張 海，王成國(guó)，劉金朝，成 棣，4

(1 中國(guó)鐵道科學(xué)研究院 鐵道科學(xué)技術(shù)研究發(fā)展中心，北京100081;2 華東交通大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，江西南昌330013;3 中國(guó)鐵道科學(xué)研究院 基礎(chǔ)設(shè)施檢測(cè)研究所，北京100081;4 中國(guó)鐵道科學(xué)研究院 高速輪軌關(guān)系實(shí)驗(yàn)室，北京100081)

隨著列車運(yùn)行速度的不斷提高，在高速下轉(zhuǎn)向架和車體有可能會(huì)在橫向出現(xiàn)一種周期性大振幅的搖擺運(yùn)動(dòng)，即蛇行運(yùn)動(dòng)。劇烈的蛇行運(yùn)動(dòng)會(huì)導(dǎo)致輪緣不斷地撞擊鋼軌，加速輪軌磨耗，增大車輪脫軌的危險(xiǎn)性，從而威脅到運(yùn)行的安全，因而，它也直接影響高速列車的運(yùn)行安全。在構(gòu)架和車體或者搖枕之間安裝抗蛇行減振器，通過抗蛇行減振器中油液流過節(jié)流孔時(shí)產(chǎn)生的阻力，以此達(dá)到吸收阻力功的效果，從而有效的控制轉(zhuǎn)向架的蛇行運(yùn)動(dòng)，從而保證車輛的安全運(yùn)行。

抗蛇行減振器就其結(jié)構(gòu)而言有3種不同的形式:油液?jiǎn)蜗蛄鲃?dòng)式、油液雙向流動(dòng)式和電磁閥控制式［1］。它們各有特點(diǎn)，使用在不同的情況下。本文通過對(duì)不同油液流動(dòng)形式的抗蛇行減振器內(nèi)部結(jié)構(gòu)和工作原理的分析，建立它們的液壓數(shù)值模型以及與車輛模型結(jié)合的聯(lián)合仿真模型，通過仿真計(jì)算討論它們動(dòng)態(tài)特性的區(qū)別以及對(duì)車輛穩(wěn)定性的影響。

1 抗蛇行減振器模型

1.1 油液?jiǎn)蜗蛄鲃?dòng)式抗蛇行減振器

1.1.1 結(jié)構(gòu)及工作原理

一個(gè)典型的油液?jiǎn)蜗蛄鲃?dòng)式抗蛇行減振器由圖1中13個(gè)零部件組成，其中阻尼調(diào)節(jié)閥3和7、活塞單向閥11和底閥1為抗蛇行減振器內(nèi)部結(jié)構(gòu)最主要的功能元件。

圖1 油液?jiǎn)蜗蛄鲃?dòng)式抗蛇行減振器結(jié)構(gòu)

阻尼調(diào)節(jié)閥主要由固定閥座、可動(dòng)芯閥、彈簧及調(diào)節(jié)螺母組成，通過調(diào)節(jié)彈簧預(yù)緊力可改變減振阻力的大小和特性;而活塞主體是閥體、閥片及預(yù)緊彈簧組成的單向閥，工作時(shí)油液作用于活塞拉伸腔側(cè)面及壓縮腔側(cè)面的力是減振阻力的主要來源;與活塞組成結(jié)構(gòu)類似，底閥組成主要也是由單向閥體，閥片及預(yù)緊彈簧組成，工作時(shí)通過底閥，儲(chǔ)油缸能向壓力缸迅速充油。

油液?jiǎn)蜗蚴搅鲃?dòng)抗蛇行減振器的工作原理如圖2所示。當(dāng)減振器拉伸時(shí)，活塞上的單向閥關(guān)閉，底閥上的單向閥開啟，活塞上部拉伸腔相當(dāng)于體積為A的油液經(jīng)節(jié)流孔流到儲(chǔ)油缸，同時(shí)儲(chǔ)油缸中相當(dāng)于(A+B)的油液經(jīng)底閥流到活塞下部壓縮腔中。當(dāng)減振器壓縮時(shí)，底閥上的單向閥關(guān)閉，活塞上的單向閥開啟，壓縮腔相當(dāng)于體積(A+B)的油液經(jīng)單向閥流到拉伸腔，其中體積A的油液留在拉伸腔，而體積為B的油液經(jīng)阻尼孔流到儲(chǔ)油缸中。

