空气悬挂，所述平衡架与上臂杆及平衡杆、下臂杆及拉杆以及绝缘底架构成了6连杆机构，在升弓/降弓过程中保持弓头平衡架处于水平状态，且在工作高度下以简易空簧构成弹性支承，其特征在于，下臂杆在继承DSA380的下臂杆根部设计优点的基础上，还设有用于合理分散上臂与下臂铰接约束内力并降低其动荷效应的鸭蛋圆联结结构：在所述鸭蛋圆联结结构的两侧设有2个铰接座，通过所述上臂杆的底管内安装铰接轴，构成了上臂杆与下臂杆的铰接约束，其增大了两侧铰接座的横向跨距，并降低了所述上臂杆与下臂杆的铰接约束内力；所述鸭蛋圆联结结构的上部弯曲使得两侧铰接轴位置抬高，以便落弓时不发生结构干涉，使整体尺寸更加紧凑；所述下臂杆采用铸铝材质，壁厚10mm，鸭蛋圆联结结构与下臂杆根部两者以对接焊缝形式构成，其有效规避了实体铰接座与薄壁侧柱管件焊接设计禁忌，使得最大动应力出现在根部轴承座附近，且动态成分变化幅值很小，均方差(RMS)_3σ很低，从而将高周疲劳转变为静强问题。

本发明还提供了一种新型高速受电弓的轻量化动态设计方法，包括如下5个主要步骤：

S1、利用拓扑关系图，合理简化处理复杂约束关系，并构建超高速轨道车辆的整车多体系统MBS(Multi-Body System)仿真模型，进而以根轨迹图引领转向架参数优配，避免在车体与走行部之间形成牵连运动关系，降低磨耗轮轨接触动力作用，尽可能提高极限速度；

S2、在步骤S1的基础上，根据子结构模态综合法及特征约束模态概念，制定柔性车体对多体系统MBS的接口处理技术对策，并构建整备车辆刚柔耦合系统的仿真模型，其中，柔性车体模型包括车上与车下设备；

S3、考虑到弓头额定压力80N以及简易空簧弹性支承，构建全柔性受电弓子系统的仿真模型，其低阶横向弹性模态频率不得低于12Hz，从而获取诸如上臂、下臂及弓头平衡架3者之间铰接约束内力的精准分析结果，以确保模态应力恢复MSR(Modal StressRecovery)的正确性；

S4、根据同名覆盖原则，将全柔性受电弓子系统仿真模型集成到整备车辆刚柔耦合系统仿真模型当中，按照弓网常接触和纵向/横向摩擦正交性2个假设条件，以浮动共点恒定/可变刚度的弹性联接方式来定义弓网接触摩擦关系，进而构成包括轮轨弓网双耦合关系的刚柔耦合集成系统仿真模型；

S5、在基于有限元FEM(Finite Element Method)和多体系统MBS的软件分析综合技术平台支撑下，进一步构建了轮轨弓网双耦合仿真技术平台，以复杂约束及其内力的精准分析来研判局部高应力及其对结构疲劳损伤影响程度，通过典型案例分析来正确认知超高速受电弓轻量化设计的关键技术问题，进而设计合理分散上臂与下臂铰接约束内力并降低其动荷效应的联接结构，将高周疲劳转变为静强问题。

进一步地，所述步骤S1整车MBS仿真模型是以动车MC01/08作为研究对象，以整车稳定性态分析来指导高速转向架安全舒适型设计，在统一/规范的轮轨型面匹配条件下科学提升极限速度，

为了克服德国ICE3系列转向架原型设计所存在的技术缺陷，以单循环或双循环工作原理的抗蛇行减振器来构成抗蛇行并联配置，进而引入低频结构阻尼与高频阻抗作用2种减振技术手段，两者并联组合具有超前滞后校正的相似性。利用这一相似性，以抗蛇行参数优配来实现宽频带吸能机制，进而能够满足如下3大技术目标要求：

彻底消除一次蛇行及其转变为二次蛇行的可能性，名义等效锥度λ_eN降低至0.10，并回归到统一/规范的轮轨型面匹配条件；

有效解决轮对自稳定性和回转阻力矩有效性2大技术问题，降低磨耗轮轨接触动力作用，尽可能提高极限速度V_lim＝480km/h；

兼顾转向架高速与低速动力学性能，确保在服役车速(160-480)km/h范围内安全平稳运行。

进一步地，所述步骤S2整备车辆刚柔耦合系统的仿真模型是以拖车TC02/07的柔性车体模型作为研究对象，其中，所述车下设备包括单辅或双辅牵引变流器、变压器、电控柜以及集便器；所述车上设备包括空调机组与受电弓及其整流罩；

与碳钢/不锈钢车体不同，铝合金车体具有无纵梁无骨架的结构特点，整体刚度较大，但是容易形成局部弹性振动，因而整备车辆刚柔耦合振动分析工作需要遵循如下3个原则：

车下设备吊挂选用高弹橡胶，比例阻尼(0.3–0.5)％，且通过螺栓预紧或自重楔紧的技术方式，减小并降低其自身振动及其所形成的动荷效应；

对于车下设备>1250kg，按照隔振原理来优选其横向吊挂刚度，避免铝合金车体下部发生1阶横弯模态的自激振动；

在合理科学的修程修制下提升构造速度：如λ_e＝(0.10–0.15)，最大值MAX＝0.20，V_ds＝400km/h，所述构造速度或称设计速度。

进一步地，所述步骤S3全柔性受电弓子系统的仿真模型是在充分考虑上臂与下臂柔顺性的前提条件下所构建的落地模型，其能够更好地体现整个受电弓及其弓头悬挂的固有振动特性，且具有与模态测试分析结果的可比性，

作为引入弓网耦合关系和车顶加速度激扰的子系统，全柔性受电弓的落地模型具有如下2个主要技术特点：

除弓头平衡架以及底座整流罩外，上臂与下臂以及拉杆和平衡杆均为柔性体，彼此铰接约束内力包括静态或准静态与动态2种成分；

在不同工作高度下，子系统模态分析包括弓头悬挂与平衡架升/降运动模态和上臂及平衡杆与下臂以及拉杆弹性模态2个子集。

进一步地，所述步骤S4包括轮轨弓网双耦合关系的刚柔耦合集成系统仿真模型，其中，接触线、碳滑板弓头以及平衡架3者之间的相关约束处理规则如下：

根据弓网常接触假设，以浮动共点恒定/可变刚度弹性联结技术来不断逼近其单边约束关系；

根据纵向/横向摩擦正交性假设，利用连续摩擦模型，在碳滑板和接触线及其相应的浮点之间分别定义纵向/横向摩擦力；

上述2项简化处理技术措施能够较好地计入弓头钢簧悬挂所形成的横向间隙冲击作用，或弓头空气悬挂所造成的碳滑板表面不规则磨损所造成的不确定性影响因素，或称超高速弓网机车所形成的输入激励。

进一步地，所述步骤S5轮轨弓网双耦合仿真技术平台，通过引入磨耗轮轨接触动力作用、碳滑板磨损所形成的横向摩擦扰动以及相关的流固耦合效应3个主要不确定性影响因素，更好地进行典型案例分析，进而明确超高速受电弓轻量化设计要有效规避高周疲劳问题。

进一步地，所述高周疲劳转变为静强问题是以如下超高速列车或动车组型式试验作为前提条件：λ_e＝(0.10–0.15)，MAX＝0.20，构造速度V_ds＝400km/h，极限速度V_lim＝480km/h。

