朱建寧 ,趙孟霞,盧碧紅,徐超,劉振明,華成婷

(1.大連交通大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院,遼寧 大連 116028;2.包頭北方創(chuàng)業(yè)有限責(zé)任公司,內(nèi)蒙古 包頭 014000;3.中車齊齊哈爾車輛有限公司 大連研發(fā)中心,遼寧 大連 116052;4.杭州擬創(chuàng)科技有限公司,浙江 杭州 310008)

鐵路貨車運(yùn)用中,轉(zhuǎn)向架上的減振器[1]是一種阻尼裝置,它可以吸收碰撞能量,并在一定程度上減緩車輛的振動(dòng),確保了車輛及貨物完好和列車運(yùn)行的安全。隨著貨車速度和載重的不斷提高,現(xiàn)有減振器的問題日益突出,常摩擦減振器車輛在空載和滿載工況下的減振性能差別較大,變摩擦減振器偏磨嚴(yán)重。雙作用減振器使用寬體斜楔結(jié)構(gòu),使轉(zhuǎn)向架不依靠附加結(jié)構(gòu)就具有較高的抗菱剛度;同時(shí)該減振器安裝有減振彈簧,能滿足車輛在空車、重車狀態(tài)下具有穩(wěn)定的減振功能的要求。

斜楔減振器一直是鐵路貨車車輛系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)研究的重點(diǎn),李亨利等[2]借助SIMPACK軟件建立了能分析斜楔摩擦減振器性能評(píng)估的多體動(dòng)力學(xué)計(jì)算模型,反映了斜楔垂向、橫向減振作用。楊茜茜[3]借助SIMPACK軟件建立車輛動(dòng)力學(xué)仿真模型,得出變摩擦減振器摩擦系數(shù)、旁承壓縮量、抗蛇形減振器阻尼值的變化對(duì)軌道工程車臨界速度的影響。王勇等[4]在ADAMS中建立三大件轉(zhuǎn)向架貨車的非線性數(shù)學(xué)模型,對(duì)貨車系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)穩(wěn)定性、曲線通過性及運(yùn)行平穩(wěn)性進(jìn)行了分析。李志強(qiáng)等[5]對(duì)兼具常摩擦和變摩擦楔塊減振性能的轉(zhuǎn)向架進(jìn)行了結(jié)構(gòu)探索。劉振明等[6]對(duì)摩擦減振器進(jìn)行結(jié)構(gòu)改善,保留常摩擦和變摩擦結(jié)構(gòu),通過頂桿連接實(shí)現(xiàn)雙作用減振,克服現(xiàn)有轉(zhuǎn)向架的不足,保證了其使用性能。但以上研究并未對(duì)結(jié)構(gòu)改善后的整體減振裝置進(jìn)行多體動(dòng)力學(xué)分析。本文基于RecurDyn軟件,創(chuàng)建轉(zhuǎn)向架減振系統(tǒng),研究其靜力學(xué)與動(dòng)力學(xué)特性,旨在為國(guó)產(chǎn)摩擦減振器設(shè)計(jì)與動(dòng)力學(xué)性能評(píng)估提供一種有效、可靠的研究方法。

1 轉(zhuǎn)向架技術(shù)參數(shù)與減振器結(jié)構(gòu)

1.1 轉(zhuǎn)向架主要技術(shù)參數(shù)

我國(guó)出口鐵路貨車以控制型轉(zhuǎn)向架和ZK1型中交叉支撐轉(zhuǎn)向架為主, 常摩擦減振器選取1 676 mm、軌距25 t軸重控制型轉(zhuǎn)向架[7],變摩擦減振器選取21 t軸重ZK1-E型轉(zhuǎn)向架[8],雙作用減振器選取劉振明等[6]研發(fā)的雙作用減振器。

1.2 減振器結(jié)構(gòu)