圖2 油液?jiǎn)蜗蛄鲃?dòng)式抗蛇行減振器工作原理

1.1.2 主要元件建模

在建立液壓模型時(shí)，為了使模型簡(jiǎn)單又不影響計(jì)算精度，首先要簡(jiǎn)化模型:將減振器的一些輔助孔以及通流面積大的孔簡(jiǎn)化;不考慮由于壓力變化而引起減振器構(gòu)件的變形，以及由于溫度變化而引起的減振器構(gòu)件的變形;不考慮油液的重力;不考慮活塞與缸體之間、活塞桿與導(dǎo)向座之間的油液泄漏;不考慮減振器工作時(shí)引起的油液溫度變化。

(1)阻尼調(diào)節(jié)閥

阻尼調(diào)節(jié)閥結(jié)構(gòu)如圖3所示，彈簧預(yù)緊力可改變減振阻力的大小和特性。圖4中A點(diǎn)與拉伸腔相通，而B點(diǎn)與儲(chǔ)油腔相通，當(dāng)拉伸腔與儲(chǔ)油腔的壓力差不足以推動(dòng)已預(yù)緊彈簧時(shí)，油液從常通小孔流動(dòng)(Q1);當(dāng)拉伸腔與儲(chǔ)油腔的壓力差可以推動(dòng)已預(yù)緊彈簧時(shí)，油液從常通小孔(Q1)和側(cè)隙流動(dòng)(Q2)。在Easy5中使用常通孔、單向閥和節(jié)流閥組合實(shí)現(xiàn)阻尼調(diào)節(jié)閥的功能，如圖7中元件2所示，其中彈簧的剛度取為8.1×104N/m。

(2)活塞單向閥與底閥

活塞單向閥和底閥結(jié)構(gòu)相似，工作時(shí)都是利用閥片擋住液流，產(chǎn)生阻力，如圖5所示。

按照閥片的尺寸建立有限元模型，如圖6所示，通過有限元受力分析，得到等效剛度，其中活塞單向閥閥片剛度為4.63×10 N/m，底閥閥片剛度為1.65×10 N/m。由于活塞單向閥和底閥上一般是分布著均布的小孔，這些小孔建模前首先要進(jìn)行等效處理，變成一個(gè)通孔，然后在Easy5中使用常通孔、單向閥組合實(shí)現(xiàn)活塞單向閥的功能，如圖7中元件6所示;在Easy5中使用常通孔、單向閥組合實(shí)現(xiàn)底閥的功能，如圖7中元件4所示。

圖3 阻尼調(diào)節(jié)閥結(jié)構(gòu)

圖4 阻尼調(diào)節(jié)閥工作原理

圖5 閥片結(jié)構(gòu)

圖6 閥片有限元模型

1.1 .3 油液?jiǎn)蜗蛄鲃?dòng)式抗蛇行減振器建模

選用如表1的參數(shù)在Easy5軟件中根據(jù)減振器工作原理，建立減振器液壓數(shù)值模型，如圖7所示。

表1 減振器參數(shù)

圖7 油液?jiǎn)蜗蛄鲃?dòng)式抗蛇行減振器數(shù)值液壓模型

1.2 雙向式抗蛇行減振器

1.2.1 結(jié)構(gòu)及工作原理

一個(gè)典型的油液雙向流動(dòng)式抗蛇行減振器由圖8中15個(gè)零部件組成。其結(jié)構(gòu)與油液?jiǎn)蜗蛄鲃?dòng)式抗蛇行減振器相比，它的活塞呈封閉式，上面不設(shè)單向止回閥，即活塞上無油路可通，因而在拉伸與壓縮行程時(shí)油的流動(dòng)方向是不同的。

圖8 油液雙向流動(dòng)式抗蛇行減振器

拉伸時(shí)的油液與上述柯尼標(biāo)準(zhǔn)的減振器相同，活塞6上部的油液經(jīng)過阻尼調(diào)節(jié)閥10流向?qū)в凸芎陀透?，如圖8所示。此時(shí)，儲(chǔ)油缸中的下部油液通過底閥1上的單向止回閥2流向活塞的下部油缸。

壓縮行程中的油路與標(biāo)準(zhǔn)的減振器完全相反，只有活塞下部的油受壓，油液通過底閥1上的中心孔流至底座14，底座上裝有用于壓縮行程的外部阻尼調(diào)節(jié)閥15，油液經(jīng)過該閥后通過底部孔流向油缸。同時(shí)，活塞上部的油腔體積增大，所需的補(bǔ)充油是由蓄油缸經(jīng)過導(dǎo)油管7及止回閥9流入。

