车辆-轨道耦合系统

车辆-轨道耦合系统（共9篇）

车辆-轨道耦合系统 篇1

基于多年在车钩领域中对能量吸收特点的研究, 福伊特驱动努力发展车辆前部撞击部件和其他能量吸收装置。通过建立完整的包括车钩、撞击组件、前部罩板、控制系统和运动部件在内的前端模块, 福伊特驱动的夏芬博格 (Scharfenberg) 能量管理系统可以满足轨道车辆完整的前端概念需求, 并承担建设整个系统的责任。福伊特驱动在设计复杂的车钩系统中积累了深厚的专业知识, 成为可为轨道车辆提供前端系统和能量吸收装置系统供应商。

1 当前轨道车辆对能量吸收系统的要求

诸如ICE列车碰撞和德国高速铁路灾难事件等一系列事故, 日渐将撞车问题带到了公众关注的中心。为减少撞车意外的影响, 多种相关文件和标准提出了更多关于轨道车辆被动安全性的严厉要求。由于现代车钩系统和前端模块的复杂性, 以下只对最必要的功能和要求做出说明。撞击性标准为欧洲标准DIN EN 15227:2008中“轨道车辆车体撞击性要求”;列车系统的兼容性要求为TSI 2008中“对于欧洲高速铁路系统的车辆子系统兼容性的技术细则”。上述标准对下列目标做出阐述:

(1) 减小撞击车辆爬升到另一车辆上的风险;

(2) 减小出轨的风险;

(3) 防止障碍物的干扰;

(4) 对撞击能量的控制性吸收;

(5) 列车司机逃生空间的保护;

(6) 减速度的限制。

不同的碰撞情景发生在不同的冲击水平面上, 因而每个水平面都有相对应的具体要求。垂直方向上车头可以被分为不同的冲击区域, 用不同的方式吸收能量或者保证司机的逃生空间。DIN EN 15227中描述的轨道车辆被动安全性要求见图1。其中对于减速度的限制方面, 情景1和情景2中最高值为5 g, 情景3中最高值为7.5 g。

2 高速铁路Scharfenberg能量管理系统实例

2.1 在欧洲高铁列车中的应用

高速铁路对空气动力的性能、功能性和能量吸收的要求特别高。福伊特驱动为西班牙的Talgo 250高铁列车制造了包括司机室顶板在内的完整的前端系统。

对组件正确合理的使用, 可以消除在车头部分安装更多能量吸收组件的需要。根据这个理念, 列车符合DIN EN 15227中关于情景1和情景2的安全要求 (情景3在2005年项目进行时还未做具体要求) 。能量吸收的4个阶段见图2。

冲击能量分别在4个阶段中得到吸收:

(1) 第一阶段 (可逆) :车钩轴承座中的橡胶吸能元件。能量吸收:大约7 k J (拉伸方向) /17 k J (压缩方向) ;

(2) 第二阶段 (不可逆) :车钩钩身压馈管。能量吸收:大约200 k J;

(3) 第三阶段 (不可逆) :车钩轴承座和横梁之间的压馈管。能量吸收:大约800 k J;

(4) 第四阶段 (不可逆) :在横梁和车身之间两个侧面碰撞吸能盒。能量吸收:大约900 k J。

所有阶段加在一起, 提供了将近2 MJ的能量吸收能力, 变形行程不超过1 000 mm。

2.2 在亚洲高铁列车中的应用

Scharfenberg能量管理系统为韩国HEMU-400X新型高速列车设计了符合EN 15227标准中对情景1、2和4要求的能量吸收系统 (见图3) 。此能量吸收系统安装在构架上, 而构架安装在车身上。此系统包括:AAR型车钩头式Scharfenberg车钩 (可更换为Scharfenberg 10型车钩头) 、气液缓冲器和压馈管;标准护轨装置;另外2个压馈管。这种方法大约可吸收1.5 MJ的冲击能量, 将变形行程控制在800 mm以内。

撞击能量分别在3个阶段中得到吸收 (见图4) :

(1) 第一阶段 (可逆) :车钩钩身中的气液缓冲器。能量吸收:大约7.5 k J (拉伸方向) /180 k J (压缩方向) ;

(2) 第二阶段 (不可逆) :车钩钩身中轴承座后的压馈管。能量吸收:大约1 170 k J;

(3) 第三阶段 (不可逆) ;固定在车钩之上的撞击保护组件。能量吸收:大约170 k J。

3 车钩系统对轨道车辆中能量吸收的重要性

近年来, 福伊特驱动特别关注中国CRH1和CRH3系列高铁列车, 并提供了多套前端系统, 包括前罩板、运动部件和完整的拥有自动车钩、中间车钩和过渡车钩的车钩系统 (见图5) 。

车钩同缓冲器一起被安装在轨道车辆内的主要冲击平面上。自动前端车钩可以辅助吸收撞击中的大量冲击能量。实现此目的的典型能量吸收部件有压馈管、缓冲器或用于普通连挂操作的橡胶弹性组件。轨道车辆车厢之间的恰当连接 (半永久性车钩或有能量吸收特性的铰接接头) 可辅助缓解作用在轨道车辆前部的压力, 为轨道车辆碰撞提供可控性。另外, 半永久性车钩可以将撞击车辆爬升到另一车辆上的风险降至最低 (见图6) 。

半永久性车钩提供的防爬保护功能可以在能量传送的开始就轻松起效, 并保持连在一起的车厢处于同一平面上。与传统解决方案相比, 它的优点是提供了一个外部的防爬保护。

由车辆撞击引起的纵向压缩力通过止挡板转化为力矩, 侧向力可阻止两车之间出现更大的垂直偏移 (见图7) 。更多的能量吸收原件, 如压馈管或缓冲器, 确保可控的撞击能量吸收, 限定了载荷级别并缓解了施加在车辆前部的载荷。

4 轻型设计中的完整撞击结构概念

目前, 现代撞击结构的发展追求双重目标, 在使用轻型原件的同时, 依旧可以满足必要的撞击安全要求, 已逐渐取代传统的撞击结构。图8、图9展示了一个带有完整撞击结构的Scharfenberg前端模块示意图。

Scharfenberg前端模块中的能量吸收元件除了可逆的缓冲器和牵引装置, 车钩还具有完整、不可逆和多阶段能量吸收元件, 可以灵活地应用在不同级别的车辆上。对于具有2 000 k N车身强度的车辆, 最多可以吸收1.5 MJ的撞击能量。在此应用了DIN EN 15227标准设定的情景1中车钩的撞击特性。碰撞吸能盒分别安装在两侧, 也可作为防爬器。作为情景1—情景3的主要能量吸收元件, 碰撞吸能盒能够吸收大约1 MJ的变形能量, 同时产生大约200 k N的防爬阻力。

总之, 这种整体轻型设计结构符合撞击安全标准, 并通过使用诸如碳纤维和玻璃钢等轻型材料, 也可满足车辆对减轻重量、节能低碳的要求。

车辆-轨道耦合系统 篇2

城市轨道交通车辆结构运用检修实训系统

本实训系统配备完整的两节1：2地铁车模型，用于地铁列车结构的教学与实训。

通过实训使学生进一步掌握地铁列车的结构、各设备的作用和安装位置，列车配线的结构和走向； 掌握地铁列车检查的操作过程训练、假设故障查找训练； 配备六台架车机可训练地铁列车架修的操作过程；

