車全偉，許 平，王晉樂，趙士忠，于洋洋，譚博文

(1.中南大學(xué) 交通運輸工程學(xué)院，湖南 長沙 410075；2.中車青島四方機車車輛股份有限公司,山東 青島 266111；3.中南大學(xué) 軌道交通安全教育部重點實驗室，湖南 長沙 410075；4.中南大學(xué) 軌道交通安全關(guān)鍵技術(shù)國際合作聯(lián)合實驗室，湖南 長沙 410075；5.中南大學(xué) 軌道交通列車安全保障技術(shù)國家地方聯(lián)合工程研究中心，湖南 長沙 410075)

中間車鉤是軌道車輛上最重要的部件之一，主要由鉤體、緩沖吸能裝置、連接卡環(huán)裝置及車鉤座等構(gòu)成。車輛與車輛之間通過中間車鉤進行連接，實現(xiàn)整列車編組運營。在列車運行過程中，車鉤可以傳遞縱向荷載，如牽引力和制動力，使車輛之間保持一定距離[1]。車鉤中的緩沖裝置在列車啟動、制動、調(diào)車作業(yè)以及列車運營作業(yè)中牽引力發(fā)生變化時能夠緩和車輛間的縱向沖擊和振動[2]。另外車鉤緩沖吸能裝置作為車輛間主要的吸能部件，在列車發(fā)生碰撞時，能吸收大量沖擊動能，降低乘員損傷，保護乘客安全。由此可見，車鉤對于列車的安全運行起著至關(guān)重要的作用，對其抗沖擊性能的研究已經(jīng)是軌道交通領(lǐng)域的重要研究課題。

當前高速動車組快速發(fā)展的大環(huán)境下，作為車輛間重要的連接部件，對動車組車鉤的研究更為迫切。動車組中間車鉤緩沖吸能裝置主要有鋼彈簧緩沖器、橡膠緩沖器、液壓緩沖器和氣液緩沖器。如CRH2系列/CRH380 A使用的柴田半永久車鉤采用橡膠緩沖器，其緩沖器容量為10.78 kJ；CRH3/CRH380B使用的福伊特半永久車鉤緩沖吸能裝置由金屬環(huán)簧緩沖器、橡膠緩沖墊以及氣液緩沖器組成，其中，金屬環(huán)簧緩沖器容量為7.8 kJ，氣液緩沖器容量為40 kJ；CRH5使用的丹納半永久車鉤緩沖吸能裝置由金屬環(huán)簧緩沖器、橡膠緩沖墊以及氣液緩沖器組成，金屬環(huán)簧緩沖器容量為2.5 kJ，橡膠緩沖器容量為16 kJ，氣液緩沖器容量為75 kJ；CRH1系列的中間半永久車鉤緩沖吸能裝置由金屬環(huán)簧緩沖器、橡膠緩沖墊、壓潰管組成，其金屬環(huán)簧緩沖器容量為17 kJ，壓潰管容量達到525 kJ[3]。綜合對比發(fā)現(xiàn)，氣液緩沖器與壓潰管的吸能量明顯高于其他類型的緩沖吸能裝置。同時氣液緩沖器使用氮氣彈簧和液體黏滯阻力，具有容量大、性能穩(wěn)定、良好的阻抗特性、無磨耗和維修量少等特點[4]。因此，新統(tǒng)型的某中國標準動車組中間車鉤緩沖吸能裝置采用氣液緩沖器與壓潰管的串聯(lián)結(jié)構(gòu)，以滿足更高運行速度中的緩沖與耗能需求。同時，既有中間車鉤實驗研究只針對單獨的緩沖器或壓潰管，對于氣液緩沖器與壓潰管串聯(lián)模式的緩沖裝置吸能特性的研究還尚未開展。因此，本文將以高速列車中間車鉤為研究對象，探究其耐沖擊行為。