1.2.2 油液雙向流動(dòng)式抗蛇行減振器建模

與油液?jiǎn)蜗蚴搅鲃?dòng)抗蛇行減振器相比，其阻尼調(diào)節(jié)閥建模大致相同，在Easy5中使用常通孔和單向閥組合實(shí)現(xiàn)阻尼調(diào)節(jié)閥10的功能，如圖9中元件6所示，其中彈簧的剛度取為1.5×105N/m;在Easy5中使用兩組常通孔和止回閥組合實(shí)現(xiàn)止回閥9和底座單向止回閥2的功能，如圖9中元件2和元件3所示;在Easy5中使用常通孔和單向閥組合實(shí)現(xiàn)外部阻尼調(diào)節(jié)閥15的功能，如圖9中元件5所示，其中彈簧的剛度取為9.5×104N/m。

最后在Easy5環(huán)境里根據(jù)減振器工作原理，建立油液雙向流動(dòng)式抗蛇行減振器液壓數(shù)值模型，如圖9所示。

圖9 油液雙向流動(dòng)式抗蛇行減振器數(shù)值液壓模型

1.3 不同模型的仿真對(duì)比

在 Easy5 中對(duì)于活塞不同的速度(10，20，30，40，50，60 mm/s)下進(jìn)行動(dòng)態(tài)仿真，油液?jiǎn)蜗蛄鲃?dòng)式抗蛇行減振器仿真示功圖如圖10所示。通過調(diào)整參數(shù)使得油液雙向流動(dòng)式抗蛇行減振器的阻尼力和卸荷速度大體一致，其仿真示功圖如圖11所示。

表2 油液?jiǎn)蜗蛄鲃?dòng)式抗蛇行減振器最大拉伸、壓縮阻尼力

表3 油液雙向流動(dòng)式抗蛇行減振器最大拉伸、壓縮阻尼力

從圖2的工作原理可知，油液?jiǎn)蜗蛄鲃?dòng)式抗蛇行減振器在拉伸和壓縮的時(shí)候具有大致相同的特性，這也從圖10和表2的仿真結(jié)果中反映出來。而對(duì)于油液雙向流動(dòng)式抗蛇行減振器，在拉伸和壓縮的時(shí)候情況有所不同，其中拉伸的特性規(guī)律與油液?jiǎn)蜗蛄鲃?dòng)式抗蛇行減振器基本相同，但是在壓縮的時(shí)候，壓力同時(shí)產(chǎn)生于止回閥和外部阻尼調(diào)節(jié)閥，因此特性與拉伸不同。同時(shí)隨著相對(duì)位移速度的提高，這種不對(duì)稱的情況愈加嚴(yán)重，這可以從圖11和表3中的仿真結(jié)果中反映出來。如果這種拉伸和壓縮的不對(duì)稱特性嚴(yán)重時(shí)就易出現(xiàn)＂局部空穴＂的現(xiàn)象，而影響減振器的性能。

2 同模型在車輛動(dòng)力學(xué)仿真中的對(duì)比分析

2.1 車輛動(dòng)力學(xué)模型

在Adams/Rail中建立CRH2動(dòng)車組車輛動(dòng)力學(xué)模型，如圖12所示。

圖12 Adams/Rail車輛動(dòng)力學(xué)模型

同時(shí)為了建立聯(lián)合仿真模型，對(duì)于前轉(zhuǎn)向架把抗蛇行減振器去除，添加兩個(gè)作用力Damper_force_left和Damper_force_right以及6個(gè)系統(tǒng)狀態(tài)變量，其中Damper_xx_act_extension表示減振器兩端的位移，Damper_xx_act_rate表示減振器兩端的相對(duì)速度，Damper_force_xx表示減振器的作用力，設(shè)置如表4所示。修改后的模型如圖13所示。同理對(duì)后轉(zhuǎn)向架進(jìn)行相同的處理，設(shè)定好各種變量。最后利用Adams/Control模塊導(dǎo)出控制的plant文件。

表4 狀態(tài)變量

圖13 修改后的車輛動(dòng)力學(xué)模型

2.2 建立聯(lián)合仿真模型

以油液?jiǎn)蜗蛄鲃?dòng)式抗蛇行減振器液壓數(shù)值模型為例，介紹車輛聯(lián)合仿真模型的建立。針對(duì)每一個(gè)減振器的輸入/輸出變量控制plant建立一個(gè)聯(lián)合仿真模型?，F(xiàn)以前轉(zhuǎn)向架左側(cè)抗蛇行減振器的輸入、輸出控制變量Pout_left/Pin_left為例，介紹如何建立聯(lián)合仿真模型。

在Easy5的元件庫(kù)中選擇 Extensions擴(kuò)展庫(kù)，在MSC.Software元件庫(kù)中選擇＂ADAMS Mechanism＂元件。把元件拖入模型區(qū)。設(shè)置元件的屬性為Adams/View導(dǎo)出的plant文件，選擇＂Co-simulation＂方式，并如圖14連接Easy5模型中的元件，使得Damper_left_act_extension，Damper_left_act_rate分別與CD元件的位移和速度連接，Damper_Force_mag與CD元件的阻尼力連接。最后把聯(lián)合仿真模型導(dǎo)出為Adams External System Library，系統(tǒng)生成動(dòng)態(tài)鏈接庫(kù)文件，供Adams/Control調(diào)用。

