车辆气动力系数（共7篇）
车辆气动力系数 篇1
0 引言
随着资源和空气污染问题的不断加剧, 使得电力驱动的应用越来越广泛, 不仅在家里, 而且在汽车业也越来越流行, 比如现在的混合动力汽车。混合动力汽车不仅能有效利用电力, 提高燃料利用率, 还可以减少废气排放, 因此电能存储车辆将是未来发展的一个趋势[1]。
1 电储能再生制动系统原理
电储能再生制动系统的结构如图1所示。
其工作原理为:当车辆减速或制动时, 主控制单元分析系统的运行速度、制动强度、电池能量值的信号, 控制电子控制离合器快速顺利结合, 并将控制命令传到电机控制器, 使电机工作在发电模式, 从而制动, 并将转化的电能存储到储能电池组, 完全回收制动能量实现电能转换。当车辆启动时, 主控制单元对电池的能量值信号进行判断, 若其能量大于驱动器的阈值, 则控制电控离合器快速结合, 将控制指令传递给电机控制器, 使电动机工作在驱动模式下。当蓄电池组的能量转化为动能, 驱动车辆开始行驶时的速度达到一定值时, 由原始的车辆动力系统驱动车辆[2]。
2 利用附着系数
为了定量地说明车辆制动时路面附着条件的利用率, 引入利用附着系数z。由于前、后轮的附着系数不同, 表示为:
其中:φi为第i轮的利用附着系数;Fxbi为车辆第i轮的地面制动力, N;Fzi为地面对第i轮的法向反力, N。
2.1 前轮的利用附着系数计算
前轮或前后轮同时出现抱死趋势时, 车辆产生的制动减速度为:
其中:z为制动强度;g为重力加速度;v为车辆的速度。
前轮地面制动力为:
其中:G为车辆重力, N;β为制动力分配系数。
前轮地面法向反力为:
其中:L为轴距, m;b为质心到后轴的距离, m;hｇ为车辆质心高度, m。
将式 (3) 、式 (4) 代入式 (1) , 得前轮利用附着系数为:
2.2 后轮利用附着系数计算
同理求得后轮利用附着系数为:
其中:a为质心到前轴的距离, m;Fxbr为后轮地面制动力。
由式 (5) 和式 (6) 绘制出电储能XQ6103客车[3]空载、满载时机械制动系统的利用附着系数φ与制动强度z的关系曲线, 如图2所示, 其中利用附着系数与制动强度都是相对量, 单位为1。
当车辆的利用附着系数与制动强度越接近, 地面附着条件利用越充分, 车辆的制动力分配越合理;当值相等时, 称为同步附着系数, 表示为:
城市的路面附着系数通常都在0.6~0.8之间, 代入相关参数, 由公式 (7) 计算得满载同步附着系数为0.875, 空载同步附着系数为0.832。
3 ECE法规对车辆的规定
ECE第13号法规[4]对车辆各轴之间制动力分配的明确要求如下:
(1) 对于φ=0.2~0.8之间的双轴车辆, 要求制动强度z≥0.1+0.85 (φ-0.2) 。即前后轮利用附着系数φ≤ (z+0.07) /0.85。
(2) 对于M3客车, 当制动强度z在0.15~0.3之间时, 要求前轮的利用附着系数曲线位于后轮的利用附着系数曲线上方, 同时前轮的利用附着系数曲线位于曲线φ=z±0.08之间, 后轮利用附着系数φr≤z+0.08;当制动强度z≥0.3时, 应保证前、后轮的利用附着系数曲线满足关系式φi≤ (z-0.02) /0.74。结合图2, 可以看出电储能XQ6103客车在满载、空载情况, 前、后轮利用附着系数都能够满足ECE法规的要求, 如图3所示。图3中, 下限φ=z-0.08不适用于后轴的附着系数。
根据ECE法规对M3客车的制动力分配要求, 可以确定:
将式 (5) 、式 (6) 与式 (8) 联立整理得到制动力分配系数β与制动强度z的关系为:
由式 (9) 得到制动力分配系数的控制曲线如图4所示, 其中制动力分配系数为比值量, 单位为1。由图4可看出满足ECE法规的制动力分配系数β范围在前轮严格上控制线和抱死顺序控制线之间, 为保证车辆具有良好的制动性能, 其制动力分配系数β应位于该区间内。变换求得满足ECE制动法规要求的车辆前、后轮制动力变化范围, 如图5所示, 即图5中虚线所围成的区域。
电储能XQ6103客车由于再生制动系统参与制动, 整车制动力分配系数β发生变化, 前后轮制动力不再按传统机械制动系统的固定比例0.5分配。为了保证车辆具有较好的制动性能, 制动力分配系数β应在合理范围内的变化。
将电储能XQ6103客车结构参数代入式 (8) , 根据ECE法规确定制动力分配系数β的上、下限值。空载时, 制动力分配系数β值的变化范围为0.395≤β≤0.5;满载时β值的变化范围为0.386≤β≤0.489。综合空载与满载两种状态, 电储能XQ6103 客车满足ECE法规的制动力分配系数β的变化范围为0.395≤β≤0.489。
然而, 上述制动力分配系数β变化范围的界定方法过于严格, 从图4可以看出, 只有制动强度为0.3时, 制动力分配系数β上限才减至0.489, 其他制动强度下, 制动力分配系数β上限较高。对于后轮驱动车辆的再生制动系统, 制动过程中由于再生制动的参与, 其制动力分配系数β上限为0.5。因此, 在保证制动的稳定性及安全性的前提下, 考虑到便于车辆机械制动与再生制动的协调控制, 最终确定整车制动力分配系数β的变化范围为0.4≤β≤0.5。[5,6,7]
4小结
本文对电储能车辆机械制动系统的制动特性进行研究, 通过车辆制动过程受力分析, 确定了电储能XQ6103客车空载、满载同步附着系数分别为0.832和0.875, 通过分析表明, 前后轮利用附着系数都能够满足ECE法规要求, 制动力分配较为合理。 根据ECE制动法规要求, 在满足车辆制动性能和制动稳定性、安全性的前提下, 结合再生制动系统的制动特性, 确定了车辆制动力分配系数的变化范围, 为再生制动力分配和再生制动控制策略的设计提供了理论依据。
摘要：基于XQ6103客车对电储能再生制动系统进行了分析, 为了在保证车辆制动稳定性及安全性的前提下, 尽可能利用再生制动系统回收制动能量, 需要根据ECE法规对车辆前后轮制动力分配要求及车辆的结构参数进行设计, 合理确定制动力分配系数β的变化范围, 实现制动能量回收最大化。
关键词：并联式,制动力分配系数,再生制动系统,电储能
参考文献
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车辆气动力系数 篇2