为此，所述步骤S5后还设有如下步骤：

S6：所述新型高速受电弓轻量化设计，其动态性能技术验收需要评估动应力和加速度测试数据，具体地，在接触线松弛度满足技术要求的前提条件下，动态仿真与测试数据对比分析工作包括平稳性评价、危险区域研判及其动荷评估3个组成部分。

本发明具有以下优点：

1、为了克服(准)静态摄动仿真及其分析技术缺陷，本发明提出了超高速受电弓轻量化设计动态设计方法及轮轨弓网双耦合仿真技术平台支撑，其可提供整车稳定性态分析、刚柔耦合系统模态分析以及统计/频响特征互补分析工具，以输入/相关激励来研判正则/奇异摄动及其相互转变条件，以复杂约束及其内力的精准分析来研判局部高应力及其对结构损伤影响程度，进而为超高速受电弓随机振动失效研究提供了必要的技术手段。

2、为了纠正小蠕滑无自旋假设及其所形成的错误认知，以根轨迹图引领转向架参数优配，在车体与走行部之间避免形成牵连运动关系，进而在合理的轨道窗口内把握轮轨接触的(近)线性与非线性辩证关系，降低磨耗轮轨接触动力作用，尽可能提高极限速度并非仅仅临界速度，留有较为充裕的安全稳定裕度以兼顾操纵稳定性能，如起动/制动或调速/恒速控制等。

3、为了避免形成对轮轨接触/转向架悬挂非线性的片面认知，以时域样本数理统计特征及其频响特征作为互补分析工具，深入研究耦合共振形成的内在机制，并从闭环系统的分析观点出发，进而制订有效技术对策以更好地处理车下设备橡胶吊挂参数优化设计和超高速受电弓新型轻量化设计所需要解决的关键技术问题，满足多项安全阈值所限定的有界稳定技术要求，进而在合理科学的修程修制下提升构造速度。

本发明可在轨道车辆设计技术领域广泛推广，进而典型案例分析进一步明确了超高速受电弓轻量化设计所需要解决的高周疲劳关键技术问题，并形成了集成创新技术成果，即以鸭蛋圆连接结构来合理分散上臂与下臂铰接约束内力并降低其动荷效应，从而将高周疲劳转变为静强问题。

附图说明

为了更清楚地说明本发明实施例或现有技术中的技术方案，下面将对实施例或现有技术描述中所需要使用的附图做以简单地介绍，显而易见地，下面描述中的附图是本发明的一些实施例，对于本领域普通技术人员来讲，在不付出创造性劳动性的前提下，还可以根据这些附图获得其他的附图。

图1为本发明基于轮轨弓网双耦合的超高速受电弓动态设计方法及软件分析流程图。

图2为本发明实施例新型高速受电弓结构图示意图。

图3为本发明实施例新型高速受电弓侧视图示意图。

图4为本发明实施例新型高速受电弓后上方透视图示意图。

图5为本发明实施例带有鸭蛋圆连接结构的下臂结构图示意图。

图6为本发明实施例带有鸭蛋圆连接结构的下臂侧视图示意图。

图7为本发明实施例鸭蛋圆连接结构示意图。

图中：1、弓头平衡架；2、上臂杆及平衡杆；3、下臂杆及拉杆；4、绝缘底座；5、下臂根部；6、鸭蛋圆连接结构；7、铰接座；8、对接焊缝点。

具体实施方式

为使本发明实施例的目的、技术方案和优点更加清楚，下面将结合本发明实施例中的附图，对本发明实施例中的技术方案进行清楚、完整地描述，显然，所描述的实施例是本发明一部分实施例，而不是全部的实施例。基于本发明中的实施例，本领域普通技术人员在没有做出创造性劳动前提下所获得的所有其他实施例，都属于本发明保护的范围。

如图1所示，本发明实施例提供一种新型高速受电弓的轻量化动态设计方法及软件分析流程框图，本实施例所述的高速指的是400km/h及以上的运行速度，具体包括如下5个主要步骤：

S1、利用拓扑关系图，合理简化处理复杂约束关系，并构建400km/h或超高速轨道车辆的整车多体系统MBS(Multi-Body System)仿真模型，进而以根轨迹图引领转向架参数优配，避免在车体与走行部之间形成牵连运动关系，如一次蛇行现象，从而在轨道窗口内把握轮轨接触的(近)线性与非线性辩证关系，降低磨耗轮轨接触动力作用，尽可能提高极限速度；

其中，整车MBS仿真模型是以动车MC01/08作为研究对象，以整车稳定性态分析来指导高速转向架安全舒适型设计，在统一/规范的轮轨型面匹配条件下科学提升极限速度，

为了克服德国ICE3系列转向架原型设计所存在的技术缺陷，以单循环与双循环工作原理的抗蛇行减振器来构成抗蛇行并联配置，进而引入低频结构阻尼与高频阻抗作用2种减振技术手段，两者并联组合具有超前滞后校正的相似性，利用这一相似性，参照发明专利201510478259.1，以抗蛇行参数优配来实现宽频带吸能机制，能够满足如下3大技术目标要求：

彻底消除一次蛇行及其转变为二次蛇行的可能性，名义等效锥度λ_eN降低至0.10，并回归到统一/规范的轮轨型面匹配条件；

有效解决轮对自稳定性和回转阻力矩有效性2大技术问题，降低磨耗轮轨接触动力作用，尽可能提高极限速度V_lim＝480km/h；

兼顾转向架高速与低速动力学性能，确保在服役车速(160-480)km/h范围内安全平稳运行。

S2、在步骤S1的基础上，根据子结构模态综合法及特征约束模态概念，制定柔性车体对MBS的接口处理技术对策，并构建整备车辆刚柔耦合系统的仿真模型，其中，柔性车体模型包括车上与车下设备；

具体地，考虑到目前无法获得400km/h或超高速受电弓底座或导流罩的振动加速度测试数据，整备车辆刚柔耦合系统的仿真模型是以拖车TC02/07的柔性车体模型作为研究对象，其中，所述车下设备包括双辅或单辅牵引变流器、变压器、电控柜以及集便器；所述车上设备包括空调机组与受电弓及其整流罩；

与碳钢/不锈钢车体不同，铝合金车体具有无纵梁无骨架的结构特点，整体刚度较大，但是容易形成局部弹性振动，为此，整备车辆刚柔耦合振动分析工作需要遵循如下3个原则：

考虑到空调机组与车顶部之间的大尺度接口关系，按照左右两侧长边来定义主从节点关系，尽可能降低对车顶局部模态影响。根据IEC61373相关技术规定，车下设备吊挂选用高弹橡胶，比例阻尼(0.3–0.5)％，且通过螺栓预紧或自重楔紧的技术方式，减小并降低其自身振动及其所形成的动荷效应；

对于车下设备>1250kg，按照隔振原理来优选其横向吊挂刚度，避免铝合金车体下部发生1阶横弯模态的自激振动；

在合理科学的修程修制下提升构造速度：λ_e＝(0.10–0.15)，最大值MAX＝0.20，V_ds＝400km/h，所述构造速度或称设计速度，从而满足30年车辆技术服役寿命要求。

S3、考虑到弓头额定压力80N以及简易空簧弹性支承，构建全柔性受电弓子系统的仿真模型，为了避免发生横向耦合共振，其低阶横向弹性模态频率不得低于12Hz，在充分考虑弓头高频参振质量(或弓头垂向振动响应特性)的前提条件下，获取诸如上臂、下臂及弓头平衡架3者之间铰接约束内力的精准分析结果，以确保模态应力恢复MSR的正确性；

所述步骤S3全柔性受电弓子系统的仿真模型是在充分考虑上臂与下臂柔顺性的前提条件下所构建的落地模型，其能够更好地体现整个受电弓及其弓头悬挂的固有振动特性，且具有与模态测试分析结果的可比性，