本文建立的雙作用減振器多體動(dòng)力學(xué)模型見圖1。

圖1 雙作用減振器多體動(dòng)力學(xué)模型

一般情況下,根據(jù)減振彈簧安裝位置及摩擦力隨車體重量變化的規(guī)律不同,斜楔減振器可分為常摩擦減振器(圖2(a))和變摩擦減振器(圖2(b))兩大類[9]。

(a) 常摩擦減振裝置

(b) 變摩擦減振裝置圖2 斜楔減振器結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖

雙作用減振裝置見圖3,其工作原理為:空載時(shí)僅由藏在斜楔腔體內(nèi)的常摩擦減振彈簧提供減振摩擦力,而在車輛載荷增加到一定數(shù)量時(shí)則由減振彈簧的上下減振彈簧同時(shí)提供減振摩擦力,而且下減振彈簧減振摩擦力會(huì)隨著承載載荷變化而呈正線性變化,這使得轉(zhuǎn)向架的相對(duì)摩擦系數(shù)趨于穩(wěn)定,保證轉(zhuǎn)向架在空車、重車狀態(tài)下的減振性能無(wú)較大變化,確保車輛具有較好的運(yùn)行品質(zhì)。

圖3 雙作用減振裝置

轉(zhuǎn)向架設(shè)計(jì)中常采用加寬斜楔和加裝側(cè)架交叉支撐裝置的方式,來(lái)提高轉(zhuǎn)向架的抗菱剛度。雙作用減振器結(jié)構(gòu)保持了常摩擦減振器寬體斜楔結(jié)構(gòu),使轉(zhuǎn)向架不依靠附加結(jié)構(gòu)就具有較高的抗菱剛度。

同時(shí)該減振器安裝有減振彈簧,以適應(yīng)車輛在空車、重車狀態(tài)下具有穩(wěn)定的減振功能的要求。

2 仿真模型的創(chuàng)建與驗(yàn)證

2.1 仿真模型的創(chuàng)建

本文基于RecurDyn軟件,建立ZK1型轉(zhuǎn)向架減振裝置復(fù)雜三維模型,建立機(jī)械-控制系統(tǒng)的數(shù)值化樣機(jī)模型,完整的仿真分析過程需要經(jīng)歷以下3個(gè)部分[10],見圖4。

圖4 摩擦減振裝置建模流程

第一部分為模型創(chuàng)建。創(chuàng)建具有幾何、物理屬性的組成部件,分析減振裝置的傳力特性和運(yùn)動(dòng)關(guān)系,運(yùn)用三維幾何建模Pro/E軟件進(jìn)行零件建模與裝配,利用RecurDyn軟件識(shí)別的接口IGS文件,在RecurDyn環(huán)境下搭建減振器初始模型。

第二部分為細(xì)化模型。定義各部件之間約束關(guān)系、作用在各部件上的所有力和驅(qū)動(dòng)。導(dǎo)入模型后進(jìn)行合并、刪減、添加輔助零件等構(gòu)建減振器的多體動(dòng)力學(xué)模型。根據(jù)實(shí)際工況,施加載荷、約束及驅(qū)動(dòng)方程,模擬實(shí)際的運(yùn)動(dòng)受力情況。

第三部分為仿真模型驗(yàn)證。在靜平衡狀態(tài)下對(duì)其承載構(gòu)件空間位置、受力狀況進(jìn)行驗(yàn)證。通過多方面的對(duì)比分析得到與真實(shí)斜楔摩擦減振裝置近似的仿真分析平臺(tái),為后續(xù)的斜楔摩擦減振裝置性能預(yù)測(cè)與改善,以及動(dòng)態(tài)運(yùn)行分析提供可靠的仿真模型。

2.2 仿真模型試驗(yàn)

本文運(yùn)用RecurDyn軟件對(duì)減振裝置分別進(jìn)行空車、重車工況下靜平衡與振動(dòng)試驗(yàn),提取仿真試驗(yàn)過程中輪-軌接觸力和彈簧組壓縮量進(jìn)行對(duì)比分析。

