高速动车组悬挂参数优化研究
异常振动是高速动车组比较常见的动力学问题，也是影响车辆运行安全性和平稳性的关键问题[1-2]。对某型动车组自投入运营以来出现过的动力学故障问题进行汇总，如图1所示。其中影响车辆运行平稳性的异常振动问题包括车辆晃动和车体抖动问题，影响车辆运行安全性的问题包括车辆抖动、车辆局部振动以及车轮多边形问题。文献[3] 针对车体低频横向晃动的影响因素进行研究，提出避免车辆晃动的方法。针对构架横向加速度报警问题，文献[1，4-5]分别从车辆和钢轨角度进行研究，通过优化车辆参数和钢轨打磨解决报警问题。针对车轮多边形问题，文献[6-8]研究多边形的形成机理、对车辆的影响以及控制措施。
图1 动车组动力学故障问题汇总
本文针对某型动车组出现的异常抖动问题进行研究，分析抖动问题的根本原因，并通过悬挂参数优化提升动车组动力学性能，以保证车辆运行安全性和平稳性。
1 异常振动现象
某型动车组在线路上运行时车体出现明显的抖动现象，车辆横向平稳性指标[9-10]超过2.5，如图2所示。此时构架横向振动加速度[9-10]经0.5～10 Hz滤波，幅值接近0.6g(g为重力加速度，1g=10 m/s2)，已达到预报警限值，如图3所示。对应平稳性指标偏大位置，在0.5～10 Hz范围内枕梁和构架横向振动主频均为7.2 Hz单一频率，二者振动趋势相同，如图4所示。
图2 某动车组横向平稳性指标
图3 某动车组构架横向振动加速度(Y-0.5～10 Hz滤波)
图4 抖动时刻构架、枕梁横向振动频谱
2 原因分析
2.1 普查测试
通过对在线运营的某型动车组运行平稳性进行普查测试，发现出现异常振动问题的车组车轮镟修后走行里程主要集中在20万km以上，振动现象发生在某些线路的个别区段，见表1。
总之，本研究提示慢阻肺错失早期诊断仍然相当严重，慢阻肺错失早期诊断时间与疾病严重度相关，但是否会对慢阻肺长期预后产生影响尚不清楚。加强慢阻肺早期识别，特别是对无症状患者及高危人群进行慢阻肺筛查显得非常重要和必要。
表1 2015—2016年车体抖动车组统计
配属路局车辆抖动出现里程/万km发生次数哈局(普查33列次)15～20420～2510>2519沈局(普查18列次)15～20220～256>2510
对异常振动车组车轮踏面外形进行测试，与实测抖动线路钢轨廓形匹配计算实际UIC 519等效锥度λ[11]。在轮对横移量3 mm处等效锥度最大值达到0.48，均值达到0.38，且在轮对横移0～3 mm范围内等效锥度出现明显负斜率增长，如图5所示。
图5 抖动车组与实测抖动线路钢轨匹配
与实测未抖动线路钢轨廓形匹配，在轮对横移量3 mm处等效锥度最大值为0.305，均值为0.19，在轮对横移0～3 mm范围内呈正斜率增长，如图6所示。
据了解，自去年4月动工以来，广汽智联新能源汽车产业园规划面积7500亩，已落实用地规模4000多亩，广汽新能源汽车、广汽乘用车发动机公司、电池工厂等约10个项目已落地。
“一带一路”倡议的提出，开启了中国政治、经济、对外合作的新时代。“一带一路”覆盖区域与全球特提斯富油气域相吻合，全球已探明70%大油气田、75%石油剩余可采储量、68%天然气剩余可采储量富集于此。中国在该区已经拥有了雄厚的油气合作基础，通过近20年的合作，已形成三大油气合作区、四大油气战略通道的全产业链油气合作格局及相关产业，成为“一带一路”国际合作规模最大的产业。
图6 抖动车组与实测未抖动线路钢轨匹配
文献[12-13]对非线性轮轨接触几何特征参数开展专项研究，提出评价等效锥度变化的非线性参数NP。NP代表轮对横移量为2～4 mm之间等效锥度变化率，即
(1)
考虑轮轨间隙的影响，对NP进行修正，即
(2)
当(TG-FG)≥7 mm时，yλ=3 mm
当5 mm≤(TG-FG)<7 mm时，
(3)
当(TG-FG)<5 mm时，yλ=2 mm
当然，他并不是简单地将观者眼中看见的世界拍摄下来，而是按照他预设好的想法、视野和幻想创作出一个世界——一个充满典故、参照与引用的空间——威特金在那些并不尊崇传统美丽典范的地方寻找这个世界的“居民”。