作为引入弓网耦合关系和车顶加速度激扰的子系统，全柔性受电弓的落地模型具有如下2个主要技术特点：

除弓头平衡架以及底座整流罩外，上臂与下臂以及拉杆和平衡杆均为柔性体，彼此铰接约束内力包括静态或准静态与动态2种成分；

在不同工作高度下，子系统模态分析包括弓头悬挂与平衡架升/降运动模态和上臂、下臂以及拉杆、平衡杆弹性模态2个子集。

S4、根据同名覆盖原则，将全柔性受电弓子系统仿真模型集成到整备车辆刚柔耦合系统仿真模型当中，按照弓网常接触和纵向/横向摩擦正交性2个假设条件，以浮动共点恒定/可变刚度的弹性联接方式来定义弓网接触摩擦关系，从而构成了包括轮轨弓网双耦合关系的刚柔耦合集成系统仿真模型，进而形成了激扰输入更加真实和约束内力分析更加精准2项技术特点，以确保模态应力恢复MSR的正确性；

刚柔耦合集成系统仿真模型中，接触线、碳滑板弓头以及平衡架3者之间的相关约束处理规则如下：

考虑到400km/h或超高速运行技术要求，接触线张力很大且碳滑板压力很小，根据弓网常接触假设，以浮动共点恒定/可变刚度弹性联结技术来不断逼近其单边约束关系，从而忽略其接触刚度变化不均匀的负面影响；

若有必要，亦可计入接触刚度周期性变化的不均匀性，具体地，根据有限元分析或测试数据，可拟合接触网一侧的接触刚度周期性变化曲线，并构成浮动共点的可变刚度弹性联接；

根据碳滑板表面不规则磨损规律，假设碳滑板与接触线之间的纵向与横向摩擦具有正交性；

按照纵向/横向摩擦正交性假设，利用连续摩擦模型，在碳滑板和接触线及其相应的浮点之间分别定义纵向/横向摩擦力，具体地，若弓头钢簧吊挂，纵向与横向摩擦系数取(0.3–0.4)，而对于弓头空气悬挂，横向摩擦系数则可以提高至(0.6–0.7)。

上述2项简化处理技术措施能够较好地计入弓头钢簧悬挂所形成的横向间隙冲击作用，或弓头空气悬挂所造成的碳滑板表面不规则磨损的不确定性影响因素。

S5、在基于有限元FEM和多体系统MBS的软件分析综合技术平台支撑下，进一步构成轮轨弓网双耦合仿真技术平台，以复杂约束及其内力的精准分析来研判局部高应力及其对结构疲劳损伤程度，通过典型案例分析来正确认知400km/h或超高速受电弓轻量化设计的关键技术问题，进而设计合理分散上臂与下臂铰接动荷的联接结构，将高周疲劳转变为静强问题；

其中，通过引入磨耗轮轨接触动力作用、碳滑板磨损所形成的横向摩擦扰动以及相关的流固耦合效应3个主要不确定性影响因素，更好地进行典型案例分析，所述高周疲劳转变为静强问题是以如下400km/h或超高速列车或动车组型式试验作为前提条件：λ_e＝(0.10–0.15)，MAX＝0.20，构造速度V_ds＝400km/h，极限速度V_lim＝480km/h。

典型案例包括如下4种型号的高速受电弓：德国DSA380及其改进设计TSG19(A)，日本新干线单臂受电弓PS207和法维莱受电弓CX018，其进一步明确了400km/h或超高速受电弓轻量化设计需要形成集成创新技术成果以有效规避如下高周疲劳问题：

TSG19(A)是德国高速受电弓DSA380的1种改进设计形式，改用弓头空气悬挂，上臂框架交叉拉线的上端点下移以避开转角局部高应力区域。高铁运用发现：上臂框架的顶管端部出现纵向裂纹，十分接近转角局部高应力区域，其与高速晃车现象密切相关，进而高周疲劳转变为振动开裂失效。

为了避免相关的流固耦合效应及其对振动噪声影响，无交叉拉线的算例分析表明：上臂框架的扭曲弹性振动进一步暴露了铰接座实体件与薄壁侧柱管件焊接禁忌问题，铰接座周边形成局部高应力且发生交替变化，其存在高周疲劳失效的可能性。就DSA380的设计原型来讲，上臂框架采用交叉拉线技术措施，以80N拉出(7-9)mm，其增强了上臂框架的抗扭曲刚度，尽可能避免实体与薄壁焊接设计禁忌及其所造成的负面影响。

与日本新干线单臂受电弓PS207相比，法维莱受电弓CX018改用上臂铰接耳板设计并增大两侧耳板横向跨距，试图降低上臂杆与下臂杆铰接约束内力的动荷效应，进而避免发生高周疲劳问题。考虑到单滑板弓头及其L型空气悬架，法维莱受电弓CX018则以上部叉形结构设计与顶管联结，其部分丧失了上臂杆的柔顺性，进而造成所谓的碳滑板不均匀磨损问题。具体地，一旦接触线的松弛度增大，定位器和吊线夹等构造细节迫使弓头空气悬挂产生热力学非线性影响，接触压力增大造成上臂杆的扭曲弹性振动。结果在简易空簧的弹性支承下，下臂杆被迫发生沉降退让，进而增大高频参振质量，其导致碳滑板两端逐渐形成表面不规则磨损。

通过上述仿真模型的系统集成处理，拖车TC02/07刚柔耦合仿真模型形成了轮轨弓网双耦合关系，其具有以下2项主要技术特点：

激扰输入更加真实：计入轮轨接触动力作用及其对整备车辆刚柔耦合振动的负面影响，可以较为准确地获得400km/h或超高速受电弓底座或导流罩的振动加速度仿真数据；

约束内力精准分析：在表面磨损碳滑板所形成的压力及摩擦扰动影响下，400km/h或超高速受电弓子系统约束内力分析更加精准，相对手工受力分析或刚体约束分析来讲，其可以确保MSR的正确性，进而提高研判局部高应力及其对结构损伤影响的可信度。

就整备车辆刚柔耦合集成系统来讲，超高速轮轨接触动力作用是轮轨弓网双耦合形成的1项重要关联因素。为此，有必要正确处理好如下3大辩证关系：

1临界/极限速度及其主要影响因素

与临界速度不同，极限速度是指在新车直线运行下车轮蠕滑接近于极限状态的最高车速，其中，车轮自旋蠕滑奇异性是其主要的技术标志之一。不稳定蛇行振荡具有车体与转向架2种不稳定演变型式，其存在诸多非线性影响因素。很显然，临界速度是衡量转向架不稳定程度的技术指标之一，其忽视了车体不稳定性及其对磨耗振动所造成的的负面影响。而极限速度则是以车轮自旋蠕滑奇异性来把握实际轮轨接触(近)线性与非线性辩证关系的1项有效技术手段。

根据Kalker的(非)线性轮轨接触理论，如式(1)所示，不得不考虑车轮自旋蠕滑奇异性以及自旋力偶对轮轨表面磨耗功的波动影响。只有在小蠕滑或无自旋假设条件下，忽略车轮自旋力偶M_ζ，如式(2)所示，轮轨表面磨耗功才能够蜕变成为仅有纵向与横向2个主要成分。

I_w＝T_ξξ+T_ηη+M_ζζ (1)

I_w＝T_ξξ+T_ηη ζ＜＜1 M≈0 (2)