重型矿用汽车主要以矿区短途运输为主要任务,为适应矿山坡度多变的道路和车辆空满载交替运行的要求,矿用汽车往往需要频繁进行换挡操作。为了适应这一工况,许多矿用汽车装备了自动变速器。目前,矿用车自动变速器换挡策略常以车速、油门开度、发动机转速等作为控制参数,并将发动机性能参数和影响车辆行驶状态的因素设为定值。基于这种方法制订出的换挡策略难以准确、真实地反映车辆的行驶状态,且在实车运行时会出现一些如动力不足和循环换挡的问题[1]。针对这一问题,很多学者进行了研究,验证了车载质量和道路坡度等因素对换挡车速存在一定的影响,但这些研究大都是针对车辆轻载下坡和重载上坡的典型工况进行的,且制订的换挡策略引用的参数较多,很多参数在实际运行过程中难以测量,对换挡策略的应用造成了一定的局限性[2,3]。本文以某32t矿用车为对象,针对矿用自卸汽车的使用特点,提出“车辆负荷系数”这一参量,综合表征车辆当前的行驶道路条件和载荷状况,并将其计入换挡参数中,同时结合“相邻挡位换挡前后的加速度相等”这一计算条件[4],对以往的两参数或三参数换挡策略进行修正,以得出最佳的动力换挡点。
1 传动系统数学模型
1.1 发动机模型
通过函数叠加法建立M11-C350全程式柴油发动机的全范围连续调速特性数学模型,形式如下:
式中,ne为发动机转速;α为油门开度;nemax为发动机最高空载转速;Tem、Te0分别为发动机最大转矩和额定转矩;nem、ne0分别为发动机最大转矩对应转速和额定转速;nL、nH分别为发动机最低怠速和最高怠速;b为调速阶段曲线的斜率修正量,数值在1~10范围内。
将发动机的相关参数代入式(1)、式(2)即可得到其数学模型,再用MATLAB进行曲线拟合,最后得到M11-C350柴油发动机稳态的连续调速数学模型,如图1所示。
1.α=50%2.α=60%3.α=70%4.α=80%5.α=90%6.α=100%
1.2 液力变矩器数学模型
首先通过试验得到一组关于变矩器泵轮和涡轮转矩与转速的数据(nb、Tb、nt、Tt),然后通过下式处理:
式中,nb、nt分别为泵轮和涡轮转速,r/min;Tb、Tt分别为泵轮和涡轮转矩,N·m;i为变矩器速比;K为变矩比;η为变矩器效率;D为变矩器有效直径,m;g为重力加速度,m/s2;ρ为传动液密度,kg/m3;λb为泵轮力矩系数,min2/(m·r2)。
得到关于变矩器速比、效率、变矩比及泵轮力矩系数的一组数据(i、ρλb、K、η),通过拟合得到液力变矩器的数学模型,如图2所示。
在液力变矩器的原始特性曲线上,可选取几个典型的工况点,主要包括零速工况点、最高效率工况点、耦合器工况点以及高效区(ηp≥0.75)工况点等。
1.3 发动机与液力变矩器的共同工作特性
1.3.1 共同工作的输入特性
根据式(3)和得到的变矩器原始特性,可推导出其输入特性,形如下式:
将该变矩器几个典型工况下的输入特性曲线绘出,如图3虚线所示,其中,i0表示零速工况,ih表示耦合器工况,ip1表示高效区的左端点工况,ip2表示高效区的右端点工况,它与最高效率工况重合。
1.α=50%2.α=60%3.α=70%4.α=80%5.α=90%6.α=100%
当发动机的净输出转矩和转速与液力变矩器的转矩和转速相同时,二者就可以稳定地共同工作[5]。以相同的坐标比例把发动机净特性和液力变矩器输入特性画在一起,它们的交点就是二者的共同工作点,一系列交点构成的扇形面积就是其共同工作的范围。
1.3.2 共同工作的输出特性
共同工作的输出特性主要是指发动机与变矩器共同工作时,液力变矩器涡轮轴上输出的转矩和油耗等与涡轮转速之间的关系[6]。首先在液力变矩器原始特性曲线上查出对应于所选转速比下的变矩系数K,并在共同输入特性图中查出所选转速比下共同工作的转矩Tb和转速nb。然后按照式(3)计算出对应的nt和Tt。最后以nt为横坐标,Tt为纵坐标绘制出共同工作的输出特性曲线,见图4。
2 动力换挡策略的制订
2.1 车辆负荷系数
将车辆负荷度Δa定义为汽车空载在平坦、良好沥青混凝土路面上直线行驶(标准工况)的加速度ak与汽车实际加速度au之差[7?8],即
1.α=50%2.α=60%3.α=70%4.α=80%5.α=90%6.α=100%
最终可将式(5)化简为以下形式:
式中,Δa为车辆负荷度,m/s2;ak、au分别为汽车在标准工况下的加速度和汽车实际加速度,m/s2;f、f0分别为实际路面和标准路面滚动阻力系数;δ为旋转质量换算系数;θ为道路坡度角;β定义为车辆的装载质量与空车质量的比值,称为载荷率。
根据车辆负荷度的概念,可知汽车空载在标准路面上直线行驶时车辆负荷度为0。依据重型矿用自卸车可能工作的最恶劣环境,规定其满载在坡度pmax=0.35,滚动阻力系数fmax=0.2的道路上爬坡行驶时的车辆负荷度为最大,记为Δamax。在此前提下,定义“车辆负荷系数”为当前行驶工况下的车辆负荷度Δa除以该车型在最恶劣行驶工况下的车辆负荷度Δamax得到的比值,其值在0~1之间,即
由式(6)可知:在其他条件相同的情况下,车辆负荷度能够在一定程度上反映载荷率β、滚动阻力系数f、坡度角θ等的变化情况。对于重型汽车来说,根据以上定义,其最恶劣行驶工况下的车辆负荷度是个定值,只要知道了车辆负荷系数,就意味着知道了当前行驶工况下的车辆负荷度。所以,车辆负荷系数可以对车辆负荷度进行量化,并能表现它描述车辆行驶工况的意义,且由式(5)和式(7)可以看出,车辆负荷系数只需要检测或计算当前加速度再经过计算就可得到,无需检测载荷率和道路坡度等,这给实车测量带来了方便,故可以将车辆负荷系数作为一个修正指标,来对车辆行驶过程中遇到的各种复杂工况进行整体的描述。
2.2 动力换挡策略的求解
用图解法求解重型矿用汽车动力换挡策略的步骤如下。
(1)当前车速:
式中,rd为驱动轮半径,m;iz为传动系统总传动比。
由发动机与液力变矩器的共同输出特性得到确定油门开度α下变矩器涡轮扭矩和涡轮转速的关系Tt=f(nt),再将式(8)代入该式就可得到涡轮转矩与车速的关系Tt=f(u)。
(2)加速度:
式中,m为车辆质量;ηz为传动系统变矩器效率;Fd、Fw、Fθ、Ff分别为驱动力、空气阻力、坡度阻力和滚动阻力。
根据式(9)计算确定油门开度α下,车辆负荷系数ξ分别为0和1时各个挡位的加速度与速度的关系。
(3)根据式(7)以及步骤(2)得到的车辆负荷系数为0和1时各油门开度α下的加速度与车速的关系计算其他车辆负荷系数时的加速度与车速的关系。