目前，車鉤耐沖擊性能的研究主要包括數(shù)學(xué)模型、靜壓實驗、落錘實驗與沖擊實驗。文獻[5]推導(dǎo)氣液緩沖器吸能量的計算公式，結(jié)合實際車輛連掛給出了緩沖能量的數(shù)值算例。文獻[6]建立車輛連掛沖擊的數(shù)學(xué)模型和緩沖器修正模型，研究了鋼彈簧緩沖器、橡膠緩沖器、液壓緩沖器間的組合對車輛縱向沖擊特性的影響。文獻[7]采用多體動力學(xué)方法，建立包括軌道、輪軌、車鉤等多子系統(tǒng)的列車縱向-垂向平面碰撞動力學(xué)模型，研究列車碰撞響應(yīng)機理。其中在對車鉤建模時，根據(jù)實際車鉤的動態(tài)特性曲線通過擬合方法獲得了車鉤的力函數(shù)。文獻[8]建立兩列車的對撞三維多體動力學(xué)模型，分析發(fā)現(xiàn)車鉤作為列車碰撞過程中第一級吸能部件，能夠有效保護車體。文獻[9]對緩沖器建立一種改進的非線性數(shù)學(xué)模型，其中考慮了弧面摩擦的影響，并增加了車鉤轉(zhuǎn)角失效單元，研究了車鉤的穩(wěn)定性與列車運行安全。文獻[10]建立考慮不同車鉤和緩沖系統(tǒng)的列車動力學(xué)模型，分析車鉤阻抗力和容量對列車運行安全的影響。由于車鉤實際使用過程中強烈的非線性特性，采用數(shù)值模型并不能準確地得到車鉤的力學(xué)特性，因此需要通過實驗來分析車鉤的力學(xué)行為，并獲取其特性曲線。文獻[11-12]對車鉤緩沖系統(tǒng)進行靜強度實驗，驗證了車鉤的伸縮性能，并分析了車鉤的靜態(tài)特性。文獻[13]采用落錘實驗研究緩沖器在加載和卸載過程中的遲滯特性，建立緩沖器非線性遲滯模型。文獻[14]通過12 t落錘實驗研究車鉤緩沖器的特性曲線，并驗證了低速臺車沖擊實驗的有效性。由于氣液緩沖器的耐碰撞性能受沖擊質(zhì)量、沖擊速度影響較大[15]，中間車鉤長度為2.3 m，落錘高度受到限制，實驗速度無法滿足實驗要求。而臺車沖擊實驗由于其更好的靈活性，沖擊速度、沖擊質(zhì)量和能量均能模擬軌道車輛車鉤的撞擊場景需求，因此對車鉤的動態(tài)實驗采用臺車沖擊實驗。文獻[16]采用臺車沖擊實驗研究頭鉤不同速度下的連掛特性，其實驗方法是將一輛臺車前端安裝車鉤的臺車沖擊另外一個安裝在剛性墻上的車鉤，考查其連接特性。然而，中間車鉤與頭鉤不同，在動車組實際運營過程中始終處于連掛狀態(tài)，其作用特性受前后兩節(jié)車輛狀態(tài)共同影響，其中包括復(fù)雜的輪軌關(guān)系、懸掛特性、動力分布等因素；其所受沖擊速度也非列車碰撞速度，而是車輛間的相對速度。因此，需要對該種中間車鉤設(shè)計特定的工裝，來滿足實驗的要求。

1 氣液-壓潰組合式緩沖裝置吸能特性理論分析

國內(nèi)某型號動車組用中間車鉤總長為2.3 m，結(jié)構(gòu)如圖1所示，由一端帶緩沖器和一端帶壓潰管的兩種車鉤成對配合，實現(xiàn)車輛之間的機械連接。兩種車鉤之間通過連接卡環(huán)進行手工連接，采用易分離式連接卡環(huán)連接，能夠確保連掛牢固、可靠、無間隙[17]。帶緩沖器中間車鉤內(nèi)裝有環(huán)簧和氣液緩沖器，由安裝座、鉤尾銷、拉環(huán)橡膠軸承、氣液緩沖器、風(fēng)管連接器等零部件組成。帶壓潰管中間車鉤裝有壓潰管裝置，由安裝座、鉤尾銷、拉環(huán)橡膠軸承、壓潰管、連接卡環(huán)及風(fēng)管連接器等組成。

動車組中間車鉤在列車啟動、制動、調(diào)車作業(yè)以及列車運行等低速沖擊作用下，主要通過氣液緩沖器吸收沖擊動能，緩和車輛間的縱向沖擊和振動。配置有該中間車鉤的8編組列車滿足7 km/h正常連掛，確保車體結(jié)構(gòu)不發(fā)生永久變形，其抗拉設(shè)計載荷不小于1 000 kN，抗壓設(shè)計載荷不小于1 500 kN。