模型自由度的選擇和搖枕、斜楔及側(cè)架的連接關(guān)系即多體動(dòng)力學(xué)模型拓?fù)潢P(guān)系見圖5。計(jì)算模型中,搖枕、側(cè)架、斜楔、頂子和軌道均視為剛體。

圖5 多體動(dòng)力學(xué)模型拓?fù)潢P(guān)系

彈簧壓縮量和輪-軌接觸力是減振裝置的重要評(píng)價(jià)指標(biāo),通過對(duì)仿真模型的驗(yàn)證得到,3種減振器初始狀態(tài)下彈簧在壓縮后高度和輪-軌接觸力的最大偏差均小于5%,符合仿真試驗(yàn)?zāi)Ｐ偷囊?能夠?yàn)橛行а芯款A(yù)測(cè)鐵路貨車彈簧減振裝置的性能提供可靠支撐。因此,可以運(yùn)用仿真試驗(yàn)平臺(tái)替代現(xiàn)場(chǎng)試驗(yàn)進(jìn)行多工況的性能預(yù)測(cè)。

3 仿真試驗(yàn)設(shè)計(jì)

3.1 載荷加載方式

現(xiàn)場(chǎng)運(yùn)行中,空車、重車主要載荷作用在搖枕上,具體作用在心盤和左右兩個(gè)旁承上,見圖6。在物理模型的構(gòu)建上,將相應(yīng)的作用力等效替換為相同大小的質(zhì)量塊,放置在心盤和左右兩個(gè)旁承上,模擬轉(zhuǎn)向架正常運(yùn)行狀態(tài)。

圖6 載荷施加示意圖

3.2 軌道的激勵(lì)設(shè)置

車輛運(yùn)行時(shí),來(lái)自軌道的激擾,通過輪對(duì)—側(cè)架—彈簧減振裝置—搖枕,向上傳遞至車體。鐵路軌道的平順狀態(tài)對(duì)輪軌系統(tǒng)有著至關(guān)重要的影響,是輪軌系統(tǒng)的激擾源,是引起車輛產(chǎn)生振動(dòng)和輪軌相互作用的主要原因[9]。車輛沿軌道運(yùn)行時(shí),4軸車輛沿波形線路運(yùn)行時(shí)的強(qiáng)迫振動(dòng)系統(tǒng)見圖7,這個(gè)軌道波通過車輪對(duì)轉(zhuǎn)向架及車輛產(chǎn)生激擾,導(dǎo)致車輛振動(dòng),振動(dòng)過程中彈簧被壓縮和釋放。對(duì)于對(duì)接的軌道,車體產(chǎn)生浮沉或點(diǎn)頭振動(dòng),斜楔與磨耗板摩擦產(chǎn)生減振力。結(jié)合我國(guó)軌道譜,本文采用了在GB/T 5599—2019給定的點(diǎn)頭和浮沉(P&B)的激擾工況[11]。

圖7 4軸車輛沿波形線路運(yùn)行時(shí)的強(qiáng)迫振動(dòng)系統(tǒng)

點(diǎn)頭和浮沉工況(P&B)波長(zhǎng)為11 887 mm,振幅為19.1 mm,描述軌道波形的函數(shù)形狀簡(jiǎn)圖見圖8,(其中C1=2 438.4 mm,C2=11 887 mm),左右軌道相位相同。

圖8 軌道波形函數(shù)形狀簡(jiǎn)圖

(1)

將式(1)代入RecurDyn,建立對(duì)應(yīng)的數(shù)學(xué)模型,并得到樣條曲線Spline。創(chuàng)建軌道激勵(lì),運(yùn)用驅(qū)動(dòng)插值函數(shù)表達(dá)式AKISPL(time,0,Spline,0),求解軌道波形。點(diǎn)頭和浮沉(P&B)驅(qū)動(dòng)函數(shù)波形即直線對(duì)接線路的軌道波形見圖9。

圖9 直線對(duì)接線路的軌道波形

3.3 虛擬樣機(jī)仿真方案設(shè)計(jì)