以车辆负荷系数ξ=0.3为例,已知车辆负荷系数为0时的加速度ak和车辆负荷系数为1时的加速度as,根据式(5)和式(7)可知当前的加速度为
由此可得到车辆负荷系数为0.3时的加速度特性曲线如图5所示。同理可得到其他车辆负荷系数下的加速度特性。
(4)将同一油门开度α和同一车辆负荷系数ξ下的各挡位加速度特性曲线绘制在同一个坐标系中,则相邻挡位的加速度特性曲线的交点即为此时的最佳换挡点,如图5中圆点所示。
分别取油门开度α为50%,60%,70%,80%,90%和100%,车辆负荷系数ξ为0,0.15,0.3,0.45,0.6,0.85和1,在对应的加速度特性曲线中找到相邻挡位的曲线交点值,可以得到相应的最佳换挡车速。对于相邻两挡的加速度特性曲线没有交点的情况,则取当前挡位的最大车速作为换挡车速[9]。
通过以上几步,可得到各工况下的最佳动力换挡车速。在MATLAB环境下,可将得到的最佳动力换挡曲面绘出,见图6。
将图6的三维换挡曲面向二维坐标投影,可得到不同车辆负荷系数和不同油门开度下的换挡曲线,如图7和图8所示。图中,Ⅰ~Ⅴ分别表示1~5挡。
从图7中可以看出,随着车辆负荷系数的增大,最佳换挡车速不断增大,在高挡位时表现得更加明显。对于同一油门开度,车辆负荷系数达到0.8后,换挡车速均为当前挡位的最大车速。从车辆负荷系数的定义可知,车辆负荷系数越大,车辆的载重越大或车辆行驶的路面状况越恶劣,此时需要输出更大的扭矩来保证车辆的运行,而换挡车速的增大保证了这一点,可以使车辆在较大负荷系数时未达到换挡车速前一直保持低挡位运行,以输出更大的扭矩。从图8中可以看出,随着油门开度的增大,最佳换挡车速不断增大,在油门开度为50%~90%时,对于同一车辆负荷系数,换挡车速基本上表现为等间隔增大。从图8中还可以看出,车辆负荷系数为0.8~1时,不同油门开度下的换挡车速稳定在当前挡位的最大车速。
3 仿真分析
3.1 工况设置
在MATLAB/Simulink软件环境下建立了自动变速仿真系统的总模型。其中,换挡逻辑模块为仿真的中心模块,该模块采用stateflow工具箱建立[10],它的主要任务是将当前车速u与最佳换挡车速u*进行比较,从而得出升挡、降挡或保持挡位不变的判断,最终输出合适的挡位。本文根据矿用自卸车经常工作的环境和路况设定了复合仿真工况,包括空载平路、满载平路、满载上坡以及空载下坡等工况,模拟了车辆自启动→行驶到装车点→装载后行驶一段平路后上坡到卸货点→空载下坡→空载返回装车点的全过程。具体的仿真工况体现在对信号的设置上,如图9所示。
仿真总时间设置为60s,仿真过程中油门开度定为70%,路面滚动阻力系数选为0.04,风速忽略不计。
3.2 结果分析
依照上述设置,对整个系统进行了仿真,部分仿真结果如图10~图13所示。
由仿真结果可以看出,0~15s内系统由静止迅速达到一定的平衡,由于处于空载平路运行阶段,系统自启动后便迅速上升到5挡并稳定在5挡运行,以提高车速和动力性,减少空车运行时间。15~30s,由于加了载荷,加速度和车速均有所下降,车辆负荷系数有所增大,但从挡位曲线上可观察到挡位仍处于5挡,说明加载后车辆仍可在高挡位行驶,车速和动力性仍可得到保证,可缩短运往卸货点的时间。30~45s内车辆开始满载爬坡行驶,加速度和车速陡然下降后达到稳定,车辆负荷系数陡然增大后也达到稳定,挡位迅速由5挡降为1挡并稳定在1挡运行,1挡输出的扭矩最大,可保证车辆爬坡时的动力性,符合实际运行状况。45~50s内由于突然卸去载荷,加速度、车速以及车辆负荷系数都有一个突然的变化,之后又趋于稳定,从挡位曲线也可以看出,在突然卸去载荷后,挡位短暂上升后又回到1挡并稳定运行。实际车辆下坡运行中有液力缓行器辅助制动,可达到更好的减速效果。50~60s内车辆又回到平路行驶阶段,挡位由1挡迅速升到5挡后稳定运行。
由以上分析可以看出,用车辆负荷系数修正后的换挡策略能够自动适应车辆载荷和路面状况的变化,通过挡位决策自动改变变速器的挡位。而且应用该换挡策略的车辆可减少自动挡位模式的设置,驾驶员只需选择这一种模式,便可适应各种工况的换挡要求,从而减轻驾驶员劳动强度,提高工作效率。
4 结语
重型矿用汽车的自动变速技术是车辆自动变速理论的重要组成部分,本文提出“车辆负荷系数”对以“车速和油门开度”为控制参数的两参数换挡策略进行了修正。通过建立相应的数学模型求解了最佳的换挡车速,并在MATLAB/Simulink环境下进行了仿真。
结果表明修正后的换挡策略能适应车辆行驶的不同工况,满足车辆在不同工况时的动力要求,并能减少车辆自动挡位模式的设置,减轻驾驶员劳动强度。
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交叉口进口段车辆折算系数研究 篇3
车辆折算系数是反映公路或城市道路中各种车型对交通流影响的1个参数[1]。道路上一般是具有不同外形尺寸和行驶特性的车辆混合行驶形成交通流, 而对交通流进行研究时,一般是把不同的交通组成简化为单一的交通流进行分析,这就需要车辆折算系数来计量道路上行驶的不同车辆。
现在的城市道路中,为了增加车辆通过交叉口的安全性,减少车辆在交叉口内的冲突点和减小在交叉口的延误,城市道路交叉口普遍进行了交通渠化[2],把1个进口道内不同前进方向(直行、左转、右转)车流间的冲突提前至路段中,使车辆行驶于路段时就要变换车道驶入指定交叉口进口道,然后进入交叉口。这样,车流在进入交叉口区域前一定长度的路段(本文称之为交叉口进口段)上必然发生较多的变换车道行为,从而引发了更多的交通流冲突与干扰,使其交通流特性与普通路段有较大不同;另一方面由于我国城市交叉口间距较小,在整个路段上的变换车道行为较多,也可以把这样的路段看作交叉口进口段。在研究这些路段的交通流特性时,用现有的普通路段的车辆折算系数来计量不同类型车辆的影响显然是不合适的[3],因此需要对交叉口进口段中车辆的折算系数进行研究。
1 交叉口进口段车辆变换车道分析
下面通过对交叉口进口段车辆变换车道特性的分析,来说明其交通流特性不同于普通路段的主要原因,并结合实际数据来确定交叉口进口段的影响范围。为了得到车辆变换车道行为发生的位置以及变换车道行为的组成等数据,在某一单向4车道路段进行了交通调查[4]。经过对调查数据的分析处理,一共得到943个有效样本数据。根据变换车道追求利益动机的不同,可划分为2种[5]:①判断性换车道,即通常情况下的超车行为,这种超车行为在普通路段中也非常多;②强制性换车道:具有确定的目标车道, 且在一定区间范围内必须实施换车道行为,这种变换车道行为是交叉口进行了渠化后而引起的,车辆必须从目前车道行驶到目标车道。