1.1 氣液緩沖器吸能特性理論分析

動車組中間車鉤氣液緩沖器結(jié)構(gòu)原理[3]如圖2所示，緩沖器采用拉壓獨立的緩沖裝置。油腔中注滿液壓油，氣腔中為高壓氮氣，氣腔與油腔間通過浮動活塞隔離。在受壓時，柱塞被壓入油腔，油腔1中的液壓油通過阻尼環(huán)及阻尼棒形成的環(huán)縫和單向錐閥與柱塞端部形成的錐閥節(jié)流孔流到油腔2中，使得油腔2油量增大，浮動活塞向左移動，氣腔中的氮氣被壓縮。當沖擊結(jié)束后，高壓氮氣將活塞恢復(fù)到原來的位置[5]。在受拉時，環(huán)彈簧受到擠壓，發(fā)生徑向變形，內(nèi)外環(huán)彈簧之間摩擦吸收沖擊能量[18]。

圖2 氣液緩沖器主要結(jié)構(gòu)

壓縮過程中氣液緩沖器阻抗力可以表示為

F=A1P1=A1(ΔP+P3)

(1)

油腔1的流量連續(xù)性方程為

(2)

式中：A1為油腔1有效作用面積；Δx1為阻尼棒行程；Q為油腔1的流量；Δt為單位時間；V1為壓縮過程中油腔1油液的體積；P1為油腔1油液壓力；P3為氣腔壓力；K為液壓油體積彈性模量。

液壓油流經(jīng)阻尼環(huán)與阻尼棒形成縫隙的壓力-流量特性為

(3)

式中：Q為通過縫隙流量；d為阻尼棒直徑；ΔP為縫隙兩端壓差；l為縫隙長度；δ為縫隙間距；v為阻尼棒與阻尼環(huán)相對運動速度；μ為液壓油動力黏度。

緩沖過程為絕熱過程，壓縮氣體的理想狀態(tài)方程為

(4)

式中：P0為氮氣初始壓強；V0為氮氣初始體積；A3為氣腔的有效作用面積；n為氣體多變指數(shù)，氮氣是雙原子氣體，n可取為1.40～1.41[4]。

氣液緩沖器壓縮理論計算與靜壓實驗對比分析如圖3所示。由式(1)得出的氣液緩沖器理論值能夠較好地應(yīng)對緩沖器的壓縮行程。靜壓實驗得到緩沖器最大壓縮行程為62 mm，最大阻抗力為800 kN。

圖3 氣液緩沖器壓縮理論計算與靜壓實驗對比

1.2 膨脹壓潰管吸能特性理論分析

動車組中間車鉤膨脹壓潰管主要用來承受車輛的縱向中高速沖擊，主要由膨脹錐、套筒以及兩者的連接裝置等結(jié)構(gòu)組成，如圖4所示。在車輛正常運行時，依靠連接裝置實現(xiàn)拉伸縱向載荷的傳遞。當沖擊力達到壓潰管阻抗力閾值，結(jié)構(gòu)縱向壓縮時，膨脹錐擠壓外套筒，外套筒發(fā)生鼓脹變形，沖頭處受到外套筒周向塑性變形的擠壓力與縱向滑動摩擦力，通過膨脹錐與套筒之間的摩擦以及外套筒塑性變形耗散能量[19]。壓潰管內(nèi)套筒設(shè)置有觸發(fā)標記。

圖4 壓潰管主要結(jié)構(gòu)

壓縮過程中，外套筒膨脹塑性變形，總軸向力可以表示為[20]

F=2πr0t0σx

(5)

式中：r0為外套筒原始內(nèi)徑；t0為外套筒壁厚；σx為軸向應(yīng)力。

其中軸向應(yīng)力σx可以表示為

(6)

參數(shù)a,b,c為

式中：β來自塑性屈服準則，對于平面應(yīng)力狀態(tài)β為1.15；σs為鋼塑性材料模型中的屈服應(yīng)力；B為鋼塑性材料模型中的塑性強化系數(shù)；α為沖頭膨脹角；μ為摩擦系數(shù)；r′為外套管最終膨脹半徑。

膨脹管最終膨脹內(nèi)徑r′為

r′=ktanα+r1

(7)