其中，ξ、η、ζ为车轮纵向、横向以及自旋蠕滑，T_ξ、T_η、M_ζ则是车轮纵向与横向蠕滑力以及自旋力偶。

考虑到踏面制动对车速≤140km/h的适用性，高速转向架需要改用轮盘或轮边制动，其必须留有较为充分的安全稳定裕度，尽可能满足车轮防滑WSP(Wheel SlipProtection)的小蠕滑条件，以兼顾列车或动车组的操纵稳定性能，如起动/制动或调速/恒速控制等。

因而在转向架对车体的复杂接口关系中，单/双牵引杆装置是1个不容忽视的构造细节，两者分别形成了对轮轨型面匹配条件的局限性/制约性，因而高速铁路存在轮轨型面匹配问题。

日本新干线转向架具有其经济型设计的技术优点。在无摇枕、无抗侧滚扭杆装置以及无二系垂向减振器的前提条件下尽可能避免发生晃车现象；利用单牵引杆装置及其所形成的车体与转向架对中刚度，成功采用了大阻尼抑制蛇行机制，且在新车状态下呈现十分优越的高速性能。

但是高铁运用实践表明：日本新干线转向架亦存在轮轨磨耗的敏感影响。在经济速度(250-280)km/h下，轮对镟修周期不得不缩短至10余万公里，λ_e＝(0.03–0.10)，MAX＝0.15，并构成了不合理不科学的修程修制。否则，若不落轮旋次数过多，累积误差导致轮对动平衡问题，其会加剧车轮失圆磨耗程度，进而磨耗轮轨接触的垂向动力作用构成了所谓的输入激扰。不仅如此，考虑到日系空簧悬挂及其热力学非线性影响，轻量化车体1阶垂弯模态被激发并产生自激振动，其会进一步导致前位/后位单牵引杆的横向/纵向动荷效应，并构成了所谓的相关激励。在上述输入/相关激励影响下，整车系统动力学性能迅速恶化。

欧洲铁路转向架大多采用双牵引杆装置，其对二系横向/垂向刚度并未构成任何影响。利用新型抗蛇行减振器，如单循环或双循环工作原理，改善了转向架高速稳定性能。但是车体摇头大阻尼特征则不同程度地造成了对轮轨型面匹配的制约性影响。

德国ICE3系列转向架原型设计，以电机横摆来降低不稳定蛇行振荡的参振质量，进而改善了动车转向架高速性能，但是其存在一次蛇行向二次蛇行转变的可能性。在钢轨打磨处理误差或侧风对车体扰动影响下，高铁运维实践表明：上述技术缺陷将会造成高速晃车及其对磨耗振动的负面影响。因而高速晃车成为制约轮轨型面匹配条件的主要因素之一，且以抗蛇行高频阻抗作用作为相关激励，车体与走行部之间构成了横向耦合振动关系。

而ETR摆式转向架及其改进型设计则构成了综合性能型设计及其技术内涵。利用转向架轴距及其对轮对纵向定位刚度的互补性，ETR系列摆式转向架则部分削弱了车体摇头大阻尼特征及其所产生的负面影响，实际等效锥度λ_e≥0.06，极大地改善了对轨道线路的适应性与友好性。CRH5是ETR摆式转向架的1种改进设计形式，去除复摇枕及其倾摆机构，并以二系空簧悬挂取代钢簧悬挂。在经济速度(200-250)km/h下，通过不同线路调转/跨线运用，轮对镟修周期可以延长至(25-30)万公里，其超过了原始设计的20万公里技术要求。

尽管ETR系列摆式转向架采用了新型抗蛇行减振器，双循环工作原理，吸能频带中心频率f₀＝4.8Hz，但是电机体悬仍然是ETR摆式高速列车提速的主要制约性因素之一。

由此可见，客运专线或专车专线并非保障高铁运行安全稳定的充要条件。对于高速铁路所存在的轮轨型面匹配问题，其不可能仅仅凭借轮对镟修或钢轨/道岔打磨处理就能够解决的，而是更加需要通过车辆与钢轨专业协同创新努力来维系车轮正常踏面磨耗。

2正则/奇异摄动及其相互转变条件

超高速转向架研制更加需要抓住轮轨接触与转向架悬挂2大非线性影响因素，以输入/相关激励来正确研判正则/奇异摄动及其相互转变条件，切实解决轮对自稳定性与回转阻力矩有效性2大技术问题，从而降低磨耗轮轨接触动力作用，尽可能提高极限速度并非仅仅临界速度，进而回归到统一/规范的轮轨型面匹配条件。

根据拉格朗日第二类方程，轨道车辆具有如下多体系统MBS运动控制方程

式中，q为n个广义坐标，且有(n-m)个独立变量；M(t,q)为系统质量阵；Q为包括有势力在内的外力；λ为待定因子，而为m个非完整约束，且有

(函数矩阵的简约表示形式)。

可以证明：方程(3)为3阶微分代数DAEs，其系统动力学的稳定性质有待确定，记为I3。

引入速度变量u，将(3)改写成1阶DAEs形式

进而采用1阶差分迭代算法，如牛顿-拉普孙算法。为了降低雅可比矩阵规模进而提高动态仿真计算效率，针对(3)式，亦可直接采用2阶差分算法，如纽马克算法。不仅如此，强非线性系统动态仿真尚需要控制最大迭代步长，约1e-3，并适当增大适应性系数，约1e-2，降低雅可比矩阵的病态程度。

只有在完整约束、系统稳定以及1阶或2阶连续可微3大前提条件下，式(3)才能降阶至稳定2阶或1阶DAEs，记为SI2或SI1。但是这些MBS建模限制不再适应轨道车辆闭环系统动力学的稳定性能分析要求。

以根轨迹图引领转向架参数优配，在车体与走行部之间要尽可能避免形成牵连运动关系，进而构成标称模型。具体地，依照轮轨横向动态制衡关系，在合理的轨道窗口内把握轮轨接触的(近)线性与非线性辩证关系，降低磨耗轮轨动力作用，尽可能提高极限速度并非仅仅临界速度。

根据维金斯的磨耗稳定理论，轮轨横向动态制衡关系是指车轮自旋蠕滑所产生的横向蠕滑力与轮对重力刚度所形成的恢复力之间的动平衡关系。通常临界速度的分析结果存在很大的差异性，其主要取决于转向架对车体所构成的复杂接口关系。而高速晃车作为系统响应输出，其会对相应的车轮蠕滑产生反馈影响。

与常规的根轨迹图不同，整车MBS的根轨迹图具有闭环极点、稳定裕度以及牵连运动关系3大稳定性态特征。在传递函数的有理分式假设条件下，伊万提出了根轨迹图及其临界阻尼稳定判据。而对于轨道车辆系统来讲，以基于谐波振荡的等效线性模型来逼近轮轨接触(近)线性关系，但是整车MBS仍然存在复杂约束关系，且在广义空间内形成了牵连运动关系。

整车稳定性态分析是指整车MBS根轨迹图所反映的稳定性质及其演变形态，其中，牵连运动关系可以起到积极或消极作用。如ICE3动车转向架采用了电机横摆吊架，在新车状态下牵引电机横摆模态与相应的转向架蛇行模态之间形成了十分稳健的牵连运动关系，以降低不稳定蛇行振荡的参振质量，其是改善动车转向架高速稳定性能的前提条件之一。

随着等效锥度增大，不稳定蛇行振荡形式会发生演变，其与抗蛇行机制密切相关。假若在较低的等效锥度下，在车体与走行部之间形成了牵连运动关系，抗蛇行频带吸能机制所形成的回转阻力矩失去了对车体不稳定蛇行振荡抑制的有效性，即所谓回转阻力矩有效性问题。相反，在较高的等效锥度下，不稳定蛇行振荡频率加快，大阻尼抑制蛇行机制迫使转向架摇头产生相位滞后，车轴横向力增大，进而轮对横移模态被激发并产生自激振动，即所谓轮对自稳定性问题。两者均会产生高速晃车现象，迫使车轮形成有害踏面磨耗。