式中： TG为轨距；FG为轮背间距。
λ和NP值的大小影响车辆稳定极限环的分叉形式和车辆临界速度，如图7所示。随着λ值的增大和NP值的减小，车辆临界速度逐渐降低。
图7 λ和NP值对车辆分叉形式和临界速度的影响
根据式(2)、式(3)计算得到某动车组在抖动线路上的NP值为-0.08，未抖动线路NP值为0.016，如图8所示。当车辆在抖动线路上运行时，轮轨接触关系恶劣，车辆稳定临界速度降低。
图8 抖动线路与未抖动线路NP值对比
2.2 故障再现
根据动车组的结构参数和悬挂参数建立多体系统动力学仿真模型，并将实测车轮踏面外形和实测抖动线路钢轨廓形代入模型中进行相关计算，仿真模型如图9所示。
图9 动力学仿真模型
当车辆以标准运营速度运行时，构架端部发生明显的谐波振动，加速度幅值达到0.6g，振动主频集中在5.5～7.5 Hz，如图10所示。车体同步发生明显的谐波振动，加速度幅值达到0.075g，振动主频集中在5.5～7.5 Hz，如图11所示。横向平稳性指标在车速为200 km/h时达到2.75，在250 km/h时达到3.0，如图12所示。仿真再现了该动车组在线运行时的异常振动现象。
图10 构架横向振动仿真分析结果(0.5～10 Hz滤波)
图11 车体横向振动仿真分析结果(0.5～10 Hz滤波)
图12 横向平稳性指标
2.3 原因分析
通过大量车组平稳性和踏面外形普查测试以及仿真分析可知，该型动车组在线运行出现车体抖动的根本原因来源于轮轨接触不良。当轮轨匹配等效锥度(轮对横移3 mm)达到0.4，且呈负斜率增长时，转向架蛇行运动将产生较大轮轨横向力[13]，二系悬挂未能有效衰减这部分能量，致使振动传递至车体，引起车体产生同频率抖动现象。该问题的表象为车体抖动，但其根本问题是车辆稳定性问题。
3 参数优化
3.1 提高车辆运行稳定性的方法
国内外学者对轨道车辆横向运行稳定性的影响因素进行了大量理论研究和试验研究，结果表明提高车辆蛇行运动稳定性的方法主要有以下几点[1-2,14-15]：
讨论 2008年荷兰心内科医生de Winter等通过回顾其心脏中心1532例左前降支(LAD)近段闭塞的急性冠脉综合征心电图发现，其中有30例并未出现典型ST段抬高型心肌梗死(STEMI)超急性期的心电图表现模式[1]。这些心电图的特点如下:① 胸前V1～V6导联J点压低1～3 mm，ST段呈上斜型下移，随后T波对称高尖；② QRS波通常不宽或轻度增宽；③ 部分患者胸前导联R波上升不良；④ 多数患者aVR导联ST段轻度上抬[2]。
(1)合理选择抗蛇行减振器参数。
(2)合理选择轴箱定位刚度。
(3)合理选择二系横向减振器参数。
(4)合理选择车轮踏面等效锥度。
电力变压器的基本构成部分有：铁心，绕组，绝缘套管，油箱及其它附件等。其中铁心和绕组是变压器的主要部件，称为器身。
车轮踏面等效锥度随车轮磨耗逐渐增大，且与线路状态相关，为非完全受控因素，因此为提高某型动车组在车轮磨耗后期轮轨匹配关系恶化时的车辆稳定性，仿真分析主要针对(1)～(3)进行参数优化。
3.2 车辆运行稳定性线性优化分析
对车辆非线性系统动力学仿真模型进行线性化处理，通过悬挂模态计算，分析车辆主要悬挂参数对车辆系统最小阻尼比的影响。
周去非在“氈”（“氈”即“毡”，本文以下用皆用毡”字——笔者按）一则中提到：“西南蛮地产绵羊，固宜多毡毳。自蛮王而下至小蛮，无一不披毡者，但蛮王中锦衫披毡，小蛮袒裼披毡尔。北毡厚而坚，南毡之长至三丈余，其阔亦一丈六七尺，摺其阔而夹缝之，犹八九尺许。以一长毡带贯其摺处，乃披毡而紧带于腰，婆娑然也，昼则披，夜则卧，雨晴寒暑未始离身。其上有核桃纹，长大而轻者为妙，大理国所产也，佳者缘以皂。”
(1)抗蛇行减振器参数优化
根据仿真计算结果，增大抗蛇行减振器阻尼和刚度可以提高大等效锥度下的横向稳定性，如图13所示。
图13 抗蛇行减振器阻尼和刚度优化