式中：r1為內(nèi)套筒外徑。

壓潰管理論計算與靜壓實驗對比如圖5所示,壓潰管最大壓縮行程為350 mm，阻抗力為1 470 kN。由式(5)理論計算結(jié)果為1 228 kN。

2 臺車沖擊實驗設(shè)計

動車組用中間車鉤為半永久車鉤，在實際運營過程中始終處于連掛狀態(tài)，并緩沖相鄰車輛間速度差異導(dǎo)致的縱向沖擊載荷。為模擬中間車鉤的真實連掛狀態(tài)，本次實驗將臺車1與臺車2通過動車組用中間車鉤進行固連，并沖擊剛性墻，其中，臺車1前端布置吸能元件以緩解與剛性墻的剛性沖擊，沖擊實驗方法如圖6(a)所示。

測量儀器布置如圖6(b)所示，在臺車2端面車鉤座中間處安裝有縱向加速度傳感器，用以獲取沖擊過程中中間車鉤輸出阻抗力所造成臺車2加速度變化情況。通過高速攝影機獲取碰撞過程中中間車鉤兩車鉤座間位移變化情況。綜合碰撞過程中臺車2加速度計導(dǎo)出的車鉤力變化情況與中間車鉤兩車鉤座間位移變化來分析中間車鉤的作用性能。

圖6 中間車鉤沖擊實驗方法

中間車鉤沖擊實驗裝置如圖7所示。車鉤設(shè)計吸能量550 kJ，考慮最大實驗速度30 km/h，安全系數(shù)為1.5。現(xiàn)有臺車質(zhì)量分別為26、13.5 t，前后臺車質(zhì)量應(yīng)盡量保持一致，則臺車1質(zhì)量設(shè)置為26 t，臺車2質(zhì)量配置為30 t。中間車鉤質(zhì)量450 kg，在臺車1沖擊端安裝有蜂窩鋁吸能元件，避免臺車1與剛性墻的剛性碰撞。實驗中，蜂窩鋁力級大小對臺車1減速度值影響顯著，進而對臺車1與臺車2 的速度差值變化產(chǎn)生較大影響。因此，臺車1前端吸能元件選定應(yīng)盡量靠近動車組相應(yīng)位置的吸能配置，為真實再現(xiàn)臺車1與臺車2之間速度差值，為中間車鉤的力變化關(guān)系提供良好的外部條件，本實驗選用壓縮行程300 mm，力級3 000 kN的蜂窩鋁塊。

圖7 中間車鉤沖擊實驗場景

蜂窩鋁力級大小直接影響臺車1的加速度，臺車2加速度恒定，進而影響車鉤壓縮速度。蜂窩鋁吸能元件安裝時與臺車1重心對齊，中間車鉤安裝時與臺車1、臺車2重心對齊。使用高速攝影機(NAC MEMRECAM HX-3)記錄中間車鉤區(qū)域(圖1)變形情況，高速攝影機每秒拍攝張數(shù)為5 000 fps。使用加速度傳感器(Endevco 7264H-1KTZH-300)記錄碰撞過程中臺車2的加速度變化情況，加速度傳感器采樣頻率為20 kHz。

中間車鉤作用分為兩個階段，第一階段對應(yīng)列車正常運作，沖擊速度為7 km/h及以下，即正常運行、制動和調(diào)車作業(yè)等，車鉤承受沖擊力低于壓潰管觸發(fā)閾值，只有氣液緩沖器發(fā)生作用；第二階段為列車意外工況出現(xiàn)，沖擊速度超過7 km/h，車鉤承受沖擊力達到1 500 kN，壓潰管觸發(fā)閾值，壓潰管持續(xù)作用為車鉤提供穩(wěn)定的阻抗力，這時氣液緩沖器與壓潰管共同作用[21]。

進行實驗速度為7.19 km/h的剛性墻沖擊實驗，以對應(yīng)于車輛調(diào)車作業(yè)速度。進行實驗速度分別為18.72和25.68 km/h的剛性墻沖擊實驗，以對應(yīng)于EN 15227標準中的36 km/h對撞實驗。其中采用18 km/h剛性墻碰撞實驗可以模擬36 km/h對撞實驗的原因為：若兩列車質(zhì)量相同，列車之間的碰撞是完全非彈性碰撞，碰撞后兩列車以相同速度運行，則由動量守恒可得

M1v0=(M1+M2)v1

(8)

則碰撞過程中總動能耗散為

(9)

碰撞過程中的動能完全由吸能元件耗散,則兩列車吸能部件共同耗散初始動能的一半。其中單輛車碰撞過程耗散的動能為

(10)