配备仿真车间电源可以训练学生的安全操作意识，培养安全操作习惯。

我公司为用户生产的城市轨道交通车辆结构实训系统

1．设备名称：

以株洲厂生产的西门子车辆实物为例，选取一个单元（一动一拖）做模型。2．设备功能：

要求设备能够为学生了解车辆的构造、车辆设备的名称、位置、功能等提供直观教学。3．设备尺寸：

设备尺寸为实际尺寸的1:2(12米×1.5米×1.9米)。4．设备要求：

（1）外观形状、颜色，油漆光泽与实际车辆接近，设备颜色：与实物接近；（2）B车封闭、A车一侧客室部分侧墙开放；

（3）A车能展示车内通风及空调系统的设备及风道（客室内顶板采用透明）；（4）转向架必须具备足够强度，以支承车体重量，整车能在轨道上拖动；（5）车内设备应与实物外观基本相同；

（6）车下设备柜可整体拆卸，并配设备柜装载小车。各设备必须具备清晰的标签；（7）车底架线槽部分使用透明外壳，能看见线路走向，并能分清高、中、低压线路；（8）照明系统按实物配置，可以开启和关闭；（9）车门指示灯可亮，车门有解锁/切除装置；

（10）车门可通过司机室控制开关动作（车门为内藏门）；（11）配6台架车机，两车分解后可架车，架车最大高度为: 1m；（12）A车前装密接式全自动车钩，B车2位端装半自动车钩，A车与B车之间装半永久性牵引杆，牵引杆需使用金属材料以保证两车正常牵引；（13）B车2位端贯通道可拆卸；

（14）转向架和车底设备与实物对应，要求有铭牌（按实际标注），设备箱盖可开。箱内设备使用图片替代；

（15）车下部安装第三轨受流器；

（16）配钢轨及第三轨35米，按车间要求配备安全防护及送电报警系统。5．设备安装支架：

车辆-轨道耦合系统 篇3

关键词：制动系统；现状；自主研发

中图分类号：U463.5 文献标志码：A 文章编号：1674-9324（2012）11-0186-02

制动系统是城市轨道交通车辆的重要部分，其使用寿命一般为20～30年。制动系统影响着城市轨道交通车辆的舒适度、行驶速度、运营能力。随着城市轨道交通车辆制动技术的不断提高，制动技术已经发展到微机控制。

一、微机控制直通电空制动系统的特点

当前大多数国家的城市轨道交通车辆基本使用了微机控制直通电空制动系统，它与传统制动系统的区别是通过电信号传输制动指令，反应时间短；在制动指令处理时通过收集相关指令，信息容量大、处理快、制动力精确；在自诊断与故障保护方面，微机实施全系统的自诊断，同时显示相关故障数据。微机控制直通电空制动系统中包含：常用制动模式（有级控制与无级控制）、快速制动模式（纯空气制动与纯空气制动+电制动）、紧急制动模式、停放制动模式、保持制动模式。

二、我国微机控制直通电空制动系统的现状

目前国内多数城市轨道交通运营车辆的制动系统基本上使用三家国外公司{德国Knorr公司、日本Nabco公司、原英国Westinghouse公司（被德国Knorr公司收购）}生产的微机控制直通电空制动系统（除长春轻轨车辆使用AR12电气控制型模拟指令式制动系统）。三家国外公司的制动系统原理基本相同，他们的共同之处是在制动动力与空气制动配合方面利用动力制动能力，一个编组单元内连续配合；在制动控制方面采用模拟直通式电空；在空、重车调整方面常用制动为空气弹簧采样，微机计算，在紧急制动方面为单独回路控制，失电制动，纯空气制动；在防滑控制方面采用动力制动与空气制动分别控制；在故障检测方面车辆控制系统具有故障诊断、故障存储及故障显示功能，同时通过网络或总线进行集中监控。三家国外公司的微机控制直通电空制动系统不相同之处，在指令方式方面Knorr公司使用模拟式的PWM或网络；Nabco公司使用数字式的3线编码7级指令；Westinghouse公司使用模拟式的PWM。在系统结构方面Knorr公司使用微机控制制动单元安装于车厢内，气制动控制单元集成化；Nabco公司使用制动微机控制单元和制动气动控制单元集成一个机箱中；Westinghouse公司使用系统模块化。在常用制动EP方式方面Knorr公司使用制动与缓解各一个模拟阀闭环控制；Nabco公司使用一个流量比例阀闭环控制；Westinghouse公司使用制动与缓解各2个开关阀闭环控制。

三、我国自主研发的微机控制直通电空制动系统

进入21世纪后，我国掀起修建城市轨道交通的高潮。由于城市轨道交通车辆的制动系统长期依赖进口，阻碍了我国的自主研发进程，这不仅不利于提高城市轨道车辆的国产化，也影响整车成本及维修成本。经国家计委（现国家发改委）批准四方车辆研究所、铁道科学研究院、上海铁道大学（并入同济大学）等单位共同研制制动系统。我国现已研制出“先锋”号MDB-1型制动系统和“中华之星”制动系统两种微机控制直通电空制动系统。其不同之处是在指令方式方面“先锋”号MDB-1型制动系统使用模拟式的PWM，“中华之星”制动系统使用数字式的3线编码7级指令；在动力与空气制动配合方面“先锋”号MDB-1型制动系统充分利用动力制动能力，1个编组单元内连续配合，“中华之星”制动系统使用动车（机车）切换配合；在制动控制方式方面“先锋”号MDB-1型制动系统使用模拟式直通式电空控制并根据高速特点采用速度粘着控制，“中华之星”制动系统使用模拟式直通式电空制动率控制；在常用制动EP方式方面“先锋”号MDB-1型制动系统使用制动与缓解各1个开关阀闭环控制，“中华之星”制动系统使用制动与缓解各2个开关阀闭环控制；在空、重车调整方面“先锋”号MDB-1型制动系统的常用制动为空气弹簧采样、微机计算其紧急制动为限压阀限压，“中华之星”制动系统的常用制动为空气弹簧采样、微机计算而其紧急制动为限压阀根据空气弹簧压力限压；在防滑控制方面“先锋”号MDB-1型制动系统使用动力制动与空气制动分别控制，“中华之星”制动系统使用空气制动防滑控制。两种微机控制直通电空制动系统的相同处是故障检测方面车辆控制系统均具有故障诊断、故障存储、故障显示和应急处理功能，同时通过网络或总线进行集中监控。

四、我国城市轨道交通车辆制动技术的思考

纵观国内外城市轨道交通车辆制动系统的控制模式与控制原理基本相同，不同的是研发的项目和方向。现今城市轨道交通在城市交通中的地位越发突出，而国内生产的城市轨道交通车辆中许多部件仍依赖進口，所以要加快城市轨道交通车辆的国产化进程。就加快国产化制动系统而言，应做好以下方面工作：

1.加强同研共发，加快制动系统的国产化。国内城市轨道交通车辆制动技术研发具有一定的基础，但多数处于单兵作战，应将制动系统项目化，将其中的指令传输系统、微机控制单元、防滑控制装置、基础制动装置及故障诊断与处理等做成子项目。由国家相关部委牵头，协调研发单位共同参与，有效利用人力、物力，实现制动系统100%国产化。

2.提高制动系统零部件的可靠性与通用性。制动系统的可靠性随使用时间增加呈现出下降趋势，国内自主研发的零部件可靠性下降速度大于国外进口的零部件，应加强国内制动系统零部件制造工艺。制动系统的通用性是指制动系统国产化的同时，应考虑兼顾问题，对于进口制动系统使用时间的增加，所需的零部件越来越多，将花费大量的人力、财力，制动系统国产化时应尽可能做到技术与部件的通用性。

3.建立切实可行的制动系统试验项目。在研发国产制动系统的同时，应进行严密的试验，确保城市轨道交通车辆的安全与高效运行。主要项目应有司机控制器控制的制动与缓解试验、紧急制动试验、动力制动和空气制动的转换试验、保持制动试验、防滑作用试验、疲劳试验、高低温试验、BECU电磁兼容试验、振动试验等等。

参考文献：

[1]韩增盛，王辉.城市轨道车辆制动系统国产化的研究[J].铁道车辆，2004，42（10）.