首先,交叉口进口道车辆变换车道行为更加频繁。调查中把交叉口引道标线由虚线变为实线处到距离此点50 m处、50 m到150 m处、150 m到400 m处分别称为区段1、2、3,来观察变换车道行为发生的位置。强制性换车道在3个区段分别发生157、149、158次,判断性换车道在3个区段分别发生166、162、153次,可见在50 m长的区段1、100 m长的区段2、250 m长的区段3中发生的变换车道次数差不多,而如果平均到单位长度中,则是越靠近交叉口车道变换次数越多,区段1的频繁程度分别是区段2和区段3的2倍和5倍。可见,从交叉口候驶区开始越靠近交叉口路段上车辆变换车道行为则越频繁。
其次,交叉口渠化导致了更多强制性换车道行为,而且强制性换车道行为对交通流的影响更大。从变换车道行为的组成上看共有551辆车在观测区域内发生了943次变换车道行为,其中231辆车发生了463次的强制性换车道,346辆车发生了480次的判断性换车道(26辆车具有2种换车道行为)。如果交叉口没有进行交通渠化,路段中只有超车行为,所以在这个路段中交叉口渠化后增加了约1倍的变换车道行为(强制性换车道),从而使交叉口进口段中的交通冲突和干扰增多了。而另一方面超车行为主要是在相邻的车道上进行,影响范围要小,调查结果显示在发生超车行为的车辆中,有63.9%的车辆只变换了1次车道,34.4%的车辆变换了2次车道(车辆往往在获得了期望的速度后会回到原来的车道),不到2%的车辆变换车道数在2次以上;而强制性换车道则不同,车辆必须从现在行驶的车道变换到目标车道,在车道数较多时变换车道数也较多,调查显示在强制性变车道的车辆中变换1次、2次和2次以上车道的车辆比例分别为26.5%,47.0%和26.5%,可见发生强制性换车道的车辆对交通流的影响范围较大。
基于以上2个方面的分析,可以把距离交叉口200 m以内的区域(以及长度小于200 m的路段)称为交叉口进口段。
2 交叉口进口段车辆折算系数的计算方法
城市道路交通流主要由各种客车组成,其中小客车占的比例最大,剩余部分是中型客车和大型客车(主要是公交车)[6]。虽然大型客车的比例较小,但是它们对交通流的影响还是很大的。首先,1辆大型客车的尺寸较小汽车要大,因此大型客车其占用的道路空间要比1个小汽车大;其次,大型客车的行驶特性[7](加速、减速、可操作性等)与小汽车也有很大不同。另外,国外的研究者还指出重载车不仅对其附近的车辆有物理性的影响而且对驾驶这些车辆的司机心理也有相当大的影响。这些影响反映到道路上,就是大型客车的速度较慢,使其与前后车辆的车头间距增大,另外大型客车还对邻近车道车辆的行驶速度和行驶空间有影响。在交叉口进口段,大型客车还有更多的影响,在变换车道时要寻找比小客车大得多的车头间距,而小客车也要顾及大型客车的行车特性,并不能随意的变换车道。因此在研究交叉口进口段的车辆折算系数时,选取小客车作为标准车,以大型客车作为研究对象。
2.1 研究基础
因为大型客车变换车道要求的合适车头时距较大,而且大型客车一般在变换车道的时候,行驶速度较慢,另外还可以观察到它们在加速或减速(车辆在变换车道时追逐或者等待合适的车头时距常遇到的)的时候性能不足的现象,因此可以假设大型客车在交叉口进口段中的影响比在普通路段中对交通的影响大。基于这个假设,进行下一步的研究。
以路段的通行能力作为研究车辆折算系数的等价标准[8],是这个计算方法的关键。对于通行能力的取值,在HCM2000中是这样规定的:“合理的观测值是定义通行能力的基础。也就是说通行能力是交通设施在高峰期间所能够重复服务的交通流率,这个值是具有相同特点下的交通基础设施都能达到的,而不是这种设施某一次所能观测到的最大值。”
对于在城市道路上行驶的车流,在城市道路中某个行车方向的红灯期间可以聚集较多等待通行的车辆,使得车辆在绿灯通行后虽然经过路段的运行车队有了一定的离散性,但由于城市中的交叉口间距较小,它们仍然是以车队的形式通过交叉口进口段,短时间内仍有大量的车辆通过道路的某一段面,在这一小段时间内的交通流率基本可以达到这一路段的通行能力,此时路段的通行能力是代表路段交通流特性的控制因素,因此交叉口进口段的通行能力是评价大型客车对交通流影响的最合适的标准。按照HCM2000中的方法,以观测得到的实际数据作为计算交叉口进口段通行能力的基础。
2.2 估算方法
当交通流仅由小汽车组成时,通过观测所得到的车辆通行能力数值波动最小,这种波动仅是由车辆驾驶员行为不同而引起的,与其他因素无关。因此,可以规定在以小汽车作为标准车计算交叉口进口段通行能力时,根据同一地点观测得到的车型比例不同的车流数据,使通行能力计算结果波动最小的车辆折算系数取值是最优的车辆折算系数。最后通过设计1个在一定的假设限制条件和车辆折算系数下,以道路通行能力计算结果波动最小化为目标的非线性方程,来进行车辆折算系数的确定。通过现场调查,对车辆通过调查地点时的不同车种进行统计,所得到的数据是这个方程进行运算的基础。
在优化计算过程中假设C为某个路段的通行能力,优化过程如下:
目标方程。最小化Z(PCE)(Z=变化系数=标准方差/平均数)。
设计变量。车辆折算系数。
约束:
1) 通行能力取值范围。X2≥C≥X1。调查得到的数据并不能都运用到计算当中,通常应适当的选择。表1中直接列出了不同条件下(交叉口间距、车道数等)的路段通行能力[9],结合调查地点的实际,取X1为2 310 pcu/h,取X2为4 130 pcu/h。
2) 车辆折算系数取值。
在进行优化时,对每一组引入软件的数据都进行了计算,优化软件通过对变量数值的调整来满足目标函数的要求。这里变量就是车辆折算系数,最后选取能使通行能力变化系数最小化的值作为选取的车辆折算系数。
理论上讲在根本假设不变并忽略了道路设施类型后,这个方法还可以应用于其他道路类型(比如高速公路的基本路段、汇入路段等)的车辆折算系数计算中。
3 实例计算
为了便于比较和验证这种方法的可行性,先对城市道路普通路段的车辆折算系数进行了计算,其数据如表2所列,计算得到普通路段大型客车的车辆折算系数是2.03,与《城市道路交通规划设计规范》(GB50220—95)中规定的2.0取值相近。