為了更加準(zhǔn)確地研究變摩擦減振器、常摩擦減振器和雙作用減振器這3種鐵路貨車減振裝置的性能,本文仿真分析方案均包括空車、重車2種狀態(tài)。為了便于發(fā)現(xiàn)其性能差別,在進(jìn)行靜平衡試驗(yàn)后,分別進(jìn)行對(duì)接線路的仿真試驗(yàn),并對(duì)線路的垂向波形幅值A(chǔ)和頻率F進(jìn)行比例縮小,再進(jìn)行系列對(duì)比分析試驗(yàn)。仿真試驗(yàn)方案中每組試驗(yàn)振動(dòng)周期為20 T,共計(jì)進(jìn)行30組仿真試驗(yàn)。

4 仿真試驗(yàn)分析

試驗(yàn)的主要目的是研究分析鐵路貨車轉(zhuǎn)向架彈簧減振裝置的動(dòng)態(tài)性能。減振器對(duì)比分析評(píng)價(jià)方法有:①輪-軌垂向力,特別是最小垂向輪載;②斜楔與側(cè)架磨耗板的摩擦力;④彈簧最大壓縮量。通過上述評(píng)價(jià)方法,分別對(duì)3種減振器的性能進(jìn)行對(duì)比分析。

4.1 對(duì)接振動(dòng)輪-軌垂向力分析

3種減振器空車、重車對(duì)接振動(dòng)輪-軌垂向力波形見圖10。

(a) 變摩擦空車

(b) 常摩擦空車

(c) 雙作用空車

(d) 變摩擦重車

(e) 常摩擦重車

(f) 雙作用重車

3種減振器在頻率F和振幅A共同作用下,輪-軌垂向力的最小值均出現(xiàn)小于空車靜載10%的情況。減小振幅、頻率后,輪-軌垂向力的最小值增大,輪-軌垂向力的最大值呈下降趨勢(shì)。

空車對(duì)接振動(dòng)時(shí),3種減振器輪-軌垂向力最小值排布順序:變摩擦減振器>常摩擦減振器>雙作用減振器。常摩擦減振器輪-軌垂向力最小值大小約為變摩擦減振器的59%,雙作用減振器輪-軌垂向力最小值約為變摩擦減振器的11%。重車對(duì)接振動(dòng)時(shí),常摩擦波形不同于另2種減振器,約為變摩擦減振器的0.06%,雙作用減振器同變摩擦輪-軌垂向力的變化范圍相近,輪-軌垂向力最小值約為變摩擦減振器的82%(表1)。

表1 空車、重車對(duì)接振動(dòng)3種減振器輪-軌垂向力

雙作用減振器在空車狀態(tài)下,車輪與軌道作用力最小,這時(shí)常摩擦減振器發(fā)揮著穩(wěn)定減振的作用。雙作用和變摩擦減振器在重車狀態(tài)下,車輪在鋼軌上的垂向載荷變化緩慢,遠(yuǎn)遠(yuǎn)優(yōu)于常摩擦劇烈的載荷變化,雙作用在重車時(shí)極大地緩和了軌道沖擊。

4.2 對(duì)接斜楔立面與側(cè)架磨耗板摩擦力

空車工況下3種減振器提供的斜楔立面與側(cè)架立柱磨耗板摩擦力大小順序?yàn)?變摩擦減振器?雙作用減振器>常摩擦減振器。重車工況下摩擦力大小順序?yàn)樽兡Σ翜p振器>雙作用減振器>常摩擦減振器,雙作用減振器提供的最大磨耗板摩擦力約為變摩擦減振器的50%;常摩擦減振器的斜楔立面與側(cè)架立柱磨耗板僅能提供有限的摩擦力。改變減振器振的振幅A和頻率F,對(duì)斜楔立面與側(cè)架磨耗板摩擦力影響不大。如表2所示。