[2]吕晓晖.我国城轨车辆制动系统介绍及选型[J].城市轨道交通研究，2009，（06）.

[3]丁锋.城市轨道交通车辆制动系统的特点及发展趋势[J].现代城市轨道交通，2004，（3）.

[4]蓝春红.微机控制直通电空制动系统控制模式分析[J].城市轨道交通研究，2005，（05）.

车辆-轨道耦合系统 篇4

车辆结构振动不仅严重影响乘员的乘坐舒适性、工作效能和货物的安全可靠运输, 还会降低车辆结构可靠性和作业效率。因此, 采取有效措施改善车辆结构振动特性对于提高车辆平顺性具有十分重要的意义。

减小车辆结构振动可通过改善车辆底盘、发动机和车身等子系统间的耦合关系实现, 主要技术手段为优化发动机悬置系统和车身悬置系统等, 国内外学者对此进行了大量研究。Cheng等[1]在车辆子系统模型基础上研究了车身-车架耦合动力学特性;Ozaki等[2]建立了车身-车架耦合振动系统简化模型, 基于模型优化了车身悬置;Madjlesi等[3]基于振动传递函数研究了车辆振动系统, 提高了车身悬置系统隔振性能;Courteille等[4]对车辆子系统耦合特性进行了研究, 通过优化发动机悬置改善了车辆NVH性能;Yuan等[5]针对车辆悬置元件性能进行了研究, 对车身-车架悬置连接匹配进行了优化分析。钱振为等[6]将车辆系统划分为三类子结构来研究耦合振动特性;史文库等[7]基于四端参数理论, 分析了弹性基础对悬置系统隔振性能的影响;靳永军等[8]建立了动力总成-车身动力学模型, 基于整车环境对动力总成悬置进行了优化。

综上所述, 国内外学者主要通过优化发动机-底盘或车身-底盘系统的耦合关系来改善车辆振动特性。本文在此基础上以“发动机-底盘-车身”系统为研究对象, 综合考虑底盘、发动机和车身等子系统的耦合振动特性, 建立了弹性支承耦合振动系统模型。基于状态空间理论考察了悬置参数对系统耦合程度的影响, 分析了车辆子系统耦合与系统状态衰减的关系, 并对车辆子系统衰减特性进行了多目标参数优化, 旨在改善“发动机-底盘-车身”耦合系统振动特性, 提高车辆平顺性。

1 弹性支承耦合振动系统状态空间描述

1.1 弹性支承耦合振动系统动力学建模

图1所示的弹性支承耦合振动系统由支承子结构0和n个被支承子结构组成, 被支承子结构i通过弹性连接点j和支承子结构0连接, 子结构i所受广义激励矢量为Fdi。支承子结构0和被支承子结构i的动力学方程为

式中, q0、qi分别为支承子结构0和被支承子结构i的位移;M0、Mi分别为支承子结构0和被支承子结构i的质量矩阵;Ki, j、Ci, j分别为被支承子结构i在弹性连接点j处的主刚度矩阵和阻尼矩阵;n、m分别为被支承子结构和弹性连接点的数量;Ai, j、Bi, j分别为弹性连接点j处的刚度和阻尼主轴的方向余弦矩阵;下标BR表示参考坐标转支承点随体坐标;Ei, i, j、E0, i, j分别为被支承子结构i在弹性连接点j处相对于自身和支承结构0的位移转换矩阵。

1.被支承子结构1 2.支承子结构0 3.被支承子结构i4.被支承子结构i的弹性连接点j

1.2 耦合振动系统状态空间描述及分析

基于状态空间理论, 对由子结构和相连接的弹性支承组成的耦合振动子系统进行描述[9], 取状态变量

由式 (1) 、式 (2) 可知, 子结构所受激励由系统外部载荷和通过弹性连接点传递的相互作用力组成, 状态空间方程中的系统输入分为外部载荷项和与其相连接的子系统状态变量相关的耦合作用项, 该两项可表示为

式中, A为反映子系统动力学特性的系统矩阵;G为反映子系统间状态相互影响的耦合作用矩阵;B为子系统输入矩阵, 表征外部载荷对系统状态的影响;U0、Ui分别为支承子结构0和被支承子结构i的外部激励。

由式 (4) 可得耦合振动系统状态空间方程:

记耦合振动系统的系统矩阵为

式中, Ad为无耦合作用的系统矩阵;Ti为反映子系统i对耦合系统特性影响的矩阵。

为分析子系统i对耦合系统特性的影响程度, 将矩阵Ti和Ac的F-范数之比定义为子系统i的耦合系数:

由定义可知耦合系数μi和子系统i对系统特性的影响程度正相关。

本文拟研究系统耦合对振动特性的影响, 为表征系统的振动衰减特性, 引入矩阵

由文献[10]可知, 矩阵H的2范数可衡量系统的衰减特性, 在临界阻尼范围内与系统对能量的衰减能力呈负相关关系。定义相对衰减系数

相对衰减系数εi用来表征子系统i的耦合作用对系统振动衰减特性的影响, 与子系统耦合对系统振动衰减的贡献度呈负相关性。

2 车辆模型建立及振动传递特性分析

针对某型越野车“发动机-底盘-车身”耦合系统建立动力学模型进行研究。其中, 车身为非承载式多点弹性支承结构, 发动机布置方式为前置, 车身和发动机分别通过6点和4点弹性元件支承在底盘上。

模型假设车辆沿纵向中心线左右对称, 各部分均在平衡位置微幅振动;考虑底盘、发动机和车身等结构的垂直、侧倾与俯仰方向自由度;发动机激励作用于其质心处, 路面激励将车轴传递至悬架的激励集中至底盘质心处。

如图2所示, K、C分别为弹性元件的刚度和阻尼, 下标s、e、b分别表示悬架、发动机和车身悬置, 下标f、m、r分别表示悬置位置为前、中、后。悬置元件布置位置参数如图3所示。

根据弹性支承耦合振动系统状态空间理论, 对车辆振动系统进行研究, 基于模型分析悬置系统参数对“发动机-底盘-车身”系统耦合作用的影响, 研究车辆振动衰减特性和系统耦合作用的关系, 并以相对衰减系数最小化为优化目标, 对耦合振动系统进行参数优化。

本文拟采用优化前后的系统传递函数为依据, 验证耦合振动系统参数优化对车辆振动状况的改善。对于“发动机-底盘-车身”耦合振动系统, 外部激励主要有路面激励和发动机激励, 底盘、发动机和车身等结构振动响应可通过不同激励下的振动响应进行线性叠加求取。

建立“发动机-底盘-车身”耦合振动系统的状态空间方程, 以耦合振动系统状态变量为系统输出, 传递函数表达式为

式中, U (s) 为外部激励;s为Laplace算子。

式 (16) 展开可得

式中, Fij为以子系统i所受外部载荷为输入、子系统j的状态变量为响应的传递函数。

3 数值计算及分析

3.1 试验设计

以“发动机-底盘-车身”耦合振动系统弹性元件的刚度、阻尼及布置位置等30个参数为设计变量, 以发动机、车身悬置子系统耦合系数和相对衰减系数为考察指标, 对耦合振动系统进行参数分析, 考察设计变量对系统耦合的影响, 研究系统耦合和振动衰减的关系。