表3中是交叉口进口段的车流观测结果,通过这些数据计算出来的大型客车的车辆折算系数是2.99,大于普通路段的取值,而根据理论分析,交叉口进口段的大型客车车辆折算系数是随着车辆的变车道行为呈剧烈程度变化的,越靠近交叉口取值越大,这里选取的调查点是紧靠交叉口进口道的位置,因此偏于最不利条件考虑,交叉口进口段的大型车车辆折算系数建议取3.0。
4 结束语
城市道路交叉口渠化后,引起了路段中交通流特性的变化,本文结合对变换车道行为的分析,引入了交叉口进口道的概念,并采用1种以路段通行能力为等价标准的计算方法,对大型客车在交叉口进口段的车辆折算系数进行了计算,最后推荐取值为3.0。
参考文献
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车辆气动力系数 篇4
董世赋[2]、施尚伟[3]、许鹏[4]等人对车桥耦合振动过程中的桥梁冲击系数进行了研究[5,6,7], 但大都以竖向冲击系数为主。该文采用简谐激励作为列车的横向摇摆力, 把此横向摇摆力作用在铁路桥梁, 以此来确定桥梁主梁横向动力放大系数。在不同车速作用下, 将轮对作用在桥梁钢轨顶部的横向集中力的最大值作为简谐激励幅值, 并对该横向集中力的时程曲线做功率谱变换, 得到横向集中力的主频范围。将该简谐激励分别作用在桥梁第一跨跨中、第二跨1/4跨及第二跨跨中, 可求得主梁跨中动力放大系数。
1 试验原理
1.1 模型简介
由于桥梁模型尺寸较小, 如果要满足重力加速度相似比为1的要求, 把通过相似理论计算得到的质量配重加载到桥面和桁架拱上, 将会引起模型结构产生较大的变形。为此, 该文采用忽略重力的相似模型。以ABS板为原材料, 按1∶100的缩尺比制作桥梁三维试验模型, 并以此模型来测定主跨桥梁在列车摇摆力作用下跨中水平位移动力系数。桥梁模型跨径布置如图1所示。
1.2 激振源的选取
1.2.1 横向激振源的作用力
该文以简谐激励Feqsinωt作为列车的横向摇摆力, 为此最关键就是要确定激振源简谐激励力的幅值Feq和频率ω。依据仿真的方法分别计算出不同车速情况下车桥耦合振动的动力响应。对连接器轮对作用于桥梁上的横向摇摆力的时程曲线进行谱分析, 根据谱分析结果得到横向摇摆力的主频, 以此作为简谐激励源的频率ω。横向摇摆力的幅值取仿真计算得到的转向架轮对作用于桥梁上的摇摆力的最大幅值。车辆横向摇摆力计算图如图2所示。
1.2.2 激振器布置方式
由于在连接器前后的转向架方向上的车辆摇摆力沿同方向作用, 而在相邻的连接器附近的转向架上, 则沿相反的方向作用, 因此对桥梁作用最不利的是一个连接器4个轮对同方向的作用。由于1∶100的桥梁模型太小, 车辆轮对之间的距离很小, 将同一个连接器的前后4个轮对桥梁的作用视为一个集中荷载, 可采用一个激振器施加四倍的轮对集中力。
该文分别在桥梁模型的不同位置 (第一跨跨中、第二跨1/4跨处及第二跨跨中) 布置如图3所示单个激振器, 这样通过桥梁结构的试验, 就可获得桥梁结构的最不利动力响应。
1.3 激振力的确定
1.3.1 激振力幅值的确定
根据已有的相关研究结果[8], 模拟出80km/h, 100km/h以及120km/h 3种车速下车桥耦合振动的响应下列车轮对桥梁作用的横向摇摆力时程曲线, 激振力的幅值采用单个连接器4个轮对横向集中力的合力表示, 单个轮对对桥梁的最大横向作用力幅值为80km/h车速下为23.4kN, 100km/h车速下为24.5kN以及120km/h车速下为30.8kN。若将最大轮对横向集中力的4倍作为激振力的幅值, 那么对应于车速80km/h, 100km/h和120km/h, 横向激振力的幅值分别为93.6kN, 98kN及123.2kN。
1.3.2 激振力频率的确定
根据傅里叶变换, 图4~图6给出了不同车速下横向集中力的功率谱图, 由图可以看出, 80km/h车速下主频范围为0.5~3Hz;100km/h车速下主频范围为0.5~3Hz;120km/h车速下主频范围为0.5~4Hz和8~11Hz。根据以上分析, 该文取激振力的频率为0.5 Hz, 1.0 Hz, 1.5 Hz, 2.0 Hz, 2.5 Hz, 3.0Hz。
2 横向动力放大系数试验
2.1 模型横向作用力的频率和幅值的选取
依据相似理论原理, 对于原型结构, 横向摇摆力的频率取为0.5Hz, 1.0Hz, 1.5Hz, 2.0Hz, 2.5Hz和3.0Hz, 而把它转化为作用在模型上的作用力时, 对应所施加的简谐荷载频率分别为10.0Hz, 20.0Hz, 30.0Hz, 40.0Hz, 50.0Hz和60.0Hz。
对于原型结构, 列车时速分别为80km/h, 100km/h和120km/h时, 单个轮对对桥梁的作用力的幅值取为23.4kN, 24.5kN和30.8kN, 对于模型结构, 依据相似理论, 则施加的简谐荷载幅值分别为0.092N, 0.096N和0.120N。由于该作用力太小, 试验用激振器达不到这一精度要求, 因此, 人为地将此幅值扩大10倍, 即施加的简谐荷载幅值分别取为0.92N, 0.96N和1.20N。
2.2 横向动力放大系数测试
由试验结果可得到各工况下桥梁横向位移的动力放大系数, 详见图7~图9所示。从图中可知, 当激励频率为1.0Hz时, 动力放大系数达到最大值1.26。在车速不同的情况下, 同一激励频率在同一位置处的动力放大系数基本保持不变;在车速相同的情况下, 同一位置在不同激励频率下的动力放大系数不同, 且低频激励下 (频率≤1.5Hz) 的动力放大系数基本上大于高频激励下 (频率≥2.0Hz) 的动力放大系数。
3 结语
不同车速, 同一激励频率同一位置处的动力放大系数基本保持不变。相同车速, 同一位置不同激励频率下的动力放大系数不同, 低频激励下 (频率≤1.5Hz) 的动力放大系数基本上大于高频激励下 (频率≥2.0Hz) 的动力放大系数。在所有情况当中, 激励频率为1.0Hz时, 动力放大系数达到最大值, 但其最大值不超过1.3, 显然桥梁结构的动力响应能满足主梁横向刚度的要求。
参考文献
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车辆气动力系数 篇5
