，轨道高低不平顺随机输入之间的关系为：
方向不平顺随机输入之间的关系为：
[0068] ②根据每台转向架单侧一系垂向减振器的安装支数Ii1、每台转向架二系垂向减振 器的安装支数n2、每台转向架二系横向减振器的安装支数n3，车体端部纵向减振器的安装 支数n4，车体端部横向减振器的安装支数n5，及①步骤中优化设计所得到的每台转向架单 侧一系垂向减振器的最佳等效阻尼系数Cdl、每台转向架二系垂向减振器的最佳等效阻尼系 数Cd2、每台转向架二系横向减振器的最佳等效阻尼系数C2、车体端部纵向减振器的最佳等 效阻尼系数(：3和车体端部横向减振器的最佳等效阻尼系数Cy计算得到单支一系垂向减振 器、二系垂向减振器、二系横向减振器、车体端部纵向减振器和车体端部横向减振器的最佳 阻尼系数，分别为：Ccidl= C Vn1, Ccid2= C d2/n2, Cci2= C 2/n3, Cci3= C 3/n4, Cot= C r/n5。
[0069] 本发明比现有技术具有的优点：
[0070] 由于高铁属于多自由度振动系统，对其进行动力学分析计算非常困难，目前国内 外对于高铁一系和二系及端部减振器阻尼系数的设计，一直没有给出系统的理论设计方 法，大都是对一系垂向减振器、二系垂向减振器、二系横向减振器、车体端部纵向减振器和 车体端部横向减振器分别单独进行研究，并借助计算机技术，利用多体动力学仿真软件 S頂PACK或ADAMS/Rail，分别通过实体建模来优化和确定其大小，尽管该方法可以得到比 较可靠的仿真数值，使车辆具有较好的动力性能，然而，由于一系垂向减振器、二系垂向减 振器、二系横向减振器、车体端部纵向减振器及车体端部横向减振器是一个相互耦合的复 杂系统，目前这种分别单独建模对其减振器阻尼系数进行设计的方法，难以使高铁一系和 二系及端部减振器的阻尼系数达到最佳匹配，且随着高铁行驶速度的不断提高，人们对一 系和二系及端部减振器阻尼系数的设计提出了更高的要求，目前高铁一系和二系及端部减 振器阻尼系数设计的方法不能给出具有指导意义的创新理论，不能满足轨道车辆不断提速 情况下对减振器设计要求的发展。
[0071] 本发明通过建立高铁整车23自由度行驶振动微分方程，利用MATLAB/Simulink 仿真软件，构建了高铁整车23自由度振动协同优化仿真模型，并以轨道高低不平顺随机输 入、方向不平顺随机输入和水平不平顺随机输入为输入激励，以车体振动加权加速度均方 根值最小为设计目标，优化设计得到高铁一系和二系及端部减振器的最佳阻尼系数。通过 设计实例及SMPACK仿真验证可知，该方法可得到准确可靠的一系和二系及端部减振器的 阻尼系数值，为高铁一系和二系及端部减振器阻尼系数的设计提供了可靠的设计方法。利 用该方法，不仅可提高高铁悬置系统的设计水平及产品质量，提高车辆行驶安全性和平稳 性；同时，还可降低产品设计及试验费用，缩短产品设计周期，增强我国轨道车辆的国际市 场竞争力。
【附图说明】
[0072] 为了更好地理解本发明下面结合附图做进一步的说明。
[0073] 图1是高铁一系和二系及端部减振器阻尼系数协同优化方法的设计流程图；
[0074] 图2是高铁整车23自由度行驶振动模型的主视图；
[0075] 图3是高铁整车23自由度行驶振动模型的左视图；
[0076] 图4是高铁整车23自由度行驶振动模型的俯视图；
[0077] 图5是实施例的高铁整车23自由度振动协同优化仿真模型图；
[0078] 图6是实施例所施加的德国轨道高低不平顺随机输入激励zQ1 (t);
[0079] 图7是实施例所施加的德国轨道高低不平顺随机输入激励zQ2(t);
[0080] 图8是实施例所施加的德国轨道高低不平顺随机输入激励Z(]3(t);
[0081] 图9是实施例所施加的德国轨道高低不平顺随机输入激励zM(t);
[0082] 图10是实施例所施加的德国轨道方向不平顺随机输入激励yal (t);
[0083] 图11是实施例所施加的德国轨道方向不平顺随机输入激励ya2(t);
[0084] 图12是实施例所施加的德国轨道方向不平顺随机输入激励ya3(t);
[0085] 图13是实施例所施加的德国轨道方向不平顺随机输入激励ya4(t);
[0086] 图14是实施例所施加的德国轨道水平不平顺随机输入激励Z e i (t);
[0087] 图15是实施例所施加的德国轨道水平不平顺随机输入激励ze2(t);
[0088] 图16是实施例所施加的德国轨道水平不平顺随机输入激励ze3(t);
[0089] 图17是实施例所施加的德国轨道水平不平顺随机输入激励ze4(t)。 具体实施方案
[0090] 下面通过一实施例对本发明作进一步详细说明。