因设计变量较多, 利用试验设计方法在设计空间获取有限设计点, 将有限点的分析结论外推至整个设计空间。本文采用拉丁超立方设计构成模型参数的设计样本空间。拉丁超立方设计属于充满空间设计, 可使输入组合相对均匀地填满设计空间, 且各试验变量水平只使用一次[11]。设计变量的取值范围为原方案参数±10%的区间, 取10 000组变量组合进行计算。

通过设计变量在某水平时所有参数组合的响应均值对设计变量与考察指标间的关系进行分析。由于悬置元件阻尼较小, 相比刚度和布置位置等参数对子系统间的耦合作用影响小, 故此处首先分析悬置元件刚度和布置位置对子系统耦合系数的影响, 再分析设计空间内子系统耦合系数和相对衰减系数的关系。

3.2 悬置参数对子系统耦合的影响分析

图4所示为发动机悬置位置和子系统耦合系数的关系, 发动机前悬置到发动机质心的纵向距离l5和发动机悬置子系统耦合系数μ1呈正相关, 增大该距离可增大发动机和底盘俯仰方向振动耦合作用;增大发动机后悬置到发动机质心的纵向距离l6可减小发动机运动状态和底盘俯仰方向的振动耦合, 故l6和μ1呈负相关。发动机前后悬置到发动机质心的横向距离l7和l8主要影响发动机运动状态与底盘侧倾方向运动的相互耦合, 均和发动机悬置子系统耦合系数μ1呈正相关。

图5所示为车身悬置位置和子系统耦合系数的关系。车身悬置到车身质心的纵向距离l10、l11和l12与车身悬置子系统耦合系数μ2呈正相关;车身前后悬置点纵向位置l10和l12对子系统耦合系数μ2的影响较中悬置点纵向位置l11大;悬置点至车身质心的横向距离l13、l14和l15由于设计变量基准值相同, 故对子系统耦合系数μ2的影响大致相同。由图4、图5可知, 子结构悬置点相对底盘质心的纵 (横) 向距离主要影响子结构运动状态和底盘俯仰 (侧倾) 运动的耦合作用, 从而对子系统耦合系数产生影响。

图6、图7所示为发动机悬置刚度和车身悬置刚度对子系统耦合系数的影响。悬置子系统刚度和该子系统耦合系数基本正相关, 这是由于增大刚度可有效增大悬置系统力传递率, 增大被支承子系统和支承子系统的相互作用。

由图4~图7可知, 发动机悬置子系统耦合系数μ1和车身悬置子系统耦合系数μ2负相关。将样本空间内的子系统耦合系数进行二次曲线回归, 两者相互关系如图8所示, 即发动机和底盘的耦合作用增大时, 车身和底盘的耦合作用减小。

3.3 子系统耦合对振动衰减特性的影响分析

图9、图10所示为由样本空间中的设计变量计算所得的发动机悬置和车身悬置系统的相对衰减系数与子系统的耦合系数的关系 (用以考察子系统耦合作用对车辆系统振动衰减特性的影响) 。

由图9可知, 当车身悬置子系统耦合系数μ2一定时, 发动机悬置子系统耦合系数μ1和发动机悬置子系统相对衰减系数ε1负相关, 即增大发动机和底盘的耦合关系有利于“发动机-底盘-车身”耦合系统的减振。由图10可知, 当发动机悬置子系统耦合系数μ1一定时, 车身悬置子系统相对衰减系数ε2随车身悬置子系统耦合系数μ2先减小后增大, 则当车身和底盘的耦合程度处于较低水平时, 增大耦合关系有利于耦合系统的减振, 当车身和底盘的耦合程度超过某一水平时, 增大车身和底盘的耦合关系会导致“发动机-底盘-车身”耦合系统振动衰减能力的下降。由图9、图10亦可知, 发动机 (车身) 悬置子系统耦合系数和子系统相对衰减系数的关系随车身 (发动机) 悬置子系统耦合系数变化, 即车身-底盘和发动机-底盘耦合作用分别对系统振动衰减特性存在交互影响, 因此综合考虑发动机-底盘和车身-底盘耦合关系以优化“发动机-底盘-车身”耦合系统是必要的。

4 模型优化及验证

4.1 耦合系统振动特性多目标优化

本文以相对衰减系数最小化为优化目标, 对弹性支承耦合振动系统中的子系统进行参数优化, 实现“发动机-底盘-车身”耦合系统减振。研究结果表明, 发动机-底盘耦合作用和车身-底盘耦合作用对“发动机-底盘-车身”系统振动衰减性能贡献的最大点处于不同范围, 即发动机悬置子系统相对衰减系数ε1和车身悬置子系统相对衰减系数ε2不可能同时处于最小值。针对可能存在冲突的优化目标, 采用非支配序列遗传算法进行多目标优化[12], 获取多目标优化问题的Pareto最优解集, 并基于此进行最优解的选取。

以发动机悬置子系统相对衰减系数ε1和车身悬置子系统相对衰减系数ε2最小化为目标, 以“发动机-底盘-车身”耦合振动系统弹性连接点的刚度、阻尼及布置位置参数等30个参数为优化变量, 并使优化变量的取值范围为原方案参数±10%的区间。采用非支配序列遗传算法进行多目标优化计算, 其中, 种群大小为100, 最大进化代数为300, 交叉概率为0.9, 交叉分布指数为10, 变异分布指数为20。

4.2 优化结果分析及验证

本文提出的“发动机-底盘-车身”系统可综合考虑发动机-底盘和车身-底盘耦合关系, 为分析其优势, 笔者分别以各子系统相对衰减系数最小化为目标, 相关耦合子系统弹性连接点参数为优化变量, 采用遗传算法进行优化计算, 将研究结果与上节的多目标优化计算进行对比。对比结果如图11所示, 由多目标优化计算所得Pareto解个数为100, 点A和点B分别为其他子系统参数不变时单独针对车身-底盘和发动机-底盘耦合关系进行优化分析的结果。由图11可知, 采用非支配序列遗传算法进行多目标优化所得Pareto最优解集的任意点均可表明处于该处的任何一个目标函数在不使其他目标函数恶化的条件下已无法进一步改进。因此, 以“发动机-底盘-车身”系统为研究对象, 综合考虑发动机-底盘和车身-底盘系统耦合关系进行优化分析具有优势。

在Pareto最优解集中, 选取发动机悬置子系统相对衰减系数ε1与车身悬置子系统相对衰减系数ε2之和最小点为优化结果, 对优化计算的正确性进行验证。优化前后耦合系统性能参数如表1所示。

优化后, 发动机悬置子系统相对衰减系数ε1与车身悬置子系统相对衰减系数ε2分别减小69.14%和35.30%, 发动机子系统耦合系数μ1增大10.12%, 车身子系统耦合系数μ2减小5.6%。增大发动机-底盘耦合作用且减小车身-底盘耦合作用有利于减小相对衰减系数。为验证相对衰减系数的优化对车辆振动状况的改善, 针对优化前后的子系统传递函数进行频域分析。基于式 (17) 分别考察以发动机振动和路面不平度为激励的底盘、发动机和车身子结构在0~20Hz内频域内的响应特性, 以传递函数矩阵的F-范数衡量不同激振源单位激励下受振体子系统的响应, 并以优化前传递函数峰值为基准对频响曲线进行归一化处理, 计算结果如图12~图14所示。

由图12~图14可知, 优化后, 底盘、发动机和车身等子系统在以路面激励为系统输入下的频响在0~20 Hz内的积分均值相对变化分别为-15.1%、-15.7%和-9.0%, 以发动机激励为系统输入的频响曲线在0~20Hz内的积分均值相对变化分别为-15.7%、0.6%和-6.5%, 除发动机对自身激励的系统响应相对增大0.6%外, 其余子系统的振动响应均减小6%以上。因此, 该优化方法可有效改善“发动机-底盘-车身”耦合系统振动特性, 提高车辆平顺性。