使用相同的方法可以建立包含油液雙向流動(dòng)式抗蛇行減振器液壓數(shù)值模型的車輛聯(lián)合仿真模型，如圖15所示。

2.3 仿真結(jié)果分析

在Adams/Rail中進(jìn)行動(dòng)態(tài)計(jì)算的時(shí)候，使用Adams/Control模塊導(dǎo)入Easy5建立的聯(lián)合仿真模型生成的動(dòng)態(tài)鏈接庫(kù)文件，這樣實(shí)現(xiàn)了兩個(gè)軟件的聯(lián)合仿真。仿真計(jì)算采用武廣線的實(shí)測(cè)軌道不平順數(shù)據(jù)，運(yùn)行速度為300 km/h。

(1)不同流向類型減振器聯(lián)合仿真模型對(duì)比分析

使用油液?jiǎn)蜗蛄鲃?dòng)式抗蛇行減振器的車輛模型仿真計(jì)算結(jié)果如圖16所示。使用油液雙向流動(dòng)式抗蛇行減振器的車輛模型仿真計(jì)算結(jié)果如圖17所示。圖16和圖17均為1位輪對(duì)左輪橫移量的變化曲線。

將結(jié)果對(duì)比可以看出，包含油液?jiǎn)蜗蛄鲃?dòng)式抗蛇行減振器的車輛模型仿真結(jié)果波動(dòng)較小，如圖18所示。這主要是由于其油液流動(dòng)是單向的，工作中不需要改變油液的流動(dòng)方向，拉伸、壓縮特性對(duì)稱。但油液雙向流動(dòng)式抗蛇行減振器的車輛模型由于結(jié)構(gòu)的原因，其對(duì)稱率相對(duì)比較低，出現(xiàn)相對(duì)大的波動(dòng)。因此在使用油液雙向流動(dòng)式抗蛇行減振器的時(shí)候，為了提高車輛的穩(wěn)定性，應(yīng)該盡量提高拉伸、壓縮特性的對(duì)稱率。

(2)減振器內(nèi)部結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)車輛動(dòng)力學(xué)性能的影響

使用包含油液?jiǎn)蜗蛄鲃?dòng)式抗蛇行減振器的車輛聯(lián)合仿真模型，通過改變抗蛇行減振器阻尼調(diào)節(jié)閥的阻尼孔直徑和彈簧剛度，分析車輛臨界速度的變化，結(jié)果如圖19和圖20所示。在圖19中，當(dāng)阻尼孔的直徑小于0.37 cm時(shí)，隨著阻尼孔直徑增加，車輛的臨界速度變大，但是當(dāng)阻尼孔的直徑大于0.37 cm后，車輛的臨界速度開始快速下降。在圖20中，隨著阻尼調(diào)節(jié)閥彈簧剛度的增加，車輛的臨界速度變大，但是當(dāng)彈簧剛度大于1 400 N/cm后，車輛的臨界速度并不提高。

3 結(jié)束語

本文通過仿真分析發(fā)現(xiàn)，油液?jiǎn)蜗蛄鲃?dòng)式減振器的油液流動(dòng)是單向的，工作中不需要改變油液的流動(dòng)方向，所以其拉伸、壓縮特性大致相同，在車輛動(dòng)力學(xué)仿真結(jié)果中也表現(xiàn)出相對(duì)小的波動(dòng)。而油液雙向流動(dòng)式抗蛇行減振器表現(xiàn)出拉伸、壓縮特性對(duì)稱率相對(duì)較低的情況，同時(shí)隨著相對(duì)位移速度的提高，這種不對(duì)稱的情況愈加嚴(yán)重，在車輛動(dòng)力學(xué)仿真結(jié)果中也表現(xiàn)出較大的波動(dòng)，因此在使用油液雙向流動(dòng)式抗蛇行減振器時(shí)為了提高車輛的穩(wěn)定性，應(yīng)該盡量提高拉伸、壓縮特性的對(duì)稱率。同時(shí)作為抗蛇行減振器結(jié)構(gòu)中重要的參數(shù)，阻尼調(diào)節(jié)閥的阻尼孔直徑和彈簧剛度都對(duì)減振器的性能有很大影響，選擇合適的結(jié)構(gòu)參數(shù)能有效改善車輛的動(dòng)力學(xué)性能。

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