單輛車吸能元件耗散總動能的1/4，即兩列車對撞實驗耗散總能量相當于以對撞速度的1/2撞擊剛性墻實驗所耗散的總能量。

3 臺車沖擊實驗結(jié)果

3.1 速度7.19 km/h沖擊吸能特性

中間車鉤變形情況如圖8所示。中間車鉤初始時刻結(jié)構(gòu)如圖8(a)所示。碰撞發(fā)生后，緩沖器開始壓縮變形，到0.073 s時壓縮到最大行程，壓潰管未發(fā)生塑性變形，如圖8(b)所示。后車鉤中的緩沖器開始卸載，到0.22 s車鉤恢復(fù)原長，車鉤未發(fā)生永久變形，如圖8(c)所示。壓潰管在車鉤實驗速度為7.19 km/h時可以恢復(fù)原長，滿足了動車組正常連掛設(shè)計要求。

圖8 實驗速度7.19 km/h車鉤變形序列圖

車鉤力學(xué)特性曲線如圖9所示。

車鉤在最大行程50 mm時，具有阻抗力489 kN的原因為：緩沖器內(nèi)采用高壓氮氣彈簧，車鉤開始壓縮時提供向后的阻抗力，使臺車2減速運行；當車鉤到達最大行程時，臺車2速度降為零，這時氮氣彈簧回彈，依然提供給臺車2向后的作用力，這個作用力的方向與車鉤壓縮阻抗力方向一致，將臺車2加速推回，隨后臺車2牽引緩沖器完成卸載。

圖9 速度7.19 km/h車鉤力學(xué)特性曲線

3.2 速度18.72 km/h沖擊吸能特性

中間車鉤變形情況如圖10所示。中間車鉤初始時刻結(jié)構(gòu)如圖10(a)所示。碰撞發(fā)生后，緩沖器首先開始壓縮變形，到0.03 s時壓潰管開始壓縮變形，如圖10(b)所示。然后緩沖器與壓潰管同時壓縮變形，如圖10(c)所示。到0.092 s時中間車鉤達到最大壓縮距離，如圖10(d)所示,此時緩沖器與壓潰管同時到達最大壓縮距離。之后車鉤中的緩沖器開始卸載，到0.22 s車鉤中的緩沖器恢復(fù)到初始狀態(tài)，如圖10(e)所示。

車鉤力學(xué)特性曲線如圖11所示。

車鉤力達到1 461 kN后不再繼續(xù)上升的原因為：此時壓潰管與緩沖器已經(jīng)開始進入穩(wěn)定作用階段，如圖10(c)所示，壓潰管將車鉤作用力限制在1 470 kN附近，緩沖器使車鉤作用力上下波動。車鉤在最大行程147 mm時，如圖10(d)所示，依然具有阻抗力1 464 kN的原因為：緩沖器內(nèi)采用高壓氮氣彈簧，車鉤到達最大行程后氮氣彈簧開始回彈，提供給臺車2向后的作用力，將臺車2加速推回，隨后臺車2牽引緩沖器完成卸載。

圖10 實驗速度18.72 km/h車鉤變形序列圖

3.3 速度25.68 km/h沖擊吸能特性

中間車鉤變形情況如圖12所示。中間車鉤初始時刻結(jié)構(gòu)如圖12(a)所示。碰撞發(fā)生后，緩沖器首先開始壓縮變形，到0.034 s時壓潰管開始壓縮變形，如圖12(b)所示。然后緩沖器與壓潰管同時壓縮變形，如圖12(c)所示。到0.106 s時中間車鉤中的緩沖器達到最大壓縮距離，如圖12(d)所示,此時壓潰管繼續(xù)壓縮，到0.126 s壓潰管到達最大壓縮距離，車鉤停止壓縮，如圖12(e)所示。之后車鉤中的緩沖器開始卸載，到0.23 s車鉤中的緩沖器恢復(fù)到初始狀態(tài)，如圖12(f)所示。

圖11 速度18.72 km/h車鉤力學(xué)特性曲線

圖12 實驗速度25.68 km/h車鉤變形序列圖

車鉤力學(xué)特性曲線如圖13所示。

車鉤力達到1 467 kN后不再繼續(xù)上升的原因為：壓潰管與緩沖器已經(jīng)開始進入穩(wěn)定的作用階段，如圖12(c)所示，壓潰管將車鉤作用力限制在1 470 kN附近，緩沖器使車鉤作用力上下波動。車鉤在最大行程338 mm時，如圖12(e)所示，阻抗力為1 499 kN，緩沖器內(nèi)采用高壓氮氣彈簧開始回彈，將臺車2加速推回，隨后臺車2牽引緩沖器完成卸載。