5 结论

(1) 基于状态空间理论对弹性支承耦合振动系统进行了分析, 提出并建立了子系统耦合系数和相对衰减系数的数学表达式。

(2) 采用拉丁超立方设计对“发动机-底盘-车身”耦合振动系统进行参数研究, 考虑了子系统耦合对系统振动衰减的关系, 分析了悬置特性参数和布置参数对系统耦合程度的影响。

(3) 以相对衰减系数最小化为目标, 采用非支配序列遗传算法进行了多目标优化, 获取了Pareto最优解集, 并通过车辆子系统对路面激励和发动机激励的传递函数进行了验证。结果表明, 综合考虑发动机-底盘和车身-底盘系统耦合关系对“发动机-底盘-车身”耦合系统进行优化分析可有效改善系统振动特性, 提高车辆平顺性。

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车辆-轨道耦合系统 篇5

关键词：城市轨道车辆,辅助供电系统,仿真

1 城轨车辆高压供电辅助供电系统

辅助供电系统主要是用于产生DC110V电源以及AC380V电源, 其中主要包括的是DC/AC辅助逆变器以及DC/DC变换器。

1.1辅助供电系统组成以及参数

辅助供电系统主要的功能有自动完成启动、关闭以及故障切换的功能, 在列车的运行过程中能够对系统进行辅助报告当前列车的运行状况。辅助供电系统的的组成部分主要是以下几个部分:首先是由牵引变电器辅助绕组、蓄电池、辅助电源配置、辅助以及控制用电设备、地面电源这几部分组成。

其主要的电路原理是由电弓或则第三轨受流输入的DC1500V以及DC750V的直流电压然后通过隔离开关、熔断器、输入的滤波器等送到最后的TGBT逆变器中。对逆变器进行控制, 使得逆变器可以输出PWN波形, 最后得到交流电输出电压, 通过三相交流滤波器的滤波, 然后再经过三相变压器将其变为AC380V电压[1]。

2 辅助供电系统以及仿真

2.1 辅助系统原理

该文章主要选择的是上海的地铁线路为例子, 在样例中电源是DC1500V直流的供电网络, 经过滤波的电抗器以及电容器构成了高压系统的输入部分, 主要作用是能够起到抑制输入电路谐波以及减少输入电路的影响, 起到将高压进线限制到负极通过转向架接地。在负极上一般会有电容, 主要是起到两部分的作用, 一部分是降低电磁干扰, 另外一部分就是确保高频能够接地。辅助高压逆变器在输出交流点以后, 为了减少对其的损耗一般要将频率进行控制不超过1k Hz为合适[2,3]。

2.2 主要技术参数

根据相应的的铁道部的文件, 车辆辅助的供电系统应该达到下表的技术指标。

辅助逆变器总容量 560k VA

输入电压 DC1000V-1800V2.3

2.3 仿真的步骤

应用Matlab建立模型来进行电力仿真, 步骤如下:

(1) 根据系统的情况, 建立电路模型。

(2) 建立一个空白的编辑框窗口, 将编辑好的模块放到该电气仿真模型中。在建立的过程中尽量使用原本软件里面有的模块来建立模型。

(3) 设置仿真模型的参数以及模块的参数。

(4) 进行仿真, 在仿真的过程中改变参数, 并观察结果。

(5) 观察仿真的数据, 进行分析, 评估仿真数据对整个系统, 即辅助供电系统的影响程度以及权重大小, 进而采取相应的办法解决问题, 起到改善城市轨道车辆辅助供电系统整体运行性能的目的[4]。

2.4辅助逆变仿真图形以及结果

以往在构建仿真模型的过程中多以电路图为主要依据, 但这种运行方式下会产生很多的错误, 且仿真运行比较复杂。为了改进仿真系统的运行性能, 可搭建如下仿真模型, 如图2。

在该系统中, 主要采用的是PWM模块, 再运用三个正弦波并让它的三个正弦的相位差在120度, 这样的情况下可以调制脉宽。图中的Scope2就是用来查看脉宽的波形图的[5]。从逆变模块出来以后的交流波在这里分为了A、B、C三部分, 分别进入子模块subsystem2。Powergui是电力系统图形化的用户接口, 可以有效的利用Simulink的功能来连接不同的电器元件, 在此过程当中, Powergui所发挥的是电力系统模型中图形化的用户接口工具。同时, Powergui还具有复制功能, 能够将模块复制到该模型窗口中来, 然后通过双击鼠标打开菜单。

3 结束语

在轨道车辆的辅助供电系统中应用仿真已经是非常的必要的, 通过仿真数据可以对列车供电设备进行分析, 发现存在的问题, 并提出解决措施。

参考文献

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车辆-轨道耦合系统 篇6

对轨道上运行列车进行实时精确定位是保证安全、发挥效率、提供最佳服务的前提。目前, 对列车定位方法主要分为两类:一类是轨旁定位技术;另一类是车载列车定位技术。其中, 轨旁定位技术主要利用轨旁及车载设备对列车进行实时跟踪, 通常细化为轨道电路定位、信标定位、电缆环线定位、裂缝波导定位、扩频电台定位等方法。车载列车定位技术主要采用安全型编码里程计方法。GPS或A⁃GPS是目前应用较广泛的实时定位技术, 它们通常被归为车载定位技术范畴。其优点是实施方便、费用低;缺点是存在位置漂移, 并且在隧道等密闭空间内无法使用。RFID技术经过几十年发展已经日趋成熟, 在我国车号识别技术中得到大规模、长时间应用。因此, 本文基于RFID技术, 设计了轨道车辆实时定位系统, 它属于轨旁定位技术, 是信标方法的一种具体实现, 即采用布置在轨道上的RFID标签作为信标, 利用安装在列车上的读写器读取标签获取列车实时地理信息, 从而提高列车运行安全性和效率, 为城市交通提供便利[2,3,4]。

1 定位系统组成及工作原理

1.1 信标定位技术

信标是安装在线路沿线反映线路绝对位置的物理标志。由于信标可提供厘米量级的位置精度, 因此可用于校正列车实际运行距离。信标分有源信标和无源信标两种。有源信标可以实现车地的双向通信;无源信标类似于非接触式IC卡, 在列车经过信标所在位置时, 安装在列车上的天线发射的电磁波激励信标工作, 并传递绝对位置信息给列车。轨道交通系统中所使用的信标大多为无源信标, 被安装在轨道沿线, 为列车提供精确的绝对位置参考点, 或提供线路坡度、弯度等信息[5]。

1.2 系统组成

利用RFID标签作为轨旁定位中的信标, 利用安装在列车上的读写器实时读取标签再传递到服务器进行映射, 进而得到列车的实时定位, 这样就构建了一个基于RFID技术的轨道车辆实时定位系统。该定位系统主要由RFID标签、RFID读写器和后台服务器3部分组成, 各部分功能如下所述[6,7,8,9]:

(1) RFID标签。安装在轨道上且具有唯一标签ID的RFID标签, 车辆电子标签安装于轨道或者运行轨迹的合适位置, 安装时注意避免危险区域。遇到雨雪天气应及时清除, 在日常巡检时应注意检查标签是否完好。

(2) RFID读写器。安装于列车上, 能够全天候自动采集安装在轨道上的RFID标签的ID, 并通过无线模块 (可以选择Wi Fi, GPRS, WCDMA等方式) 传输到后台服务器的管理软件进行处理, 该设备主要包括读出装置主机、微波收发天线、无线模块几个部分。安装时需要保证电源的稳定并避免外部环境可能对设备造成的损坏。