[0091] 某高铁的每台转向架上安装有四支一系垂向减振器、两支二系垂向减振器、两支 二系横向减振器的安装支数，两相邻车体间安装有四支车体端部纵向减振器和一支车体端 部横向减振器，即Ii1= 2, η 2= 2, η 3= 2, η 4= 4, η 5= 1 ;其单节车体的质量m3= 63966kg、 点头转动惯量J341 = 2887500kg. m2、摇头转动惯量.A;，=2887500kg.m2、侧滚转动惯量J 30 = 77200kg. m2;每台转向架构架的质量1112= 2758kg、点头转动惯量J241= 2222kg. m2、摇头转动 惯量為=4426kg:.:m:2_、侧滚转动惯量J20 = 2212kg. m2;每一轮对的质Sm i= 1721kg、摇头转 动惯量A,==900kg_m2;每一轮轴重W= 150000N ;每一轮对的横向蠕滑系数f1= 16990000N、 纵向蠕滑系数f2= 16990000N ;每一轮对的纵向定位刚度K lx= 13. 739X 10 6N/m、横向定位 刚度Kly = 4. 892 X 10 6N/m ;每台转向架单侧一系悬架的垂向等效刚度Klz = 2. 74 X 10 6N/ m;每台转向架中央弹簧的纵向刚度K2x= 0. 18X10 6N/m、横向定位刚度K2y= 0. 18X10 6N/ m ;每台转向架二系悬置的垂向等效刚度K2z= 1. 1368X 10 6N/m ;单个抗侧滚扭杆的扭转刚 度Ke = 2. 5X 10 6N. m/rad ;-对抗蛇行减振器的阻尼系数Cs= 1027kN. s/m ;车轮滚动半径 r = 0. 445m、车轮踏面斜度λ = 〇. 15 ;车轮和钢轨接触点横向间距的一半b = 0. 7465m， 轮轴定位弹簧横向安装间距的一半h= I. 15m，转向架中央弹簧横向安装间距的一半132 = I. 3m，抗蛇行减振器横向安装间距的一半b3= I. 4m，车体纵向减振器横向安装间距的一半 b4= I. 2m，车辆定距的一半a = 9. 5m，转向架轴距的一半a。= I. 35m，车体横向减振器纵 向安装间距的一半1 = 13. 3m，车体上端端部纵向减振器到车体质心的高度(I1= 0· 5m，车 体下端端部纵向减振器到车体质心的高度d2= 0. 5m，车轴中心线到轨道平面的高度h。= 0. 347m，车体质心到中央弹簧上平面的高度Ii1= 0. 8m，车体质心到二系横向减振器的高度 h2= 0. 616m，中央弹簧上平面到构架质心的高度h 3= 0. 416m，转向架构架质心到车轴中心 线的高度114= 0. 137m，二系横向减振器到构架质心的高度h5= 0. 6m，车体端部横向减振器 到车体质心的高度h6= 0. 5m ;待设计每台转向架单侧一系垂向减振器的等效阻尼系数为 Cdl;待设计每台转向架二系垂向减振器的等效阻尼系数为C d2;待设计每台转向架二系横向 减振器的等效阻尼系数为C2;待设计车体端部纵向减振器的等效阻尼系数为C 3;待设计车 体端部横向减振器的等效阻尼系数为(；。该高铁一系和二系及端部减振器阻尼系数设计所 要求的车辆行驶速度V = 300km/h，对该高铁一系垂向减振器、二系垂向减振器、二系横向 减振器、车体端部纵向减振器和车体端部横向减振器的阻尼系数进行设计。
[0092] 本发明实例所提供的高铁一系和二系及端部减振器阻尼系数的协同优化方法，其 设计流程图如图1所示，高铁整车23自由度行驶振动模型的主视图如图2所示，高铁整车 23自由度行驶振动模型的左视图如图3所示，高铁整车23自由度行驶振动模型的俯视图如 图4所示，具体步骤如下：
[0093] (1)建立高铁整车23自由度行驶振动微分方程：
[0094] 根据高铁的单节车体的质量m3= 63966kg、点头转动惯量J341= 2887500kg. m2、摇 头转动惯量A..F2887500kg.mM则滚转动惯量J3 e = 77200kg. m2海台转向架构架的质量m 2=2758kg、点头转动惯量J241 = 2222kg. m2、摇头转动惯量A，=4426kg.nV:、侧滚转动惯量J2 e =2212kg. m2;每一轮对的质量m 1721kg、摇头转动惯量Ji#=90〇kg.m2;每一轮轴重W = 150000N ;每一轮对的横向蠕滑系数f1= 16990000N、纵向蠕滑系数f 2= 16990000N ;每一 轮对的纵向定位刚度Klx= 13. 739X 10 6N/m、横向定位刚度Kly= 4. 892X 10 6N/m ;每台转向 架单侧一系悬架的垂向等效刚度Klz= 2. 74X 10 6N/m ;每台转向架中央弹簧的纵向