4 結(jié)果討論

4.1 緩沖裝置靜態(tài)與動態(tài)吸能特性對比

當實驗速度為7.19 km/h時，車鉤阻抗力低于壓潰管觸發(fā)閾值，只有氣液緩沖器作用，耗散沖擊能量。氣液緩沖器作用力來自兩個方面，一是液壓油流經(jīng)孔縫時產(chǎn)生的阻尼力，和流量有關(guān)，即與車鉤壓縮速度有關(guān)，車鉤壓縮速度越大，產(chǎn)生的阻尼力越大；二是與高壓氮氣彈簧壓縮距離有關(guān)，緩沖器壓縮距離越長，氮氣彈簧反作用力越大。

圖13 速度25.68 km/h車鉤力學(xué)特性曲線

氣液緩沖器沖擊實驗與靜壓實驗性能曲線對比如圖14所示。其中沖擊實驗曲線在靜壓實驗曲線上方區(qū)域為沖擊速度對緩沖器阻抗力的影響，其阻抗力隨沖擊速度增加而升高；沖擊速度降低后，其阻抗力降低到靜態(tài)阻抗力值，即高壓氮氣彈簧帶來的阻抗力，其值只與壓縮位移有關(guān)。

圖14 氣液緩沖器動靜態(tài)性能對比

壓潰管沖擊實驗與靜壓實驗性能曲線對比如圖15所示，壓潰管靜態(tài)壓縮曲線中壓潰管靜態(tài)阻抗力從0 kN經(jīng)壓縮5 mm后才達到設(shè)計阻抗力，并且在達到設(shè)計阻抗力時有較高的峰值力。雙臺車沖擊實驗中壓潰管觸發(fā)時，緩沖器還未完全壓縮，如圖10(b)所示，受緩沖器影響，車鉤阻抗力曲線較靜壓曲線有明顯的波動。壓潰管動態(tài)沖擊力值與靜壓實驗力值基本一致。

圖15 壓管動、靜態(tài)性能對比

在實驗過程中壓潰管觸發(fā)時刻在緩沖器完全壓實前的原因主要是：

(1)車鉤力受車鉤壓縮速度影響，當碰撞發(fā)生時，由于沖擊端臺車承受撞擊力遠大于車鉤緩沖器的作用力，造成前后臺車所受減速度差異較大，前后臺車相對速度迅速出現(xiàn)差異，車鉤壓縮速度較高導(dǎo)致緩沖器作用力提前達到壓潰管的觸發(fā)值。

(2)初始時刻壓潰管沖頭處于部分接觸沒有完全貼合外管，碰撞發(fā)生后沖頭處損失了一部分滑動摩擦力，同樣導(dǎo)致了壓潰管觸發(fā)的提前出現(xiàn)，這種情況也出現(xiàn)在了靜壓實驗中。這種特性使得壓潰管觸發(fā)時處于緩沖器的作用范圍，減緩了觸發(fā)初始時刻的峰值力，如圖15所示，避免了壓潰管出現(xiàn)剛性沖擊，有利于車鉤作用的穩(wěn)定和安全。

4.2 沖擊速度對吸能特性的影響

4.2.1 壓縮行程

不同沖擊速度下車鉤壓縮行程對比如圖16所示。隨沖擊速度提高，中間車鉤最大行程由7.19 km/h時只有緩沖器壓縮的50 mm，增長到18.72 km/h時緩沖器與壓潰管同時壓縮的123 mm，再到25.68 km/h時緩沖器與壓潰管同時壓縮的338 mm。中間車鉤沖擊過程中，其位移曲線過渡平滑，其行程從初始值到最大值經(jīng)歷的時間低于從最大值到恢復(fù)原長經(jīng)歷的時間，其加載時間與卸載時間比值由7.19 km/h時的1/3降低到25.68 km/h時的1/4,即壓潰管的使用延長了中間車鉤的卸載時間。

圖16 三種沖擊速度下車鉤行程-時間曲線

4.2.2 阻抗力

不同沖擊速度下車鉤阻抗力對比如圖17所示。隨著沖擊速度增加，中間車鉤達到最大阻抗力所需時間減少，其加載過程經(jīng)歷時間增加。中間車鉤沖擊過程中，隨沖擊速度提高，緩沖器最大阻抗力升高，但阻抗力到達1 500 kN后不再繼續(xù)增加,即壓潰管的使用避免了緩沖器阻抗力無限制升高，保證了中間車鉤具有1 500 kN的穩(wěn)定阻抗力。