(3) 后台服务器。后台服务器运行管理软件、人机程序及数据库, 接收并处理来自读写器的标签ID数据, 考虑到无线传输延迟不大, 因此可以看作系统近似实时地反映了车辆的实际物理位置。

1.3 系统工作流程

基于RFID技术的轨道车辆实时定位系统工作流程如图1所示, 首先将安置于轨道的RFID标签ID与其对应的物理位置存储在服务器数据库, 然后当车辆经过此位置标签处时, 由安装于车辆的RFID读写器标签ID进行读取后发送到后台服务器, 后台服务器运行的管理软件根据标签ID查找服务器数据库, 得到当前车辆的物理位置。基于RFID技术的轨道车辆实时定位系统安装如图2所示, 其中RFID读写器和RFID标签、后台服务器均为独立设备, 过车时分别独立工作。

2 结语

本文设计的基于RFID技术的定位系统具有实施方便、精度高和密闭空间内工作等优势, 可以被广泛应用于铁路物流系统、地铁以及车辆站段的调度。实际应用中采用何种定位技术, 取决于具体需求和现场情况及费用预算等多方面因素。同时, 随着各种技术的不断发展和突破, 未来会有更多先进的列车定位技术问世。

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车辆-轨道耦合系统 篇7

关键词：轨道车辆,抗侧滚扭杆系统,疲劳试验,原理

1 引言

随着我国轨道交通业的快速发展, 高速、安全、舒适已经成为轨道车辆设计制造的发展趋势。抗侧滚扭杆系统与空气弹簧组合运用于车辆二悬挂系统, 使得车辆的安全性、舒适度有了很大提高。目前在我国, 三分之一的铁路是曲线, 而且其中半径≤600m的曲线约占一半[1], 所以对扭杆系统的疲劳性能提出更高要求。株洲时代新材料科技股份有限公司在对高速车辆扭杆系统的疲劳分析及验证中, 结合实际运行工况, 总结出更加符合实际运行工况的疲劳试验原理, 从而可对抗侧滚扭杆系统的可靠性分析起指导作用。

2 扭杆系统及作用原理

2.1 扭杆系统

扭杆系统主要由扭杆轴、扭转臂、连杆、支撑座、关节轴承等组成。其作用就是提供抗扭转反力矩抵抗车体的侧滚, 从而减小车体侧滚倾角, 提高车辆的倾覆安全性[2]。

2.2 作用原理[3]

(1) 当车体发生垂向振动时, 两个连杆受力方向相同, 整个装置绕两个支承座转动, 扭杆轴不受任何力的作用, 也不产生扭矩, 因而不影响车体的垂向振动。

(2) 当车体发生侧滚时, 两个连杆受力大小相等, 方向相反, 一个扭转臂向上, 另一个扭转臂向下, 从而扭杆轴扭曲弹性变形, 同时扭杆轴自身产生的反力抵抗车体的侧滚, 达到力矩平衡。

(3) 当车体发生横摆时, 由于连杆两端都装有关节轴承, 允许连杆横向运动, 所以该装置不会影响车体的横向振动。同样对车体的点头、摇头及伸缩等振动不会产生影响。

3 静态疲劳试验原理及方法

静态疲劳试验是扭杆系统常用试验模式, 其原理是模拟车辆通过曲线的左右侧滚运动, 通过试验设备向扭杆系统静态施加大小相等、方向相反的侧滚力 (力矩) , 以该力 (力矩) 大小及循环次数作为疲劳试验结果判定的关键依据, 从而达到验证目的, 如图2所示。

静态疲劳试验方法通常有两种:机械式 (图4) 和油压式 (图5) 。

机械式方法:将扭杆系统固定在试验台上, 两个连杆上端与试验设备对称连接, 通过试验设备施加周期力 (力矩) 来实现疲劳试验。

油压式方法:将扭杆系统固定在试验台上, 去掉一个连杆, 同时将此端固定。另一个连杆上端与油缸连接。通过油缸施加周期力 (力矩) 来实现疲劳试验。

油压法施加的力 (力矩) 数值是机械法的两倍。

4 车辆和扭杆系统实际运行工况

4.1 车辆实际运行工况

车辆实际运行时因受线路、轴重转移和牵引制动等众多因素影响, 所受工况非常复杂。按照车辆运动方向主要分为垂向运动、纵向运动、横向运动及侧滚运动。

垂向运动按照前述分析对扭杆系统影响较小, 不作为影响扭杆系统疲劳试验关键因素分析。

纵向运动主要因牵引和制动引发的运动, 同样对扭杆系统影响较小, 也不作为影响扭杆系统疲劳试验关键因素分析。

横向运动:车辆在曲线通过时, 首先外钢轨向外轮轮缘提供横向力F横, 轮对中心与轨道中心分离, 分离距离d1 (如图7所示) , 并在垂直轨面方向产生夹角α1 (如图8所示) 。

因惯性作用, 横向力F横先由轮对通过一系悬挂传递到构架, 再由构架通过二系悬挂传递到车体 (如图9所示) 。即通过曲线作用顺序为:轮对→构架→车体。

4.2 扭杆系统实际运行工况

扭杆系统的支撑座和连杆上端分别与构架和车体相连, 扭杆系统属于二系悬挂。按照通过曲线作用顺序, 连杆的下端 (与扭转臂连接) 要先于上端 (与车体连接) 作用偏移, 偏移距离为d1, d1的最大值为转向架侧梁止挡与车体横向止挡之间允许的最大距离;然后在横向力F横和线路共同作用下车体产生侧滚, 且同时扭杆系统产生相等反方向扭矩T′。

5 动态疲劳试验原理及方法

其原理是在静态疲劳试验的基础上增加一个先于侧滚运动的横向位移运动, 达到动态模拟车辆通过曲线时车体先后的横向作用和侧滚作用对扭杆系统疲劳影响。

动态疲劳试验方法:

在静态疲劳试验的机械法和油压法中增加一个横向伺服系统, 提供位移d1 (如图10) , 与试验设备提供的力 (力矩) 共同作用于扭杆系统。

6 比较分析

以扭杆系统对车体的作用力矩TC为分析对象, 比较静态原理1中TC′和动态原理2中TC″之间关系。

F-连杆上作用力;L-两连杆中心距离。

L1-扭转臂上扭杆轴中心与连杆作用点距离;

α与β关系:

原理 (1) 中:TC′=TC

原理 (2) 中, 如图13:

L2-连杆两球铰孔中心距离。

d1和L2均大于0, 且d1/L2<1

因此:TC′>TC″

7 结语

正确地模拟实际运行工况是疲劳试验的重要前提。通过以上分析, 可分析出正确的疲劳试验原理, 对扭杆系统的可靠性分析起至关重要的作用。

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车辆-轨道耦合系统 篇8

实弹射击是每个部队每年都必须进行的训练内容,仅就装甲机械化部队而言,目前的战斗射击场,尚没有无人值守的控制目标隐显、运动的系统。过去装甲车辆战斗射击场的目标隐显系统,均为地下钢筋混凝土掩蔽工事,多采用人工或机械方式显示目标;运动车辆则采用轨道结构封闭式靶道,使整个场地配套设施繁多,造价高,维护保养复杂。这里所研制的无轨道运动车辆结构简单,方便易用;运动目标速度可调、设置简便、自带动力、无需轨道,不依赖场地设施,不需要保障人员在目标区操控,从而解决了长期困扰部队实弹射击训练时的人员安全问题。