分子动力学模拟方法是在蒙特卡罗模拟方法之后而产生的一种确定性的模拟方法。它用来研究解析方法不能解决的复合体系的平衡性质和力学性质,在材料科学和计算机科学交叉学科中占有很重要的地位。在分子动力学模拟之前,首先需要建立一个模拟体系,其次列出体系内粒子的运动方程,最后通过求解体系内粒子的运动方程来研究体系与微观量相关的过程。
2理论模型及物理量的计算公式
在计算机模拟中势函数的选择直接很重要。本文采用的是修正型镶嵌原子法即MEAM势),本文模拟计算的是金属Be的hcp相,MEAM势参数选的hcp相时的参数。模拟体系是一个周期性超晶胞, 其由2048个原子组成,用速度verlet算法来完成体系的动力学方程的数值积分,时间步长是1fs,选用等温等压系综(NPT系综),温度和压强利用Nose-Hoover方法维持。
物体的体积或长度随温度的升高而增大的现象称为热膨胀。它是衡量材料的热稳定性好坏的一个重要指标。本文计算的是体膨胀系数,其计算公式如下:
体膨胀系数
自扩散系数是指物体中某一点的温度的扰动传递到另一点的速率的量度,其计算公式如下:
扩散系数
3结果与分析
3.1平衡体积和体膨胀系数
在保持一个大气压的压强条件下进行模拟,每次统计的结果都平衡状态后的数据。对计算的结果进行分析,并作出了平衡体积随温度的变化图像见图1。由图1可知200-500K时计算结果比文献[1] 中实验值稍微偏大,在500-800K时与文献实验测得的平衡体积符合的很好,且平衡体积随温度变化趋势一致。这说明本文模拟计算的平衡体积与实验结果非常的吻合。这为计算金属Be体膨胀系数的准确性提供了保障。
由图1进一步的计算出了常压室温(常态)条件下金属Be的体膨胀系数。计算的结果与实验值、理论值的比较见表1。 由表1可知本文模拟常态下金属Be的平衡体积与实验值和理论值符合的都很好, 分别只有0.5% 和1.2% 的偏差。本文计算出的体膨胀系数为40,比文献和的偏差也在允许的范围之内。
3.2高温下金属Be的自扩散系数
图2给出了本文模拟计算的自扩散系数随温度变化的关系。由图2可知,常压下在1000-1300K时金属Be自扩散系数基本都是零,这说明体系的稳定性比较好 ;而在温度为1275K时突然变化较大, 说明其结构发生了很大的变化,结构稳定性变差 ;在大约1300K之后自扩散系数随温度的增加而逐渐的增大,这说明体系中的原子相当的活跃,金属Be的结构可能发生了质的变化。同时说明了常压下金属Be在大约1300K之后结构就发生质的变化。这对以后研究分析金属Be的结构和及其他的热力学性质都有很大的意义。
4结论
本文模拟计算了常压下200-900K时金属Be的平衡体积,结果与实验值吻合的很好;计算了常温常压时金属Be的体膨胀系数,并与实验值、理论值进行了比较;计算了常压下1000-1600K时金属B的自扩散系数,由分析发现在大约1300K之后金属Be的自扩散系数随温度的增加而逐渐的增大,体系中的原子相当的活跃,金属Be的结构发生了质的变化。这对金属Be结构及其他热力学性质的研究有一定的意义。
摘要：金属铍(Be)是一种在武器系统、航天、原子能等工业领域中有着很广泛应用的战略性材料。本文采用分子动力学的方法模拟了金属Be的平衡体积,计算了金属Be的体膨胀系数及自扩散系数随温度的变化,由此分析金属了Be的结构及其稳定性。这对以后进行金属Be结构及其他热力学性质的研究有一定的意义。
车辆气动力系数 篇6
关键词：纳米流体,分子动力学,导热系数,强化
纳米流体的这一概念由美国Argonne国家实验室的Choi[1]等人在1995 年首次提出, 即以一定的方式和比例将纳米尺度的金属或金属氧化物粒子悬浮于液体基液中, 形成的一类新型的传热冷却工质[2]。近些年来, 纳米流体成为了国内外的研究热点。国内外许多学者的实验研究结果表明, 纳米流体的导热性能相对于其基液会有一定程度上的改善, 具有广阔的应用前景。分子动力学模拟作为研究纳米流体的重要方法, 被越来越多地应用于纳米流体强化传热机理的研究[3]。
目前许多学者从实验和宏观方面对纳米流体强化传热进行研究, 包括不同纳米颗粒、不同体积分数等因素对传热的影响[4], 但从微观角度研究纳米颗粒对基液导热性能影响的文献还相对较少。本文以铜/水纳米流体为对象, 利用平衡分子动力学 (EMD) 方法模拟纳米颗粒与基液的相互作用, 探究纳米流体强化传热的机理, 并且通过改变体系的温度观察其对导热系数的影响。
1 模拟方法
所谓分子动力学 (Molecular Dynamics) 模拟, 是指对于原子核和电子所构成的多体系统, 用计算机模拟原子核的运动过程, 从而计算系统的结构和性质, 其中每一原子核被视为在全部其他原子核和电子所提供的经验势场作用下按牛顿定律运动[5]。在模拟过程中, 通过求解每个分子在其他所有分子作用下的牛顿运动方程, 得出每个分子的位置和速度, 从而得出系统内分子随时间的运动过程, 最后通过统计学的方法得出宏观参数。由于MD方法从最基本的物理定律出发, 只要模拟系统中粒子的初始坐标和速度确定, 以后每一时刻所有粒子的位置和速度便已确定, 所以MD模拟方法是一种确定性模拟方法[6]。
本文使用MS和LAMMPS两种软件结合起来进行分子动力学模拟, 首先利用MS软件建立Cu纳米颗粒与基液H2O的纳米流体模型, 其中H2O采用SPC模型, 分子间作用势采用Lennard-Jones (L-J) 势能函数, 图1 给出了L-J势能函数曲线图。
L-J势能函数形式如下:
式中, Yij为粒子i与粒子j之间的距离, ε和σ分别为L-J势能函数的能量参数和长度参数。式中第一项表示分子间的短程排斥力, 第二项表示分子间的远程吸引力 (如范德瓦耳斯力等) 。
由于不同的粒子含有不同的能量参数和长度参数, 而本文所涉及的纳米流体为两项混合, 因此要选取合理的混合法则。目前在分子动力学模拟中普遍采用的混合法则为Berthlot混合法则[7], 其形式如下:
式中, l代表流体相, s代表固体相。本文中用到的数据见表1。
其次, 根据MD模拟基本理论[8], 导热系数可通过积分微观热流量的自相关函数得到, 其Green-Kubo公式为:
式中:V为体积, T为温度, 为波耳兹曼常数, 为相对于某个0时刻的t时刻的流体的热流密度;式中用尖括号表示系综平均, 即取模拟计算总时间的平均值, 为热流自相关函数。
利用所选参数通过LAMMPS进行分子动力学模拟, 模拟过程中所有参数均进行无因次化处理, 模拟过程采用周期性边界条件, 使得模拟盒子内粒子始终保持不变, 截断半径选取为3.5。在系综选取中采用NVT正则系综, 即在模拟过程中体系的粒子数、体积和温度保持不变, 通过虚拟热浴使得体系维持于特定温度的平衡状态。对于运动方程的求解, 则采用目前应用比较广泛的Velocity-Verlet算法。
