基于RecurDyn的雙作用減振器多體動力學仿真

朱建寧 ,趙孟霞,盧碧紅,徐超,劉振明,華成婷

(1.大連交通大學 機械工程學院,遼寧 大連 116028;2.包頭北方創業有限責任公司,內蒙古 包頭 014000;3.中車齊齊哈爾車輛有限公司 大連研發中心,遼寧 大連 116052;4.杭州擬創科技有限公司,浙江 杭州 310008)

鐵路貨車運用中,轉向架上的減振器[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,確保了車輛及貨物完好和列車運行的安全。隨著貨車速度和載重的不斷提高,現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重。雙作用減振器使用寬體斜楔結構,使轉向架不依靠附加結構就具有較高的抗菱剛度;同時該減振器安裝有減振彈簧,能滿足車輛在空車、重車狀態下具有穩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動力學研究的重點,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估的多體動力學計算模型,反映了斜楔垂向、橫向減振作用。楊茜茜[3]借助SIMPACK軟件建立車輛動力學仿真模型,得出變摩擦減振器摩擦系數、旁承壓縮量、抗蛇形減振器阻尼值的變化對軌道工程車臨界速度的影響。王勇等[4]在ADAMS中建立三大件轉向架貨車的非線性數學模型,對貨車系統的運動穩定性、曲線通過性及運行平穩性進行了分析。李志強等[5]對兼具常摩擦和變摩擦楔塊減振性能的轉向架進行了結構探索。劉振明等[6]對摩擦減振器進行結構改善,保留常摩擦和變摩擦結構,通過頂桿連接實現雙作用減振,克服現有轉向架的不足,保證了其使用性能。但以上研究并未對結構改善后的整體減振裝置進行多體動力學分析。本文基于RecurDyn軟件,創建轉向架減振系統,研究其靜力學與動力學特性,旨在為國產摩擦減振器設計與動力學性能評估提供一種有效、可靠的研究方法。

1 轉向架技術參數與減振器結構

1.1 轉向架主要技術參數

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

1.2 減振器結構

本文建立的雙作用減振器多體動力學模型見圖1。

圖1 雙作用減振器多體動力學模型

一般情況下,根據減振彈簧安裝位置及摩擦力隨車體重量變化的規律不同,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 斜楔減振器結構簡圖

雙作用減振裝置見圖3,其工作原理為:空載時僅由藏在斜楔腔體內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量時則由減振彈簧的上下減振彈簧同時提供減振摩擦力,而且下減振彈簧減振摩擦力會隨著承載載荷變化而呈正線性變化,這使得轉向架的相對摩擦系數趨于穩定,保證轉向架在空車、重車狀態下的減振性能無較大變化,確保車輛具有較好的運行品質。

圖3 雙作用減振裝置

轉向架設計中常采用加寬斜楔和加裝側架交叉支撐裝置的方式,來提高轉向架的抗菱剛度。雙作用減振器結構保持了常摩擦減振器寬體斜楔結構,使轉向架不依靠附加結構就具有較高的抗菱剛度。

同時該減振器安裝有減振彈簧,以適應車輛在空車、重車狀態下具有穩定的減振功能的要求。

2 仿真模型的創建與驗證

2.1 仿真模型的創建

本文基于RecurDyn軟件,建立ZK1型轉向架減振裝置復雜三維模型,建立機械-控制系統的數值化樣機模型,完整的仿真分析過程需要經歷以下3個部分[10],見圖4。

圖4 摩擦減振裝置建模流程

第一部分為模型創建。創建具有幾何、物理屬性的組成部件,分析減振裝置的傳力特性和運動關系,運用三維幾何建模Pro/E軟件進行零件建模與裝配,利用RecurDyn軟件識別的接口IGS文件,在RecurDyn環境下搭建減振器初始模型。

第二部分為細化模型。定義各部件之間約束關系、作用在各部件上的所有力和驅動。導入模型后進行合并、刪減、添加輔助零件等構建減振器的多體動力學模型。根據實際工況,施加載荷、約束及驅動方程,模擬實際的運動受力情況。

第三部分為仿真模型驗證。在靜平衡狀態下對其承載構件空間位置、受力狀況進行驗證。通過多方面的對比分析得到與真實斜楔摩擦減振裝置近似的仿真分析平臺,為后續的斜楔摩擦減振裝置性能預測與改善,以及動態運行分析提供可靠的仿真模型。

2.2 仿真模型試驗

本文運用RecurDyn軟件對減振裝置分別進行空車、重車工況下靜平衡與振動試驗,提取仿真試驗過程中輪-軌接觸力和彈簧組壓縮量進行對比分析。

模型自由度的選擇和搖枕、斜楔及側架的連接關系即多體動力學模型拓撲關系見圖5。計算模型中,搖枕、側架、斜楔、頂子和軌道均視為剛體。

圖5 多體動力學模型拓撲關系

彈簧壓縮量和輪-軌接觸力是減振裝置的重要評價指標,通過對仿真模型的驗證得到,3種減振器初始狀態下彈簧在壓縮后高度和輪-軌接觸力的最大偏差均小于5%,符合仿真試驗模型的要求,能夠為有效研究預測鐵路貨車彈簧減振裝置的性能提供可靠支撐。因此,可以運用仿真試驗平臺替代現場試驗進行多工況的性能預測。

