列车的速度不断提高,导致机车和车辆的振动加剧。要提高列车运行的稳定性和平稳性,需要采用主动或半主动悬挂系统,对运动进行主动或半主动控制。半主动悬挂系统用可控阻尼器代替主动悬挂系统中的主动力作动器,二系阻尼器是一个可控阻尼器,控制系统可以实时调节阻尼力,从而改善悬挂系统动力学性能。本文主要对半主动悬挂系统控制策略和减振器技术的研究现状进行总结,并对高速列车半主动悬挂系统振动有关非线性动力学方面的研究进行了展望。 The speed of railway high speed train is constantly increasing, and the vibration of locomotives and vehicles is increased. In order to improve the stability and stationary, the active or semi-active suspension system is used to implement active or semi-active control. In semi-active suspension system, the active suspension system is replaced by a controlled damper instead. The secondary suspension system is a controlling damper, and the damper force can be adjusted timely and improve the dynamical behavior. In the present paper, the nonlinear dynamics of semi-active suspension vibrating system is summarized, including the semi-active control strategy and vibration absorber technique. The study and progress of nonlinear dynamics and semi-active control are reviewed and the prospect of semi-active suspension vibrating system is also discussed.
高速列车,振动,非线性,半主动悬挂系统,主动控制,时滞, Railway High-Speed Train Vibration Nonlinear Semi-Active Suspension System Active Control Time Delay高速列车半主动悬挂系统振动的非线性动力学研究进展及展望
X = ( y w 1 , y w 2 , y w 3 , y w 4 , Ψ w 1 , Ψ w 2 , Ψ w 3 , Ψ w 4 , y t 1 , y t 2 , ϕ t 1 , ϕ t 2 , Ψ t 1 , Ψ t 2 , y c , ϕ c , Ψ c )
其中: y w 1 , y w 2 , y w 3 , y w 4 分别为4个轮对的横移运动; Ψ w 1 , Ψ w 2 , Ψ w 3 , Ψ w 4 分别为4个轮对的摇头运动; y t 1 , y t 2 分别为2个转向架的横移运动; ϕ t 1 , ϕ t 2 分别为2个转向架的侧滚运动; Ψ t 1 , Ψ t 2 分别为2个转向架的摇头运动; y c , ϕ c , Ψ c 分别为车体的横移、侧滚和摇头运动; M , C , K 分别为整车质量矩阵、阻尼矩阵和刚度矩阵;G为轨道输入分布矩阵; ω 为轨道方向和水平不平顺输入。采用模糊控制策略,高速车体平稳性得到很大改善,摇头振动幅值、横向振动幅值都得到了明显的抑制。
m a x ¨ a ( t ) + c a x ˙ a ( t ) + k a x a ( t ) + g x a ( t − τ ) = 0
其中 m a 代表吸振器的质量, c a 代表吸振器的阻尼, k a 代表吸振器的刚度, g x a ( t − τ ) 代表具有时滞的反馈控制项,g为反馈增益系数, τ 为时滞量。将该吸振器附加到主振动系统上,组成一个两自由度的质量、弹簧、阻尼振动系统。主系统在外激励的作用下产生振动,此时通过调节吸振器的反馈增益系数和时滞量,使得吸振器产生共振,将外激励的能量全部吸收,从而保证主系统不产生振动,因此该吸振器称之为时滞共振器。反馈增益系数和时滞量根据下式进行调节:
g c = ± ( c a ω c ) 2 + ( m a ω c 2 − k a ) 2
τ c = 1 ω c { tan − 1 [ c a ω c m a ω c 2 − k a ] + 2 ( l − 1 ) π } , l = 1 , 2 , ⋅ ⋅ ⋅
其中 ω c 为外激励频率, g c 和 τ c 为需要调节的反馈增益系数和阻尼系数。因为系统的振动微分方程是一个时滞微分方程,所以,采用时滞反馈减振技术需要研究系统的稳定性,确定系统能够稳定工作时的稳定性区间。
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