在特定的轨道条件下磨耗轮轨形成局部密切性接触，接触点跳动形成小幅蛇行振荡，并迫使磨耗轮轨接触动力作用构成了输入激励。若在诸如单牵引杆横向/纵向动荷或抗蛇行高频阻抗作用所形成的相关激励影响下，整车MBS动力学性能恶化，车轮自旋蠕滑产生奇异变化，使钢轨形成了走行双光带或宽光带，进而演变成为磨耗轮轨滚动接触不良问题。由此可见，考虑到车轮自旋蠕滑奇异性，钢轨波浪形磨耗与车轮多边形磨耗两者形成机理具有相似性与伴生性。

整车MBS模型应该抓住轮轨接触和转向架悬挂2大非线性影响因素，以整车稳定性态的辩证分析观点来处理闭环系统的非线性，从而在统一/规范的轮轨型面匹配条件下获得标称模型，努力维系实际轮轨接触的(近)线性关系。相反，静态或准静态仿真的降阶方程SI2，其忽视了单/双牵引杆装置及其功能的差异性，进而形成了开环系统分析观点，其系统非线性研究成为悖论，并使耦合振动机制研究误入歧途。如此仿真分析工作并未对工程问题的解决起到启发思路或指导引领作用。

由于对WSP系统小蠕滑条件的错误理解，目前某些软件采用了静态或准静态摄动仿真分析方法以提高计算效率，其完全混淆了正则/奇异2类摄动问题及其相互转变条件。更为严重的是利用子结构或超单元及其静凝聚处理技术，建立柔性体缩减模型，进而在刚柔耦合系统仿真中仅凭借弹性联接单元来描述约束内力与弹性变形关系。这种所谓的运动耦合关系，其并未形成基于缩减刚度与质量阵的能量耦合关系，难以实现复杂约束及其内力的精准分析，进而无法进行耦合振动形成机制的深入研究。

如果一个非线性系统S(ε)中包含有一个难以精确确定或作缓慢变化的参数ε，则令ε＝0，使系统S(ε)退化为S(0)，进而把S(ε)看作是S(0)受到摄动(ε≠0)而形成的受扰系统。摄动方法是将问题简化成为在求解S(0)的基础上找出非线性系统S(ε)的运动表达式，且有正则与奇异2类摄动问题。如式(5)所示，正则摄动必须满足运动一致性与模型有效性条件，而奇异摄动则具有多解或分叉现象，不满足上述条件。

在小蠕滑无自旋错误假设下开环系统分析观点形成了如下2个值得注意的片面认知：

(1)大阻尼抑制蛇行机制及其对转向架不稳定问题的片面认知。传统的结构阻尼概念是在特定的工作频率下给出的，其并未强调相位滞后这一概念。具体地，谐振子2阶系统每周能量耗散ΔE＝cπωX²，试验测得每周损耗能量ΔE＝αX²，因而等效阻尼c_eq＝α/πω，α为常数，且认为其与谐振频率无关，则有

可得

结构阻尼系数

动态刚度(或称复刚度)k(1+iγ)

但是根据Kelvin模型(弹簧与阻尼并联单元)，令τ＝c/k，则有

可得

u₀＝k(1+iτω)q₀ (7)

其中，动态刚度k(1+iτω)可划分为实部与虚部2部分：蓄能刚度，X＝k；耗散刚度，X′＝kτω＝cω；且相位滞后Φ→-90°。

根据最佳损耗角概念，其与相位滞后形成互余关系，一般油压抗蛇行减振器则存在如下技术优点/缺陷：

①环形阻尼片可以产生较大的阻尼效应，但是液压缸度较低，且在二系空簧悬挂的横向刚度配合下，对不稳定蛇行振荡频率(1.0–2.0)Hz形成了所谓的低频结构阻尼，并形成了最佳损耗角；

②在大阻尼抑制蛇行机制下，只能采用诸如轮对镟修或钢轨/打岔打磨处理技术来维系上述最佳损耗角及其低频结构阻尼，因而日本新干线转向架经济型设计，其必须背负十分高昂的运维成本负担。

(2)抗蛇行频带吸能机制及其对车体不稳定问题的片面认知。Maxwell模型(弹簧与阻尼串联单元)，动态刚度包括蓄能刚度X和耗能刚度X′：

松弛时间，τ＝c/k

据此，可以得到Maxwell模型的如下3大特性曲线

相位滞后Φ＝atan(X′/X)

动态刚度

动态阻尼

与Kalvin模型不同，Maxwell模型可以获得了如下3个动态特性：

①Φ＝-90°,C_d＝c,K_d＝0，低频阻尼；

②Φ＝0°,K_d＝k,C_d＝0，高频阻抗；

③X′_max＝k/2，频带吸能。

抗蛇行的静态或准静态特性不再适用于其装车特性，如示功图或阻尼特性曲线。台架动态测试分析表明：抗蛇行装车特性具有Maxwell模型的可回归性，且在高速运行下呈现了频带吸能特性和高频阻抗作用。如ETR系列摆式转向架采用DISPAN抗蛇行减振器，每架2个抗蛇行减振器，单循环工作原理，液压刚度K，约16.3×2MN/m，线性阻尼标定值C，约540×2kN·s/m，吸能频带中心频率f₀＝K/2πC，约4.80Hz。但是某高铁线路，约2000km，钢轨打磨误差难以控制，CRH5高铁运维实践表明：若λ_e<0.06，则会形成轮轨滚动接触的磨耗不均匀问题。

ICE3转向架改进设计改善并增强了对轨道线路及其服役技术条件的适应性、友好性以及稳定鲁棒性，真正实现了高速转向架的安全舒适型设计。结合中国高铁运维实践，发明专利201510478259.1充分论证了德国ICE3系列转向架原型设计的技术缺陷及其所对轮轨磨耗和车体振动所造成的负面影响，如转向架振动报警及裙板支架开裂、齿轮箱壳体振裂以及热轴故障(轴箱轴承温度达到或超过安全阈值)等。

利用抗蛇行冗余设计形式，即每架4个抗蛇行减振器，实现了基于单/双循环工作原理的抗蛇行并联配置方案，引入了低频结构阻尼与高频阻抗作用2种减振技术手段，两者串联组合具有超前滞后校正的相似性。根据这一相似性，以抗蛇行参数优配来形成宽频带吸能机制，其消除并解决了一次蛇行现象及其所造成的奇异摄动问题，名义等效锥度λ_eN由原始的0.166降低至0.10，轮对纵向定位刚度由原始的120MN/m降低至35MN/m，极限速度亦可达到480km/h。

安全稳定评估表明：ICE3转向架改进设计能够实现如下3大技术目标：客运专线，λ_e＝(0.10–0.15)，MAX＝0.20，V_ds＝400km/h；新建无砟铁路，λ_e＝(0.10–0.30)，MAX＝0.35，V_ds＝350km/h；跨越新建有砟铁路或既有铁路三大干线降速至V_ds＝250/160km/h。

综上所述，高铁运维实践表明：磨耗轮轨接触动力作用是造成关键部件失效的主要关联因素之一。为了克服(准)静态摄动仿真及其分析技术缺陷，超高速受电弓研制有必要构建轮轨弓网栓耦合仿真技术平台，其轻量化设计也需要明确如下前提条件，即λ_e＝(0.10–0.15)，MAX＝0.20，构造速度V_ds＝400km/h，极限速度V_lim＝480km/h。