(2)轴箱定位刚度参数优化
根据仿真计算结果，增大轴箱纵向和横向定位刚度，有利于大等效锥度工况下的横向稳定性，如图14、图15所示。
图14 轴箱纵向定位刚度优化
图15 轴箱横向定位刚度优化
(3)二系横向减振器参数优化
通过建立变背压模型，对330 MW亚临界空冷机组的整体发电效率进行定量分析，设计相邻空冷岛连通改造，增加空冷岛的散热面积，优化机组背压和发电效率。结果表明：
根据仿真计算结果，较大的二系横向减振器刚度和阻尼能够满足横向运动稳定性要求，如图16所示。
图16 二系横向减振器阻尼和刚度优化
根据以上悬挂参数优化结果，同时考虑新轮状态下车辆低锥度晃车问题[3]，结合车辆现有悬挂参数，重点对抗蛇行减振器进行深度优化，如图17～图19所示。综合考虑抗蛇行减振器刚度和阻尼对新轮和磨耗轮状态下车辆临界速度、构架横向振动加速度以及横向平稳性的影响，确定抗蛇行减振器新参数。
图17 抗蛇行减振器参数对临界速度的影响
图18 抗蛇行减振器参数对构架横向加速度的影响
图19 抗蛇行减振器参数对横向平稳性的影响
3.3 抗蛇行减振器动态参数
抗蛇行减振器性能参数分为静态和动态参数，均可通过台架试验获得实际数据。
当减振器活塞杆以不同速度V按照固定幅值S进行往复拉伸和压缩，可得到减振器力-位移曲线，该曲线也称为示功图，通过示功图可以得到减振器力-速度曲线。一般在S=12.5 mm或S=25 mm条件下得到的力-速度曲线称为减振器静态参数，如图20所示。
其次，全过程合同管理。全过程合同管理是指合同的事前、事中、事后三个管理阶段，并以合同事前防范、事中控制为主，事后应对处理为辅的合同管理方式。合同的事前管理阶段即为合同的形成阶段，包括合同策划、招标、合同谈判、合同的审查、合同的签订等；合同管理的事中控制阶段即为合同的履行阶段，就是对合同履行过程进行跟踪监督和管理，包括合同分析、合同交底、合同控制、变更管理等；合同的事后管理即为合同的收尾阶段，包括索赔管理、争议处理、合同后评估、合同终止等。
从《无极》打出的自我标签“魔幻史诗巨作”，我们可以看出创作者的巨大野心。只顾自我艺术创造而忽视了观众的接受能力导致这部片子上映后反映平平。虽然说艺术是个体精神的创造，与少数人的多样感悟相联系，因而难以一呼百应[5]10，但电影毕竟无法摆脱它的商业诉求和大众属性。
图20 抗蛇行减振器静态参数示意图
动车组在线运行时，除小曲线及道岔区段，抗蛇行减振器实际工作位移在±5 mm以内，且随着车轮磨耗的增加工作频率逐渐增大，与转向架蛇行频率保持一致。因静态参数是指大位移下的减振器性能特征，测试频率偏低，迟滞效应不明显，不能代表减振器实际工作状态，因此需要得到减振器在小幅运动时不同频率下的力-位移曲线，进而得到刚度-频率曲线和阻尼-频率曲线，称为减振器动态参数，动态参数更能反映减振器的实际性能。目前抗蛇行减振器动态理论模型普遍采用Maxwell模型，台架测试方法采用扫频法，计算方法采用BS EN 13802[16]标准中规定的方法，即
(4)
式中: kd为动态刚度，kN/m；d0为减振器位移幅值，m；F0为减振器阻力幅值，kN; φ为阻尼力-位移的相位角。
(5)
式中: cd为动态阻尼，kN·s/m； f为激励频率，Hz。
利用扫频的方法对优化前后的抗蛇行减振器进行台架试验，相比于原参数减振器，新参数减振器高频下的动态刚度和动态阻尼均得到明显提升。如图21所示。
图21 优化前后抗蛇行减振器动态特性参数对比(1 mm幅值)
3.4 车辆动力学性能预测
将新参数抗蛇行减振器实测动态特性作为输入条件进行多体系统动力学仿真，预测动车组动力学性能，并与原参数车组进行对比，如图22～图26所示。在车轮磨耗后期轮轨匹配关系恶化时，采用新参数抗蛇行减振器的动车组在250 km/h运行条件下安全性和平稳性均得到明显提升，等效锥度上限值可由0.38提高至0.5；临界速度由280 km/h提高至368 km/h；构架端部横向振动加速度幅值明显减小，谐波频次也显著降低。