2 模型的建立及结果
2.1 Cu/H2O纳米流体模型的建立
此纳米流体以水作为基液, 首先需建立起水分子的模型, 运用MS提供的工具, 绘制出水分子的结构, 调整元素及氢氧键键角得到水分子结构如图2 所示 (其中中间原子代表氧原子, 两侧原子代表氢原子) 。
其次, 从MS的模型库中导入铜晶体模型, 如图3 所示。然后以此为基础, 选择球形体系建立起直径为1.5nm的球形纳米颗粒, 如下图4所示。
最后, 利用水分子模型、铜纳米颗粒模型以及MS软件中的AC模块, 建立包含1 375个水分子的Cu/H2O纳米流体模型, 边界条件选为周期性边界条件, 颗粒的体积分数为3%。模型如图5所示。
2.2 模拟过程及结果
根据上述建立的纳米流体模型, 采用开源的MD模拟程序LAMMPS进行模拟计算。首先为了验证分子动力学方法计算导热系数的可靠性, 采用纯水建立模型进行分子动力学模拟, 得到纯水在温度为298K时的导热系数为0.586 2, 与实验值的相对误差为3.45%, 因此验证了模拟计算具有可靠的精度。其次, 对体积分数为3%的铜/水纳米流体进行分子动力学模拟计算, 计算导热系数的输入文件须进行单独编写, 设定初始条件, 对整个体系进行模拟计算并得到输出结果。在分子动力学模拟计算中, 模拟体系的系统选为正则系统 (NVT) , 模拟温度为290~340K, 模型中所有粒子初始时按照面心立方结构 (FCC) 排布, 初始速度根据Maxwell-Boltzmann分布随机取样, 初始速度方向为随机取向, 边界条件采用周期边界条件, 每次模拟过程采用800 000 时间步长, 其中前600 000 个时间步长为系统弛豫过程, 使系统达到稳定, 后200 000步用于统计导热系数及相关量, 每一个时间步长取为0.001ps。
如图6 给出了体积百分比为3%铜/水纳米流体导热系数增加比随温度变化关系。从图中可以看出, 纳米流体的添加使得流体的导热系数得到明显的提高, 并且在相同的体积百分比下, 随着温度升高纳米流体的导热系数增加比例呈现增大趋势。
3 纳米流体强化传热机理的分子动力学模拟分析
径向分布函数 (RDF, Radial Distribution Function) 是指任一给定原子在距离为r处的平均数密度与在同样的总密度情况下的理想气体中某原子在距离为r处的密度之比, 其定义式为:
式中:n (r) 为距离为r到之间的粒子数。
径向分布函数是表征流体和非晶态固体微观结构特征的一个特征物理量, 对于本文所涉及的Cu/H2O纳米流体的固液两相, 可以有效地判别固体纳米颗粒对于基液的作用。图7给出了体积分数为3%的含球形铜纳米颗粒的水基纳米流体在300K时的径向分布函数, 从图中可以看出, 添加了球形铜纳米颗粒后, 纳米流体的微观结构发生了明显的改变:径向分布函数在0.97nm处和1.49nm处出现了两个明显的峰值, 并且最后逐渐震荡收敛于1, 表现出了纳米流体“短程有序, 长程无序”的典型特征, 同时也揭示了纳米颗粒表面存在着吸附层, 并且包含有两层, 两层吸附层大小约为0.36nm和0.25nm。
纳米颗粒表面吸附层是影响纳米流体强化传热的重要因素。一般情况下, 固体的导热系数比液体的导热系数高得多, 这主要因为固体内部的分子排列比液体内部分子排布更加规则;而纳米颗粒的添加使得纳米颗粒与基液分子之间发生作用, 使得纳米流体的微观结构发生变化, 从而产生了两层纳米颗粒表面吸附层, 使得在纳米颗粒表面的基液分子排布得更加规则均匀, 形成了类似于晶体的结构。一方面, 由于吸附层的排列更加地均匀, 因此吸附层应该具有比基液更高的导热系数 (介于纳米颗粒与基液之间) , 当热量在基液与纳米颗粒之间传递时, 纳米颗粒表面吸附层就相当于一层具有低界面热阻的表面, 有利于热量扩散作用的进行;另一方面, 在纳米颗粒表面形成的排布更加规则、类似固体的吸附层, 这就相当于变相增加了纳米颗粒的径粒, 使得纳米颗粒的有效径粒增大, 从而变相增加了纳米颗粒的体积分数, 最终导致了纳米流体导热系数的增加。
4 结语
本文使用分子动力学的方法, 以Cu/H2O纳米流体为研究对象, 详细介绍了Cu/H2O纳米流体的建模过程, 并对体积分数为3%的Cu/H2O纳米流体的导热系数以及纳米颗粒与水基液的相互作用进行了研究分析, 得到了以下结论:
①Cu纳米颗粒的添加使得纳米流体的导热系数得到了明显的提高, 并随着纳米流体体系温度的升高, 纳米流体的导热性能也得到增强。
②通过分子动力学模拟的方法, 对Cu/H2O纳米流体的径向分布函数进行分析, 发现了纳米流体微观结构的变化, 证明了纳米颗粒表面吸附层的存在。
③本文从纳米颗粒表面吸附层的角度分析了纳米流体强化传热的机理, 为进一步研究和分析纳米流体的导热系数, 提供了一种方向和基础。
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车辆气动力系数 篇7
对于中国城市的轨道交通建设, 城轨装备的国产化率是制约其发展的主要因素之一。 城轨车辆的国产化可以提高城市轨道交通设备的技术水平, 降低建设投资, 促进轨道交通产业发展。 近些年来, 中国城市轨道车辆制造业在自身的不断努力下和与国外成熟的轨道交通装备制造商的合作基础上, 车辆设计制造能力取得了跨越式发展, 实现的国产化率高于70%, 设备价格和运行维护费用也大幅度的降低[1]。 我国的城轨制造已逐步达到世界领先水平, 车辆的安全性和舒适性也得到提升[2]。
通过国内技术人员的刻苦攻关, 我国城轨部分产品实现了自主生产, 技术指标和质量甚至已优于发达国家水平, 但在牵引、传动和控制等领域, 大部分技术仍掌握在西门子、阿尔斯通、庞巴迪等手中, 克诺尔与NABCO则在制动领域优势明显, 以上公司的相关产品在国内仍占有很大的市场份额。 国外的产品和技术普遍存在着采购周期长、产品及维修价格高、技术复杂、贸易争端等多种弊端, 因此, 我国的城轨技术仍要坚持全面国产化, 统一技术标准, 实现专业化生产, 在借鉴国外先进技术的同时搞好国内配套厂家的分工协作。