3 仿真試驗設計

3.1 載荷加載方式

現場運行中,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旁承上,見圖6。在物理模型的構建上,將相應的作用力等效替換為相同大小的質量塊,放置在心盤和左右兩個旁承上,模擬轉向架正常運行狀態。

圖6 載荷施加示意圖

3.2 軌道的激勵設置

車輛運行時,來自軌道的激擾,通過輪對—側架—彈簧減振裝置—搖枕,向上傳遞至車體。鐵路軌道的平順狀態對輪軌系統有著至關重要的影響,是輪軌系統的激擾源,是引起車輛產生振動和輪軌相互作用的主要原因[9]。車輛沿軌道運行時,4軸車輛沿波形線路運行時的強迫振動系統見圖7,這個軌道波通過車輪對轉向架及車輛產生激擾,導致車輛振動,振動過程中彈簧被壓縮和釋放。對于對接的軌道,車體產生浮沉或點頭振動,斜楔與磨耗板摩擦產生減振力。結合我國軌道譜,本文采用了在GB/T 5599—2019給定的點頭和浮沉(P&B)的激擾工況[11]。

圖7 4軸車輛沿波形線路運行時的強迫振動系統

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

圖8 軌道波形函數形狀簡圖

(1)

將式(1)代入RecurDyn,建立對應的數學模型,并得到樣條曲線Spline。創建軌道激勵,運用驅動插值函數表達式AKISPL(time,0,Spline,0),求解軌道波形。點頭和浮沉(P&B)驅動函數波形即直線對接線路的軌道波形見圖9。

圖9 直線對接線路的軌道波形

3.3 虛擬樣機仿真方案設計

為了更加準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。為了便于發現其性能差別,在進行靜平衡試驗后,分別進行對接線路的仿真試驗,并對線路的垂向波形幅值A和頻率F進行比例縮小,再進行系列對比分析試驗。仿真試驗方案中每組試驗振動周期為20 T,共計進行30組仿真試驗。

4 仿真試驗分析

試驗的主要目的是研究分析鐵路貨車轉向架彈簧減振裝置的動態性能。減振器對比分析評價方法有:①輪-軌垂向力,特別是最小垂向輪載;②斜楔與側架磨耗板的摩擦力;④彈簧最大壓縮量。通過上述評價方法,分別對3種減振器的性能進行對比分析。

4.1 對接振動輪-軌垂向力分析

3種減振器空車、重車對接振動輪-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。

空車對接振動時,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%。重車對接振動時,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、重車對接振動3種減振器輪-軌垂向力

雙作用減振器在空車狀態下,車輪與軌道作用力最小,這時常摩擦減振器發揮著穩定減振的作用。雙作用和變摩擦減振器在重車狀態下,車輪在鋼軌上的垂向載荷變化緩慢,遠遠優于常摩擦劇烈的載荷變化,雙作用在重車時極大地緩和了軌道沖擊。

4.2 對接斜楔立面與側架磨耗板摩擦力

空車工況下3種減振器提供的斜楔立面與側架立柱磨耗板摩擦力大小順序為,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為變摩擦減振器>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,對斜楔立面與側架磨耗板摩擦力影響不大。如表2所示。

表2 空車、重車對接振動斜楔與側架磨耗板摩擦力

雙作用減振器在空車狀態下,摩擦力主要由壓縮在斜楔內常摩擦減振彈簧發揮作用,數值變化和常摩擦類似,體現了空車狀態下的穩定性。雙作用減振器在重車狀態下,常摩擦和變摩擦減振彈簧一起提供減振力,使空車、重車狀態下相對摩擦系數均處于理想范圍內,車輛垂向動力學性能更好。

4.3 對接彈簧最大壓縮量

減振器空車、重車對接振動彈簧壓縮量波形見圖11。

對接振動3種減振器的彈簧最大壓縮量見表3。彈簧壓縮量計算方式:以彈簧原長(自由狀態)為參考值,表中最大壓縮量數值為彈簧在振動過程中被壓縮的最大距離。仿真試驗彈簧最大壓縮量為振動平穩后(1 s以后的數據)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為常摩擦減振器>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接振動工況時,存在彈簧被壓死的風險。

(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、重車對接振動彈簧最大壓縮量

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

5 結論

(1)本文提出了基于ZK1型轉向架減振裝置的一種新型雙作用減振裝置,創建了多體動力學模型并進行動力學的分析。

(2)雙作用減振器總體上兼具了常摩擦和變摩擦的特點?？哲噷诱駝訒r,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;重車對接振動時,曲線波形同變摩擦減振器近似,體現了雙作用減振器在空車狀態下,僅由常摩擦減振彈簧提供主要減振力。在重車狀態下,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)雙作用減振器對緩和振動沖擊影響顯著,也為轉向架摩擦減振系統的動態特性分析與性能評估提供一種有效、其可靠的研究方法,但雙作用適用性仍在探索中,其彎軌運行性能仍需要大量仿真試驗。