3动荷效应及其对随机振动失效形式影响规律

作为引入弓网耦合关系和车顶加速度激扰的子系统，全柔性受电弓仿真模型应该以复杂约束及其内力的精准分析来研判局部高应力及其对结构疲劳损伤影响程度，进而掌握其动荷效应及其对随机振动失效形式的影响规律。

柔性体是在MBS环境中引入的1种特殊实体单元，其具有惯性属性，且以动凝聚处理技术来逼近基于模态应变/应力的线弹关系。而柔性体对MBS的接口处理要更加重视其约束内力以及参振质量变化所造成的影响，并非简单地构成约束关系。

刚柔耦合仿真具有如下基本方程：

式中，ξ包括位移坐标X、欧拉角坐标Ω和模态坐标q^*，即ξ＝[X Ω q^*]^T；λ为待定因子，为与柔性体相关的完整约束，两者所构成的几何约束力包括科氏加速度所产生的陀螺惯性力及其影响；Q为包括弹性约束有势力在内的广义力。

在拉格朗日函数中，L＝T–V，根据动能T的二次型函数，且按照9常数假设，定义质量阵M，进而形成了所谓的刚性耦合、运动耦合、部分耦合以及全耦合4种方式。而势能V则包括重力势能、弹性应变能以及几何应变能3个组成部分。若几何应变能忽略不计，则可由有约束的拉格朗日方程整理得到如上式(4)所示的方程形式。若不能忽略几何应变能，亦可采用诸多仿真技巧来计入诸如重载车体的静挠度等影响。

从(非)保守系统的分析观点出发，如上式(6)的红框所示，参振质量具有时空可变性。具体地，质量阵对时间或空间的变化率形成了对耗散的贡献项，且产生了如下对系统耗散能力的积极或消极影响：①随着激扰频率加快，高频参振质量通常会不断降低，即所谓的局部高频参振质量，如降噪车轮，通常仅在轮辋内侧或轮辐外缘形成阻尼约束；②若局部参振质量参与到振动传递过程，则会造成对系统耗散能力的消极影响，如从新车到磨耗状态，振动响应逐渐趋于恶化。

参振质量具有时空可变性，其应用研究的意义主要表现在如下2个方面：

①在结构动力学的研究范畴内，利用瑞利商及相关算法，可以得到无/有约束的固有模态，其分析误差取决于有限元网格FEM的不断修正或更新，进而在连续体内更加准确地估算相应模态的分布质量，并使其振型更加逼近实际情况；

②但是从刚柔耦合系统模态分析的角度出发，复杂约束亦可造成实际参振质量变化，进而演变形成了(非)保守2类系统的稳定性质，甚至会在系统内部形成了相关激励，迫使系统动态行为不断恶化。

为了避免轻量化车体产生1阶垂弯模态的弹性振动，假若日本新干线高铁车辆采用降低单牵引杆和抗蛇行减振器端节点径向刚度来减轻单牵引杆所形成的的相关激励影响，则会形成如下2个负面影响：①以整个转向架(动车约7.3t，拖车约6.9t)作为动态吸振因子，则会加剧车轮失圆磨耗程度，增强输入激励；②进一步暴露了大阻尼抑制蛇行机制的技术局限性，轮对镟修周期不足10万公里，难以满足车体服役技术寿命15年。

确保关键部件的技术可靠性是确定构造速度及其修程修制的关键性因素之一。根据IEC61373的相关技术规定，以单辅或双辅牵引变流器的橡胶吊挂参数优化设计来降低整备车体的横向参振质量，减轻其对铝合金车体的动荷效应，进而满足车辆服役技术寿命30年要求。

尽管如此，高速转向架动力学性能是保障铝合金车体服役寿命30年的前提条件之一。如德国ICE有砟铁路，钢轨E2，轨底坡1:40，车轮型面选用宽轮缘S1002G(轮缘增厚3.5mm)。因而两者形成了不合理的轮轨型面匹配条件，名义等效锥度λ_eN＝0.166，名义滚动圆距离轨头中心线8mm。稍有磨耗即可偏向轨距角一侧并造成钢轨滚动接触疲劳RCF(Rolling Contact Fatigue)问题，如同细丝般的一系列斜向裂纹。为此，德国DB铁路公司不得不采用钢轨预打磨处理技术手段，但是其误差要求十分苛刻，λ_e＝(0.10–0.13)，Max＝0.15。假若实际等效锥度λ_e<0.10，一次蛇行将转变为二次蛇行并形成高速晃车现象，其迫使车轮逐渐形成多边形磨耗问题。

而新建无砟铁路的运维实践则出现了更多技术问题。如转向架构架振动报警故障，其导致单/双辅牵引变流器发生横向耦合共振。结果某些橡胶吊挂的自重楔紧失效进并导致牵引变流器的横向窜动，从而迫使大量裙板支架振动开裂。山区线路运用进一步发现：磨耗轮轨接触动力作用造成齿轮箱壳体开裂漏油，并在南方雨季以及轮轨湿摩擦影响下也会出现十分严重的车轮多边形磨耗问题，其中，6％的动力轮对因累计误差而产生动平衡问题。

构建轮轨弓网双耦合仿真技术平台是非常必要的，其可提供诸如整车稳定性态分析、整备车辆刚柔耦合系统模态分析以及统计/频响特征互补分析工具，为在合理科学的修程修制下提升构造速度提供了必要的技术支撑。具体地，以输入/相关激励来正确研判正则/奇异摄动及其相互转变条件，进而深入研究耦合振动形成机制并制定相应的减振技术对策；以复杂约束及其内力的精准分析来保障动应力恢复MSR的正确性，进而研判局部高应力及其对结构损伤程度，并确定其危险区域。

在此类设计的基础上，本发明提出了新型高速受电弓的轻量化设计形式，其继承并得到了上述既有技术优点或设计启发。具体地，如图2～7所示，本实施例提供了一种新型高速受电弓，其包括：弓头与平衡架1，所述弓头采用钢簧或空气悬挂，所述平衡架与上臂杆及平衡杆2、下臂杆及拉杆3以及绝缘底架4构成了6连杆机构，在升弓/降弓过程中保持弓头平衡架处于水平状态，且在工作高度下以简易空簧构成弹性支承，此类设置均为现有技术的常规设置。

作为主要的发明点，下臂杆在继承DSA380的下臂杆根部5设计优点的基础上，还设有用于合理分散上臂与下臂铰接约束内力并降低其动荷效应的鸭蛋圆联结结构6：在所述鸭蛋圆联结结构的两侧设有2个铰接座7，通过所述上臂杆的底管内安装铰接轴，构成了上臂杆与下臂杆的铰接约束，进而增大了两侧铰接座的横向跨距，降低了所述上臂杆与下臂杆的铰接约束内力；所述鸭蛋圆联结结构的上部弯曲使得两侧铰接轴位置抬高，以便落弓时不发生结构干涉，使整体尺寸更加紧凑；所述下臂杆采用铸铝材质，壁厚10mm，鸭蛋圆联结结构与下臂杆根部以对接焊缝形式8构成，其有效规避了实体铰接座与薄壁侧柱管件焊接设计禁忌，使得最大动应力出现在根部轴承座附近，且动态成分变化幅值很小，均方差(RMS)_3σ很低，从而将高周疲劳转变为静强问题，实现了降本降费的技术目标。

实际试验及后续生产当中，鸭蛋圆联接结构6与下臂根部5两者均为铝合金材质，挤压成型或铸铝件，壁厚10mm，并通过对接焊8联接起来，其焊接质量等级A。鸭蛋圆联接结构6与两侧铰接座7之间要按照铝合金与钢不同材质来制订焊接工艺流程，其焊接质量等级A。待焊接疲劳安全性得到充分验证或确认后，上述2个焊接质量等级可以分别降低至B和C，其中，鸭蛋圆联接结构6与下臂根部5之间的对接焊8需要必要的辅助工装以保障其形位公差要求。