图22 原车状态等效维度上限预测
图23 装用新参数抗蛇行减振器等效锥度上限预测
图24 磨耗轮状态车辆临界速度预测
图25 磨耗轮状态构架横向加速度预测
图26 装用新参数抗蛇行减振器平稳性指标预测
4 线路试验验证
将试制新抗蛇行减振器产品在某型动车组上试装并与原参数车组进行线路跟踪对比试验。
4.1 车轮踏面磨耗对比
对比装用不同抗蛇行减振器且长期运行在相同线路的动车组磨耗后期的车轮踏面外形，装用新参数减振器车组与原参数车组相比无明显差异，如图27所示。镟修周期内等效锥度(与标准CN60钢轨匹配)、滚动圆磨耗量、踏面凹陷量增长趋势以及最大磨耗位置分布基本相同，如图28所示。说明新参数抗蛇行减振器并未显著影响车轮磨耗。
图27 磨耗后期车轮踏面外形对比
图28 车轮踏面磨耗趋势对比
4.2 车辆运行稳定性对比
在车轮磨耗后期，相同运行线路条件下原参数车组构架端部横向振动加速度出现明显的连续性谐波，幅值达到0.6g；装用新参数抗蛇行减振器车组为非连续性谐波，幅值为0.4g。装用新参数减振器车组构架横向振动能量远小于原参数车组，车辆运行稳定性得到显著提高，如图29、图30所示。
图29 构架横向振动加速度对比
图30 构架横向振动加速度时频对比
4.3 车辆运行平稳性对比
在车轮磨耗后期，相同运行线路条件下原参数车组横向平稳性指标已超过2.5；装用新参数抗蛇行减振器车组小于2.5，车辆运行平稳性得到显著提高，如图31所示。
图31 平稳性指标对比
4.4 新参数抗蛇行减振器动态力
对新参数抗蛇行减振器进行标定，在活塞杆布置应变片，测试车辆在不同状态下减振器作用力的响应情况，如图32所示。在车轮磨耗后期，当构架横向出现0.4g谐波振动时，减振器作用力也出现同频率谐波振动，幅值在10 kN左右，如图33、图34所示。在该频率下实测减振器的F-S曲线如图35所示，围成的面积即为减振器在一个周期内的阻力功，利用积分法[17]可得阻力功约为5 J。
图32 新参数减振器标定
图33 构架横向振动加速度谐波(0.5～10 Hz滤波)
图34 谐波时刻新参数减振器动态力响应频率
图35 谐波时刻新参数减振器实测F-S曲线
5 结论
(1)某型动车组在线运行时部分区段出现车体异常振动现象，其根本原因为车轮在磨耗后期对线路比较敏感，当线路条件相对较差时轮轨匹配接触不良，转向架蛇行运动产生较大轮轨横向力，二系悬挂未能有效衰减这部分能量，致使振动传递至车体，引起车体产生同频率抖动现象。
(2)仿真表明，提高轴箱定位刚度、增大抗蛇行减振器、横向减振器的动态刚度和动态阻尼可提高该型动车组在车轮磨耗后期运行稳定性。结合该型动车组实际情况，通过深入优化抗蛇行减振器能够保证新轮和磨耗轮状态下车辆稳定性和平稳性要求。
综上所述，不管是民族音乐，抑或是传统音乐，对其进行研究的核心思想就是希望通过研究进而更好的促进音乐的进步和发展，只有发现和寻找到不同音乐研究之间的影响，才能更好的将不同类型的音乐以及所代表的不同文化进行更好的交流和融合，从而实现音乐总体上的发展进步。
(3)线路试验表明，采用新参数抗蛇行减振器不会对车轮磨耗造成不利影响，且能够在车轮磨耗后期显著提高车辆运行稳定性和平稳性，确保车辆安全运营，进一步验证了仿真优化的结果。
1.3 观察指标 记录并比较两组患者治疗前后的β-内啡肽、促性腺激素释放激素、N端脑钠肽前体、和肽素水平，脑水肿体积，美国国立卫生研究院卒中量表评分，Barthel指数[9]，以及治疗有效率。治疗有效率评价标准[10]：基本痊愈，CT检查显示无血肿，肢体功能恢复，日常生活基本可自理；显效，CT检查显示血肿大部分消失，肢体、语言功能明显改善，日常生活轻度依赖；有效，CT检查显示血肿较治疗前有所缩小，但肢体、语言功能仍有一定障碍，日常生活中度依赖；无效，血肿较治疗前无明显变化，肢体、语言功能存在明显障碍，日常生活重度依赖，甚至病情加重。
参考文献：
[1] 黄彩虹. 高速车辆减振技术研究[D]. 成都: 西南交通大学, 2012.