城轨车辆的各类产品中, 国产化的一系簧与二系簧有其重要的意义, 它们是缓和轨道对机车的冲击振动, 改善车辆各部件工作可靠性和车辆舒适度的重要部件, 其参数作为转向架的悬挂参数, 更是直接影响着车辆的运行稳定性、安全性和舒适性。 在众多评价车辆的运行指标中, 车辆的柔度系数是整车参数优化后的校验参数, 是确定车辆动态限界范围的重要指标, 关系到车辆在曲线上倾覆的安全性和线路运行适应性。本文对某采用国产化一、 二系簧转向架的地铁车辆进行了柔度系数试验, 进一步了解该车辆在运行时其动态限界、车辆与沿线固定设备和移动设备是否相碰, 以其判定车辆运行的安全性。
2 柔度系数原理及试验方法
车辆柔度系数是轨道车辆的重要参数, 国际铁路联盟 (UIC) 以及欧洲 (EN) 标准规定车辆需提供柔度系数来明确车辆的动态限界, 避免车辆行进过程中与线路旁的固定设备或移动设备相互碰撞导致行车安全受到影响。 伴随着轨道车辆出口项目的增多、 国内标准与国际标准的对接以及国际标准的需求, 测量车辆柔度系数显得尤为重要[3]。 当一个静止的车辆停在一个左右轨高不一致的轨道 (超高线路) 上时, 轨道走行面与水平面之间有一个夹角 δ, 在悬挂上倾斜的车体重心线与轨道中心线之间形成一个夹角 η, 二者之比s称为柔度系数, 即:
附图为车辆柔度系数示意图, 图中h为车辆高度, δ 为走行面与水平面之间的夹角, η 为车体重心线与轨道中心线的夹角。
UIC标准中要求车辆的柔度系数一般不能超过0.4[4], 柔度过大易使人出现不舒适的倾斜感。 在计算或测量柔度系数的过程中, 车辆需要考虑运行状态以及满载状态, 以及去掉不对称、 弹簧摩擦和减振器的影响。 柔度系数试验方法有重锤法、倾角法和加速传感器测量法等[5]。 通常试验在试验台上进行, 首先需将车辆静止放置于水平轨道上, 在车辆地板面中心放置角度仪并调零。 随后抬高轴箱使车轮离开轨道接触点达到所需要的位移, 测量不同条件下的柔度系数, 由于影响因素较多, 结果离散性较大, 通常取多次测量的最大值为最终结果, 试验也可在不同超高的线路上进行。
3 悬挂参数对柔度系数的影响
弹簧悬挂装置的作用主要体现在将车辆质量与载荷较均衡地传递到各个轮轴, 以确保车辆能够正常连挂;缓和车辆因轮对问题导致的振动和冲击; 提高车辆运行的平稳性和舒适性;延长车辆零部件和钢轨的使用寿命。
一系悬挂装置中常用的有橡胶弹簧, 其内阻随变形速度的提高而增大, 因而有良好的隔声效果, 有吸收冲击和高频振动的能力, 可以同时承受几个方向的载荷。 二系悬挂装置中常用的有空气弹簧, 利用空气压缩的非线性恢复力来实现隔振和缓冲作用, 具有优良的非线性硬特性, 能够有效限制振幅, 避开共振, 防止冲击。
通过对以往仿真计算及试验结果的分析, 柔度系数会随着一、二系悬挂刚度的增大而减小, 并呈指数衰减的形式, 即悬挂系统的横向、垂向刚度越小, 悬挂系统的柔度系数随着刚度变化越显著, 车辆的抗倾覆性能也越差[6]。 此外, 车辆柔度系数会随着车体以及构架的重心高度的增加而增大, 但通常这项指标不能随意更改。 因此, 在设计时, 针对柔度系数的影响需要重点考虑各个悬挂参数的设置。对于柔度系数指标, 通常国内外采用降低二系垂向和横向刚度来满足舒适度要求[7]。
4 试验内容
对某采用国产化一、 二系簧的一辆动车和一辆拖车分别进行了柔度系数试验, 试验如下:
4.1 试验条件
整车停放在平直轨道上, AW0载荷状态;
试验车辆为一辆动车M1和一辆拖车Tc1;
空气簧处于正常充气状态;
抬升超高试验过程中关闭空簧充排气截气阀, 防止充排气;
车辆运行线路的最大超高120mm。
4.2 试验仪器和设备及试验方法
城轨车辆整车称重试验台, 要求 (距轨面) 最大抬升量120mm;数字式角度仪2 个。
4.3 试验方法
通过称重台位的抬升将车辆同一侧的四个车轮同步抬升120mm, 而另一侧车轮保持不动, 从而模拟形成轨道超高。 设抬升侧至静止侧横向间距 (称重台位结构尺寸) 为D (mm) , 则超高角 δ=120/D。
4.4 试验步骤
(1) 将待测车辆置于试验台上, 载荷条件为AW0, 且不与其它车辆联挂。
(2) 检查所有的空气弹簧在充气状态下处于正常高度。
(3) 通过使用倾斜计确认车辆位置停放恰当, 通过测量工具确认中心位置朝向轨道中心且处于转向架中心。
(4) 抬升两台转向架的A侧车轮至最大外轨超高120mm, 如图2、图3 所示, 车轮抬升过程中要保持匀速缓慢, 始终保持车体不能晃动, 并对车辆增加侧翻防护措施。
(5) 测量车体的倾斜角度, 并将结果记录在记录表上。
(6) 同时落下A侧车轮。
(7) 在回归到原始位置后, 验证没有残余位移。 如果有, 进行更正。
(8) 抬升两台转向架的B侧车轮至最大外轨超高120mm, 车轮抬升过程中要保持匀速缓慢, 始终保持车体不能晃动, 并对车辆增加侧翻防护措施。
(9) 测量车体的倾斜角度, 并将结果记录在记录表上。
(10) 同时落下B侧车轮。
4.5 试验判定条件
在任何载荷状态下, S<0.4。
4.6 试验记录
详见表1、表2。
4.7 试验结果
经过对某国产化地铁车辆M1 车和TC1 车2 种车型进行柔度系数测试, 两种车型的柔度系数s均远小于0.4, 试验结果表明装有国产化一、 二系簧的转向架车辆完全可以满足国家标准要求, 车辆具有很好的安全性和平稳性。
5 结论
国产化的一系簧与二系簧直接影响着我国城轨车辆的运行稳定性、安全性和舒适性。本文在不同工况下对安装有国产化一、 二系簧转向架的某地铁车辆的一辆动车和一辆拖车分别进行得柔度系数试验结果表明: 空气弹簧在充气状态情况下, 均满足UIC505 规定的柔度系数小于0.4 的要求, 国产化一、 二系簧的转向架车辆在运行时其动态限界符合国家标准要求, 具有良好的车辆运行安全性。
参考文献
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[3]陈晓, 吴学杰.城轨车辆柔度系数的测试方法研究[J].中国测试, 2010, 06:27-29.
[4]严隽耄.车辆工程[M].北京:中国铁道出版社, 2011.
[5]石怀龙, 邬平波, 曾京, 张大福.铁道客车悬挂系统柔度特性[J].交通运输工程学报, 2014, 04:45-52.
[6]池茂儒, 张卫华, 曾京, 戴焕云, 邬平波.高速客车转向架悬挂参数分析[J].大连交通大学学报, 2007, 03:13-19.