圖17 三種沖擊速度下車鉤阻抗力-時程曲線

4.2.3 吸能特性

不同沖擊速度下車鉤吸能特性曲線如圖18所示，沖擊速度為7.19 km/h時，氣液緩沖器沖擊特性曲線可分為4段，第一段為作用力從0點增加到峰值點的OA段，此段車鉤力單調(diào)遞增；在相同壓縮位移下，車鉤相對壓縮速度越高，車鉤力越大。第二段為作用力峰值點到最大行程的AB段，此段作用力迅速降低是由于車鉤壓縮速度降低造成液壓油流經(jīng)孔縫時產(chǎn)生的阻尼力降低，B點時緩沖器停止壓縮，作用力只存在氮氣彈簧壓縮阻力，與壓縮距離有關(guān)。第三段為最大行程到作用力降為0的BC段，此段氮氣彈簧回彈頂開單向錐閥，液壓油由油腔2回到油腔1，液體壓力經(jīng)緩沖器傳遞到后臺車，將后臺車推出。第四段為作用力降為0到緩沖器回復(fù)原長的CO段，臺車后退牽引車鉤緩沖器完成卸載。

圖18 三種沖擊速度下車鉤阻抗力-行程曲線

由圖18可見，沖擊速度在18 km/h以上時，中間車鉤除了具備緩沖器的特性外，壓潰管觸發(fā)后，車鉤力繼續(xù)上升，其增長率小于觸發(fā)前。車鉤力達到1 460 kN后沿此值上下波動，波動幅值為20～40 kN。車鉤卸載時，車鉤力在10 mm行程內(nèi)由1 460 kN降低到0 kN。壓潰管觸發(fā)后力值穩(wěn)定，受沖擊速度影響較小，高速沖擊降低車鉤力的波動頻率。臺車沖擊動能耗散完全后，車鉤力低于壓潰管壓縮閾值，壓潰管停止作用，導(dǎo)致車鉤結(jié)束壓縮，車鉤相對壓縮速度迅速降低到零。

5 結(jié)論

本文對氣液緩沖器和壓潰管串聯(lián)形式的動車組中間車鉤的動態(tài)吸能特性展開研究。實驗中，將兩輛沖擊臺車用中間車鉤進行連掛并沖擊剛性墻。實驗針對氣液緩沖器動態(tài)吸能特性及氣液緩沖器和壓潰管組合動態(tài)吸能特性開展了沖擊實驗研究，速度分別為7.19、8.72、25.68 km/h。該實驗方法對中間車鉤進行動態(tài)沖擊進行了有效模擬，結(jié)論如下：

(1)氣液緩沖器動態(tài)最大阻抗力1 500 kN，遠高于其靜壓最大阻抗力800 kN，其動態(tài)阻抗力與車鉤壓縮位移和壓縮速度相關(guān)，而壓縮位移又與緩沖器內(nèi)部高壓氮氣彈簧相關(guān)，其動態(tài)特性滿足理想氣體絕熱壓縮方程，動態(tài)阻抗力在靜壓阻抗力基礎(chǔ)上增加了壓縮速度導(dǎo)致油液流經(jīng)環(huán)縫帶來的黏滯阻力，隨壓縮速度的增加而升高，沖擊速度降低后，其阻抗力降低到靜態(tài)阻抗力值。

(2)動態(tài)沖擊過程中，車鉤壓潰管觸發(fā)后的力值變化較為穩(wěn)定，波動范圍保持在1 470～1 490 kN之間，其動態(tài)沖擊平臺力值與靜壓實驗力值基本一致，進一步證明其力級變化對速率不敏感。此外，壓潰管與膨脹管的膨脹角設(shè)計導(dǎo)致了壓潰管觸發(fā)力為1 200 kN，略低于其設(shè)計數(shù)值1 500 kN。

(3)動態(tài)沖擊過程中，氣液緩沖器與壓潰管相互耦合，共同作用。氣液緩沖器的存在有效降低了壓潰管初始峰值力，但帶來其阻抗力的上下波動。隨著沖擊速度增加，在相同的壓縮位置下，車鉤阻抗力提高較為明顯。