[2] 王福天. 车辆系统动力学[M]. 北京: 中国铁道出版社, 1981.
[3] 黄彩虹, 梁树林, 宋春元，等. 高速车辆车体低频横向晃动的影响因素研究[J]. 机车电传动, 2014(1): 16-20.
HUANG Caihong, LIANG Shulin, SONG Chunyuan, et al. Study on Influence Factors of Low-frequency Carbody Swaying for High-speed Vehicles[J]. Electric Drive for Locomotives, 2014(1): 16-20.
[4] 周清跃, 俞喆, 刘丰收,等. 通过廓形打磨治理动车组构架报警效果研究[J]. 中国铁路, 2016(9): 35-39.
ZHOU Qingyue, YU Zhe, LIU Fengshou, et al. Study on the Effect of Renovating High-speed EMUs Alarm Problem by Grinding Rail[J]. China Railway, 2016(9): 35-39.
[5] 周清跃, 田常海, 张银花,等. CRH3型动车组构架横向失稳成因分析[J]. 中国铁道科学, 2014, 35(6): 105-110.
ZHOU Qingyue, TIAN Changhai, ZHANG Yinhua, et al. Cause Analysis for the Lateral Instability of CRH3 EMU Framework[J]. China Railway Science, 2014, 35(6): 105-110.
[6] 李大地. 基于钢轨模态振动的车轮多边形机理研究[D]. 成都: 西南交通大学, 2017.
[7] 宋春元, 沈文林, 李晓峰,等. 高速动车组车轮多边形影响因素及抑制措施研究[J]. 中国铁路, 2017(11): 33-40.
SONG Chunyuan, SHEN Wenlin, LI Xiaofeng, et al. On the Influencing Factors and Inhibiting Measures of Wheel Polygons of High-speed EMUs[J]. China Railway, 2017(11): 33-40.
[8] 王忆佳, 曾京, 罗仁,等. 高速列车车轮多边形化对车辆动力学性能的影响[J]. 四川大学学报(工程科学版), 2013, 45(3): 176-182.
WANG Yijia, ZENG Jing, LUO Ren, et al. Effect of Polygonal Wheel on Vehicle Dynamic Performance[J]. Journal of Sichuan University (Engineering Science Edition), 2013, 45(3): 176-182.
[9] 国家市场监督管理总局.机车车辆动力学性能评定及试验鉴定规范： GB/T 5599—2019[S]. 北京: 中国标准出版社，2019.
[10] 贾璐.高速车辆动力学性能评价方法研究[D].成都：西南交通大学，2011.
[11] International Union of Railways. Method for Determining the Equivalent Conicity：UIC 519[S].Paris:International Union of Railways,2004.
[12] POLACH O. Characteristic Parameters of Nonlinear Wheel Rail Contact Geometry[J]. Vehicle System Dynamics, 2010,48: 19-36.
[13] POLACH O, NICKLISCH D. Wheel/rail Contact Geometry Parameters in Regard to Vehicle Behaviour and Their Alteration with Wear[J]. Wear, 2016： 328-329.
[14] 姚建伟. 机车车辆动力学[M]. 北京: 科学出版社, 2014.
[15] 任尊松. 车辆动力学基础[M]. 北京: 中国铁道出版社, 2012.
[16] European Committee for Standardization. Railway Applications Suspension Components-Hydraulic Dampers:BS EN 13802：2013[S].London:British Standards Institution Standards Limited,2013.
[17] 杨国桢,王福天. 机车车辆液压减振器[M]. 北京: 中国铁道出版社, 2002.