表2 空車、重車對(duì)接振動(dòng)斜楔與側(cè)架磨耗板摩擦力

雙作用減振器在空車狀態(tài)下,摩擦力主要由壓縮在斜楔內(nèi)常摩擦減振彈簧發(fā)揮作用,數(shù)值變化和常摩擦類似,體現(xiàn)了空車狀態(tài)下的穩(wěn)定性。雙作用減振器在重車狀態(tài)下,常摩擦和變摩擦減振彈簧一起提供減振力,使空車、重車狀態(tài)下相對(duì)摩擦系數(shù)均處于理想范圍內(nèi),車輛垂向動(dòng)力學(xué)性能更好。

4.3 對(duì)接彈簧最大壓縮量

減振器空車、重車對(duì)接振動(dòng)彈簧壓縮量波形見圖11。

對(duì)接振動(dòng)3種減振器的彈簧最大壓縮量見表3。彈簧壓縮量計(jì)算方式:以彈簧原長(zhǎng)(自由狀態(tài))為參考值,表中最大壓縮量數(shù)值為彈簧在振動(dòng)過程中被壓縮的最大距離。仿真試驗(yàn)彈簧最大壓縮量為振動(dòng)平穩(wěn)后(1 s以后的數(shù)據(jù))的最大壓縮量。

空車工況下變摩擦減振器的彈簧壓縮量總體小于另外2種減振器;減小振幅和頻率后,變摩擦減振器彈簧壓縮量變小,常摩擦減振器彈簧壓縮量變化不明顯。雙作用減振器在減小振幅A后,壓縮量變化不明顯,減小頻率F后,壓縮量變小。重車工況下3種減振器彈簧最大壓縮量大小順序?yàn)槌ＤΣ翜p振器>雙作用減振器>變摩擦減振器。彈簧最大壓縮量總體上隨摩擦力增加而降低,常摩擦減振器在重車對(duì)接振動(dòng)工況時(shí),存在彈簧被壓死的風(fēng)險(xiǎn)。

(a) 變摩擦空車

(b) 常摩擦空車

(c) 雙作用空車

(d) 變摩擦重車

(e) 常摩擦重車

(f) 雙作用重車

表3 空車、重車對(duì)接振動(dòng)彈簧最大壓縮量

雙作用減振器在空車狀態(tài)下,彈簧壓縮量的變化范圍同常摩擦相近,重車狀態(tài)下同變摩擦相近。直觀地反映出空車狀態(tài)下,僅由常摩擦減振彈簧提供減振力;在重車狀態(tài)下,常摩擦和變摩擦減振彈簧一起提供減振力。

5 結(jié)論

(1)本文提出了基于ZK1型轉(zhuǎn)向架減振裝置的一種新型雙作用減振裝置,創(chuàng)建了多體動(dòng)力學(xué)模型并進(jìn)行動(dòng)力學(xué)的分析。

(2)雙作用減振器總體上兼具了常摩擦和變摩擦的特點(diǎn)?？哲噷?duì)接振動(dòng)時(shí),雙作用減振器彈簧壓縮量的變化、摩擦力、輪軌垂向力、曲線波形同常摩擦減振器近似;重車對(duì)接振動(dòng)時(shí),曲線波形同變摩擦減振器近似,體現(xiàn)了雙作用減振器在空車狀態(tài)下,僅由常摩擦減振彈簧提供主要減振力。在重車狀態(tài)下,常摩擦和變摩擦減振彈簧一起提供減振力,磨耗板所受到的摩擦力為變摩擦一半,減振性能與變摩擦持平,大大降低了對(duì)減振裝置的磨耗,提高了磨耗板、斜楔及彈簧的使用壽命。

(3)雙作用減振器對(duì)緩和振動(dòng)沖擊影響顯著,也為轉(zhuǎn)向架摩擦減振系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)特性分析與性能評(píng)估提供一種有效、其可靠的研究方法,但雙作用適用性仍在探索中,其彎軌運(yùn)行性能仍需要大量仿真試驗(yàn)。