无轨道运动车辆的工作方式为[1]电力拖动方式,即采用直流电动机作为原动机,减速机和皮带轮作为传动机构,车体作为工作机构。它依靠车体内所附带交流发电机产生电能,来驱动电动机以及电气控制系统工作,从而把电能转换成机械能。根据上面论述,它分为两部分:电力拖动部分、电气控制部分。由于电机不需要频繁的正反转,可以采用继电器和接触器实现换向,结合调速器实现调速的方案,实现系统的构架,这样就可以简化了系统的设计。拓展开来,具体可把运动目标的电控系统分为:电机正反转电路、风门控制电路、电源电路及电机保护措施等。

1 电机正反转电路

目标能够实现前进、后退、停止等动作,靠的是电机的正反转,为了实现电机的正反转,本设计使用了常规的继电器、接触器控制系统。电机正反转电路如图1示。由于控制电路使用了交流电源,因此控制器件采用了交流继电器和交流接触器[2],继电器和接触器的主要区别是接触器有主、辅触点之分,而继电器只有主触点;接触器的触点所能容许的负载电流大,而继电器的触点负载电流能力小,通常不能直接和负载相连。本设计中,考虑到车体运行时的大功率以及控制电路所需要的触点分配,继电器使用了3开1闭的触点结构,接触器使用了3开3闭的触点结构。为了近距离控制的方便,直接使用了具有3位结构的钮子开关作为前进、后退、停止的控制开关。

如果车体在高速运行的情况下失去控制,将会引起碰撞,后果将很严重,作为保护,设置了2个行程开关,一旦车体到了安全行程处,就会触发行程开关动作,切断电气控制电路,电机停转,保护了车体不受撞坏。

综合上面的考虑,电机的正反转控制电路便可以设计出来。零速继电器的常闭触点平时闭合,此时没有速度,目标处于停止状态。一旦系统接收到前进(或者后退)的命令,则1J(2J)继电器线圈得电吸合,并自保持,从而接触器1C(2C)线圈得电也吸合,调速器使能,输出电压提供给电机,电机开始转动,目标就开始运动。一旦电机转动,零速继电器的常闭触点断开,从而零速继电器触点所控制的3J线圈也失去电压,断开,其常开触点处于开的状态,这时候如果系统得到停止的命令,只要把前进或者后退的控制点断开,则1J(2J),1C(2C)也就相应的断开,调速器使能关闭,提供给电机的电枢电压为0,电机停转,目标停止运动。

2 发电机启动电路

发电机的工作可以提供交流220 V的电源供给系统作为工作电源。为了实现发电机的远程遥控启动和关闭,必须改造发电机的启动机构,并设计出合理的风门控制电路进行控制,以实现发电机的启动和关闭。

远程的发电机启动实际是采用继电器来模仿人工启动的过程。人工发电机的启动包括拉风门、启动、关闭3个动作,因此设计的电路必须能够保证包括这3种功能。在实际的设计过程中,利用了永磁直流减速电机实现了拉风门、关风门动作,通过自行设计的转接头,把电机轴承的圆周转动变为横向的伸缩动作。当小电机正转的时候,拉风门;当电机反转的时候,关风门。从而把拉风门和关风门的实现变为设计一个控制电机正反转的电路,整个思想就变得明朗化了。

小型继电器属于有触点的开关器件,常用于小功率电路中。在此设计中,永磁电机正反转时电流很大,因此决定采用大功率的场效应管MOSFET[3],这是一种无触点的电力电子开关器件。为了控制电机的正反转,决定使用比较成熟的MOS桥电路来实现电机的电枢电源的正反切换,从而改变电机的转动方向。考虑到永磁电机的工作电流和功率的因素,NMOS选择了IRF540,PMOS采用了IRF9540。

MOS桥电路如图2所示。

MOS桥电路中上面为P沟道的MOSFET,下面为N沟道的MOSFET,直流电机为永磁直流减速电机。由于采用的是12 V电压,对于P沟道和N沟道的MOS管的驱动都可以简单实现。另外,它不需要调速,也就不需要高频的工作,它只有两种运行状态,要么电机正转,要么电机反转,如果拉风门是正转,那么关闭风门就是反转,而且在一个比较长的时间1~3 s内都是这个状态。因此,驱动电路可以简单的利用4000系列的CMOS逻辑器件就可以直接电压驱动。

对于大功率的电力电子器件[4],为了其良好的工作,需要注意两点:

(1)要让其在限定能力下工作,并留出大量的裕量,使其更加安全可靠的工作,一定保持外部条件,在大电流下长时间工作时,加散热片是非常必须的;

(2)严把安装和制作工艺,电力电子器件也属于相对娇气的一种,如果不小心使用和安装,就会对之造成损坏。

在运动目标的发电机启动电路中[5],风门控制电路的逻辑控制通过了CMOS门的与非门芯片4011,它的工作电压可以在3~18 V,实际中使用12 V电源统一供电。这样不采用TTL的5 V工作电源,就可以减小提供5 V电源的LM7805芯片的压力,更能保证系统不会出现因为烧坏5 V电源芯片而导致电路不能用得可能。电路逻辑容易分析,在这里作者就不详细说明了。

发电机启动时,先启动拉风门电路,使电机正转,接下来就可以打火,发电机启动成功后,关闭风门。当发电机启动完毕,这部分电路就可以暂时休息。再使用时,切断继电器,就可以关闭发电机,实现发电机的熄火功能。

发电机瞬间启动时电流很大,为了方便,在这里采用了2个12 V、10 A的大功率、大电流的小继电器实现发电机的点火功能。

无论是电机的正反转还是发电机的点火和继电器的工作,其控制都采用了负逻辑,“0”电平输入控制有效。这样容易避免误动作。为了统一,通过了一个遥控和手动的转换开关进行切换控制信号的类型,手动时靠手按按钮,一旦按下,给电路输入了一个“0”电平信号;遥控时靠单片机的输出端口,并通过三极管把TTL电平转换成12 V电平能与发电机启动电路常用的工作电平匹配,一旦三极管导通,就有了控制信号“0”电平,电路就可以进行相应的工作。

3 电源设计

发电机启动前主要靠蓄电池提供电源,本地控制时,操作人员可以直接按动相应按钮实现发电机的启动;远程时靠单片机系统工作,接收命令来实现发电机的启动。

从以上分析来看,发电机启动前靠蓄电池提供电源,发电机启动后就可以靠发电机提供电源并可以给蓄电池充电。

因此,必须考虑直流电源和交流电源的关系,把交流的220 V电源变为单片机系统的工作电源。在这里为了减少干扰,采用了电源模块,直接把交流的220 V电源变为直流15 V电源,提供无线数传模块工作。直流15 V电源再经过7805的转换,把15 V电压变为5 V电压提供单片机工作。

蓄电池电源和经发电机的转换的电源的先后工作,通过一个二极管来切换。发电机启动前靠蓄电池提供12 V电源,发电机启动后向控制电路提供了15 V的电源,这样15 V和12 V的压差大于二极管的开启压差0.7 V,就自然的使蓄电池电源关断。具体电路如图3所示。

4 保护电路

运动目标的前进或者后退的驱动动力是电机和相应的减速装置,而运动目标的灵魂是电气控制系统。作为电气控制系统,要想长期正常的无故障运行,必须有各种保护措施。保护环节是所有电气控制系统不可缺少的组成部分,利用它来保护电动机、电气控制设备、电气控制线路以及人身安全等。

电气控制系统中常用的保护环节有过载保护、短路电流保护、零电压保护和欠电压保护以及弱磁保护等[6]。在本设计中,由于系统的功能相对简单,牵涉的电器系统器件不多,原理上可以使用热熔断器作短路保护;热继电器作过载保护;过流继电器作过流保护;电压继电器作零压保护;欠电压继电器作低压保护。

5 结语

在本文中,采用大功率的无触点开关来实现风门的开启和关闭,采用2个低电压、大功率的继电器来启动发电机。这套电路单独采用12 V电源供电,采用负逻辑工作。如果需要和单片机保持信号隔离,就需要解决隔离和共地这两个问题。这里采用2级光电隔离,解决了干扰和共地问题,使得系统运行更加可靠。

参考文献

[1]胡虔生,胡敏强.电机学[M].北京:中国电力出版社,2009.