通过典型案例分析对比，超高速受电弓形成了新型轻量化设计形式，以鸭蛋圆连接结构来合理分散上臂与下臂铰接约束内力并极大程度地降低其动荷效应，高周疲劳问题转变为静强问题。但是这一集成创新技术成果仍然需要以高速转向架动力学性能作为1项重要的前提条件。如在某些特定路段，一旦车轮有害磨耗踏面与钢轨磨耗轨头表面形成局部密切性接触，刚柔耦合仿真分析表明：其对车下与车上设备均会产生横向耦合振动影响，甚至会再次发生转向架振动报警故障。

为此，所述步骤S5后还设有如下步骤：

S6：所述新型高速受电弓轻量化设计，其动态性能技术验收需要评估动应力和加速度测试数据。具体地，在接触线松弛度满足技术要求的前提条件下，动态仿真与测试数据对比分析工作包括平稳性评价、危险区域研判及其动荷评估3个组成部分。

根据本实施例的设计方法与试验过程中，要考虑如下五点前提条件：

(1)400km/h或超高速转向架应当参照发明专利201510478259.1所述的方法进行参数优配，合理选用抗蛇行减振器及其参数配置，并根据EN18302–2013的相关规定，进行基于台架动态试验的服役性能及技术可靠性检测与评估。

(2)为了避免发生高速晃车现象，电机吊架的弹簧板刚度较原始设计值增大20kN/m。在400km/h及以上运行时，牵引电机吊架横摆加速度均方差(RMS)_3σ略大于其许用值4.7m/s²(IEC61373)，有必要进行振动疲劳安全性校核并明确其危险区域，如牵引电机吊架的前后立板根部转角边缘处。

(3)在较为理想的线路条件下，实际等效锥度λ_e＝(0.10–0.15)，最高试验速度不得超过极限速度480km/h。否则，若车速≥480km/h，车轮自旋蠕滑奇异性会造成轮对服役技术安全性问题。如擦伤或擦轮，甚至会造成踏面(浅)表层缺陷等，其会加剧车轮踏面下凹型磨耗，进而导致磨耗轮轨接触动力作用及其对整备车辆刚柔耦合振动的负面影响。

(4)在ICE3转向架改进设计下，仍然有必要按照IEC61373相关技术规定进行车下设备橡胶吊挂参数优化设计，尽可能避免铝合金车体下部1阶横弯模态发生耦合共振。具体地，车下设备吊挂选用高弹橡胶，比例阻尼(0.3–0.5)％。若车下质量>1250kg，如单辅或双辅变流器等，则需要以具有楔形接口的橡胶堆来实现自重楔紧，尽可能提高其吊挂点的垂向刚度，根据隔振原理，选取其吊挂点的横向刚度；若车下质量≤1250kg，则采用螺栓预紧方式迫使锥形橡胶堆形成较大的X-Y-Z三向刚度，尽可能衰减并减轻其自身振动及其产生的动荷影响。

(5)参照UIC518或EN14363相关技术规定，编制型式试验大纲以确认在如下线路服役技术条件下，λ_e＝(0.10–0.15)，最大值MAX＝0.20，构造速度V_ds达到400km/h，其技术验收务必包括如下3个相关性分析：动车后位转向架电机横摆加速度及其对车体后部横向加速度影响；拖车后位转向架构架横向加速度及其对车下吊挂单辅或双辅牵引变流器横向加速度影响；恒速或调速控制及其对端部转向架前导轮对轴箱横向加速度影响。

在上述极限/构造速度得到确认后，新型高速受电弓具备了技术验收条件，并制订如下试验方案：

(1)在上臂与下臂上部各布置1个加速度测试点，合理选用加速度传感器，尽可能消除强电磁干扰影响。

(2)在上臂顶管根部、上臂与下臂铰接座以及下臂根部轴承座附近，确定3个应变片的贴片位置。

(3)逐步提速接近400km/h并完善WSP系统数据采集与积累，进而形成最佳自适应控制方案，并制订相应的司机操作规范。特别是包括提速、恒速以及降速的巡航速度控制模式不得随意切换，以避免造成不必要的擦轮或擦伤，甚至踏面(浅)表层缺陷。

(4)在受电弓装车前，再次利用锤击法检测弓头悬挂振动响应特性，尽可能降低受电弓一侧的高频参振质量，同时也要保障低阶横向弹性模态频率≥12Hz，避免发生横向耦合共振。

(5)在受电弓装车后，首先利用简易空簧伸缩至不同工作高度，升弓或降弓无干涉或其它异常情况，然后再调整至实际工作高度，其与接触线之间保持额定压力约80N，进入试验准备状态。

在400km/h或超高速线路试验之前，要再次进行联调联试以保障接触网安全性和信号通讯系统状态完好与畅通。特别是接触线的松弛度，需要通过上臂顶管根部的贴片应力测试结果来进行必要的技术评估。若有必要，需要再次合理调整局部接触线的张力。

S6中，平稳性评价指的是，进行上臂与下臂振动加速度的采样统计特征值与频响特性对比分析，并观察受电质量，是否发生脱弓或电弧现象等。

危险区域研判指的是，利用高通/低通滤波处理，评估局部高应力的(准)静态和动态成份，并对其动态成份进行频响分析，确定其与上臂/下臂弹性模态振动的相关性，进而研判随机振动的失效形式。

动荷评估指的是，利用雨流法，给出应力循环幅频统计分析图，确定最大应力循环幅值，并根据铝合金材质S-N曲线，估算其技术服役寿命。

在充分考察上述3个方面性能后，评判受电弓的危险区域是否与仿真分析结论具有一致性，即下臂根部轴承座附近，并给出详细的仿真分析与试验测试对比分析结论，如最大热点应力统计特征值，包括(准)静态值、均方差(RMS)_3σ、最大值MAX以及最大应力循环幅值，并通过高通滤波技术，给出动态成份及其频响特征。

同时根据转向架轴箱和构架的测试加速度分析结果，给出是否满足WSP系统的小蠕滑条件研判结论。根据UIC518或EN14363规定，以不稳定蛇行振荡频率与幅值作为衡量磨耗轮轨接触动力作用的主要技术指标，拟定400km/h或超高速线路试验是否成功的技术结论。

最后应说明的是：以上各实施例仅用以说明本发明的技术方案，而非对其限制；尽管参照前述各实施例对本发明进行了详细的说明，本领域的普通技术人员应当理解：其依然可以对前述各实施例所记载的技术方案进行修改，或者对其中部分或者全部技术特征进行等同替换；而这些修改或者替换，并不使相应技术方案的本质脱离本发明各实施例技术方案的范围。

Claims (8)

1.一种新型高速受电弓，包括：弓头与平衡架，所述弓头采用钢簧或空气悬挂，所述平衡架与上臂杆及平衡杆、下臂杆及拉杆以及绝缘底架构成了6连杆机构，在升弓/降弓过程中保持弓头平衡架处于水平状态，且在工作高度下以简易空簧构成弹性支承，其特征在于，下臂杆在继承DSA380的下臂杆根部设计优点的基础上，还设有用于合理分散上臂与下臂铰接约束内力并降低其动荷效应的鸭蛋圆联结结构：在所述鸭蛋圆联结结构的两侧设有2个铰接座，通过所述上臂杆的底管内安装铰接轴，构成了上臂杆与下臂杆的铰接约束，其增大了两侧铰接座的横向跨距，并降低了所述上臂杆与下臂杆的铰接约束内力；所述鸭蛋圆联结结构的上部弯曲使得两侧铰接轴位置抬高，以便落弓时不发生结构干涉，使整体尺寸更加紧凑；所述下臂杆采用铸铝材质，壁厚10mm，鸭蛋圆联结结构与下臂杆根部两者以对接焊缝形式构成，其有效规避了实体铰接座与薄壁侧柱管件焊接设计禁忌，使得最大动应力出现在根部轴承座附近，且动态成分变化幅值很小，均方差(RMS)_3σ很低，从而将高周疲劳转变为静强问题。