[2]陈立定.电气控制与可编程序控制器的原理及应用[M].北京:机械工业出版社,2005.

[3]梁南丁.电力电子技术[M].北京:北京大学出版社,2009.

[4]丁坚勇,程建翼.电力系统自动化[M].北京:中国电力出版社,2006.

[5]王跃进.机械原理[M].北京:北京大学出版社,2009.

车辆-轨道耦合系统 篇9

一系悬挂系统安装在轨道车辆转向架构架和轴箱之间, 保证一系垂向、横向和纵向刚度。其主要包括三类: (1) 起缓冲作用的弹簧装置:如螺旋钢弹簧、锥簧等。 (2) 起衰减振动或振幅作用的减振装置:如垂向、横向减振器。 (3) 起轴箱/轮对定位作用的定位装置 (构架与轮对间连接方式) :如转臂定位、单拉杆定位装置。

一系悬挂系统能传递垂向、横向和纵向作用力。垂向力主要指除轮对带轴箱以外的车辆重量, 横向力主要指曲线通过时车轮的导向力, 纵向力主要指车辆的纵向牵引力和制动力。此外, 一系悬挂系统还必须具有承受垂向、横向和纵向冲击的能力, 考虑到车辆的平稳性和舒适性, 通常设有一系垂向减振器用于衰减转向架的垂向和摇摆振动, 以确保轮对的平行。

传递一系垂向、横向和纵向作用力的刚度分别称为一系垂向刚度、横向刚度和纵向刚度。衰减一系垂向振动的阻尼称为一系垂向阻尼。这些参数的合理匹配是提高动力学性能的关键。

2 选型现状

2.1 一系弹簧的选型

目前, 常用的一系弹簧包括螺旋钢弹簧、锥簧、人字簧和螺旋钢弹簧加橡胶垫等。其中螺旋钢弹簧的特点是稳定性好, 静态、动态刚度变化小, 垂向特性呈线形, 寿命长, 成本低, 受温度变化小, 但其缺点是:无阻尼, 高度要求高, 纵横向刚度很难控制。锥簧、人字簧的特点是:阻尼, 高度小, 纵横向刚度易控制, 三向刚度具有非线形, 缺点是寿命短, 动态刚度变化大, 受温度的影响大。螺旋钢圆簧加橡胶垫结构能继承钢弹簧的优点, 又能克服钢簧结构缺点, 并且橡胶弹簧能吸振降噪, 降低钢簧动应力。

目前, 南车株洲电力机车有限公司生产的HXD1B、HXD1C、DJ4等交流机车都采用钢弹簧加橡胶垫结构。法国T/AGV高速车、德国ICE系列、日本新干线、中国CRH等高速车也都采用了钢簧加橡胶垫的结构。可见, 一系弹簧采用钢簧加橡胶垫的结构是一种最成熟和最流行的趋势。

2.2 轴箱定位的方式

轴箱与构架之间的联接方式即一系定位 (又叫轴箱定位) , 按定位方式不同可分为双拉杆、单拉杆、转臂、径向装置、橡胶定位器、拉板式、导框、导柱等。一系定位装置将来自轮对的牵引力、制动力、轮轨横向力传递到构架上。一系定位应保证轴箱能够相对于转向架构架在弹簧振动时作垂向运动, 在机车通过曲线时还能允许少量横移。

3 研究现状

3.1 结构研究

根据目前的选型现状, 120 km速度级大功率重载货运机车 (如HXD1/B/C系列、HXD3/B/C系列) 一系悬挂一般采用单拉杆定位, 早期的直流机车 (韶山系列) 一般采用双拉杆定位, 现有的高速动车组如法国TGV/AGV、瑞士SIG、日本新干线及中国CRH1/2/3主要采用转臂式定位, 德国ICE[18]一般采用单顶簧加单拉板定位或对称双簧加橡胶堆的定位方式, 少数采用双拉杆定位 (CRH5) , 城轨车辆100 km速度级以下, 一般采用橡胶弹簧定位 (上海明珠线、深圳地铁) , 100 km速度级以上一般采用转臂式定位 (广三线、上海11号线) , 部分采用圆锥簧定位 (法国TGV/AGV动力车) 。

3.2 动力学研究

一系悬挂参数和结构直接影响转向架的动力学性能。车辆动力学主要涉及车辆的稳定性、安全性以及乘座舒适性三大指标。

一系悬挂的纵向刚度及横向刚度即轴箱定位的纵向刚度及横向刚度, 是很重要的参数, 关系到机车的黏着性能、直道上高速运行的蛇行稳定性及曲线通过性能的好坏。轴箱定位的纵向刚度应足够大, 则转向架的蛇行稳定性较好, 而且在大的牵引力作用下, 轮对也不会产生明显的纵向位移, 黏着性能较好。轴箱定位的横向刚度大一些, 对转向架的蛇行稳定性也有利, 但此横向刚度受结构的影响, 通常具有较小的数值。

从机车曲线通过性能的角度考虑, 轴箱定位的纵向及横向刚度都宜小一些。纵向刚度小, 轮对易于向曲线径向位置偏斜, 有利于曲线通过。选定一系悬挂的纵向及横向刚度时, 应优先保证机车的蛇行稳定性及黏着性能的要求, 而机车的曲线通过性能可采取其他措施来改善。

一系垂向刚度对车辆蛇行运动临界速度影响不大, 但较大的垂向刚度在提高车辆抗倾覆性能的同时也将增大转向架的扭转刚度, 造成车辆轮重减载性能和垂向平稳性下降。

转向架一系垂向阻尼不能改变车辆垂向振动自振频率, 但合适的阻尼值能够减小构架垂向振动加速度, 并有效衰减轨道局部不平顺引起的过大瞬态振动。高速动车组转向架应设置一系减振器, 以改善车辆垂向动力学性能。

3.3 试验研究

对于一系悬挂系统, 南车株洲电力机车有限公司就一系悬挂的合成刚度做过试验研究, 一系垂向和纵向测量值与理论计算值非常接近, 但由于误差积累和工装变形使得一系合成横向刚度值偏差较大。后来通过对整个转向架进行试验, 发现能得到较理想的一系合成三向刚度, 精度能控制在10%, 但是更合理、更精确的一系刚度测试还需要进一步研究。

目前, 试验研究最多的属于钢弹簧、橡胶弹簧和减振器等零部件。对钢弹簧、橡胶弹簧的结构、材料、性能参数匹配等方面的试验研究文章较多。

4 结语

一系悬挂系统的研究应当着眼于如下几个方面。

1) 加强半主动、主动悬挂系统的研究和工程应用。车辆运行时, 通过车载计算机控制转向架的悬挂元件 (主要是减振元件) , 实时改变悬挂参数, 使车辆对线路平顺的响应减小到最小。

2) 一系钢弹簧、橡胶弹簧的试验与研究应基于载荷谱进行设计, 提高一系悬挂系统的可靠性

3) 对转臂定位结构一系悬挂进行进一步研究。研究可以使轮对冲角最小、性能最优的结构和参数, 研究可以减小转臂关节偏转刚度的方案。