2.一种权利要求1所述的新型高速受电弓的轻量化动态设计方法，其特征在于，包括如下5个主要步骤：

S1、利用拓扑关系图，合理简化处理复杂约束关系，并构建超高速轨道车辆的整车多体系统MBS仿真模型，进而以根轨迹图引领转向架参数优配，避免在车体与走行部之间形成牵连运动关系，降低磨耗轮轨接触动力作用，尽可能提高极限速度；

S2、在步骤S1的基础上，根据子结构模态综合法及特征约束模态概念，制定柔性车体对多体系统MBS的接口处理技术对策，并构建整备车辆刚柔耦合系统的仿真模型，其中，柔性车体模型包括车上与车下设备；

S3、考虑到弓头额定压力80N以及简易空簧弹性支承，构建全柔性受电弓子系统的仿真模型，其低阶横向弹性模态频率不得低于12Hz，从而获取诸如上臂、下臂及弓头平衡架3者之间铰接约束内力的精准分析结果，以确保模态应力恢复MSR的正确性；

S4、根据同名覆盖原则，将全柔性受电弓子系统仿真模型集成到整备车辆刚柔耦合系统仿真模型当中，按照弓网常接触和纵向/横向摩擦正交性2个假设条件，以浮动共点恒定/可变刚度的弹性联接方式来定义弓网接触摩擦关系，进而构成包括轮轨弓网双耦合关系的刚柔耦合集成系统仿真模型；

S5、在基于有限元FEM和多体系统MBS的软件分析综合技术平台支撑下，进一步构建了轮轨弓网双耦合仿真技术平台，以复杂约束及其内力的精准分析来研判局部高应力及其对结构疲劳损伤影响程度，通过典型案例分析来正确认知超高速受电弓轻量化设计的关键技术问题，进而设计合理分散上臂与下臂铰接约束内力并降低其动荷效应的联接结构，将高周疲劳转变为静强问题。

3.根据权利要求2的新型高速受电弓的轻量化动态设计方法，其特征在于，所述步骤S1整车MBS仿真模型是以动车MC01/08作为研究对象，以整车稳定性态分析来指导高速转向架安全舒适型设计，在统一/规范的轮轨型面匹配条件下科学提升极限速度，

为了克服德国ICE3系列转向架原型设计所存在的技术缺陷，以单循环或双循环工作原理的抗蛇行减振器来构成抗蛇行并联配置，进而引入低频结构阻尼与高频阻抗作用2种减振技术手段，两者并联组合具有超前滞后校正的相似性。利用这一相似性，以抗蛇行参数优配来实现宽频带吸能机制，进而能够满足如下3大技术目标要求：

彻底消除一次蛇行及其转变为二次蛇行的可能性，名义等效锥度λ_eN降低至0.10，并回归到统一/规范的轮轨型面匹配条件；

有效解决轮对自稳定性和回转阻力矩有效性2大技术问题，降低磨耗轮轨接触动力作用，尽可能提高极限速度V_lim＝480km/h；

兼顾转向架高速与低速动力学性能，确保在服役车速(160-480)km/h范围内安全平稳运行。

4.根据权利要求2所述的新型高速受电弓的轻量化动态设计方法，其特征在于，所述步骤S2整备车辆刚柔耦合系统的仿真模型是以拖车TC02/07的柔性车体模型作为研究对象，其中，所述车下设备包括单辅或双辅牵引变流器、变压器、电控柜以及集便器；所述车上设备包括空调机组与受电弓及其整流罩；

与碳钢/不锈钢车体不同，铝合金车体具有无纵梁无骨架的结构特点，整体刚度较大，但是容易形成局部弹性振动，因而整备车辆刚柔耦合振动分析工作需要遵循如下3个原则：

车下设备吊挂选用高弹橡胶，比例阻尼(0.3–0.5)％，且通过螺栓预紧或自重楔紧的技术方式，减小并降低其自身振动及其所形成的动荷效应；

对于车下设备>1250kg，按照隔振原理来优选其横向吊挂刚度，避免铝合金车体下部发生1阶横弯模态的自激振动；

在合理科学的修程修制下提升构造速度：如λ_e＝(0.10–0.15)，最大值MAX＝0.20，V_ds＝400km/h，所述构造速度或称设计速度。

5.根据权利要求2所述的新型高速受电弓的轻量化动态设计方法，其特征在于，所述步骤S3全柔性受电弓子系统的仿真模型是在充分考虑上臂与下臂柔顺性的前提条件下所构建的落地模型，其能够更好地体现整个受电弓及其弓头悬挂的固有振动特性，且具有与模态测试分析结果的可比性，

作为引入弓网耦合关系和车顶加速度激扰的子系统，全柔性受电弓的落地模型具有如下2个主要技术特点：

除弓头平衡架以及底座整流罩外，上臂与下臂以及拉杆和平衡杆均为柔性体，彼此铰接约束内力包括静态或准静态与动态2种成分；

在不同工作高度下，子系统模态分析包括弓头悬挂与平衡架升/降运动模态和上臂及平衡杆与下臂以及拉杆弹性模态2个子集。

6.根据权利要求2所述的新型高速受电弓的轻量化动态设计方法，其特征在于，所述步骤S4包括轮轨弓网双耦合关系的刚柔耦合集成系统仿真模型，其中，接触线、碳滑板弓头以及平衡架3者之间的相关约束处理规则如下：

根据弓网常接触假设，以浮动共点恒定/可变刚度弹性联结技术来不断逼近其单边约束关系；

根据纵向/横向摩擦正交性假设，利用连续摩擦模型，在碳滑板和接触线及其相应的浮点之间分别定义纵向/横向摩擦力；

上述2项简化处理技术措施能够较好地计入弓头钢簧悬挂所形成的横向间隙冲击作用，或弓头空气悬挂所造成的碳滑板表面不规则磨损及其不确定性影响因素，或称超高速弓网接触所形成的输入激励。

7.根据权利要求2所述的新型高速受电弓的轻量化动态设计方法，其特征在于，所述步骤S5轮轨弓网双耦合仿真技术平台，通过引入磨耗轮轨接触动力作用、碳滑板磨损所形成的横向摩擦扰动以及相关的流固耦合效应3个主要不确定性影响因素，更好地进行典型案例分析，进而明确超高速受电弓轻量化设计有效规避高周疲劳的关键技术问题。

8.根据权利要求2-7任一项所述的新型高速受电弓的轻量化动态设计方法，其特征在于，所述高周疲劳转变为静强问题是以如下超高速列车或动车组型式试验作为前提条件：λ_e＝(0.10–0.15)，MAX＝0.20，构造速度V_ds＝400km/h，极限速度V_lim＝480km/h。

为此，所述步骤S5后还设有如下步骤：

S6：所述新型高速受电弓轻量化设计，其动态性能技术验收需要评估动应力和加速度测试数据，具体地，在接触线松弛度满足技术要求的前提条件下，动态仿真与测试数据对比分析工作包括平稳性评价、危险区域研判及其动荷评估3个组成部分。