基于ADAMS-Rail的25噸軸重?cái)[動(dòng)式貨車轉(zhuǎn)向架動(dòng)力學(xué)仿真研究

1、基于ADAMS Rail的25噸軸重?cái)[動(dòng)式貨車轉(zhuǎn)向架動(dòng)力學(xué)仿真研究作者：孫善超摘要：本文將應(yīng)用車輛動(dòng)力學(xué)仿真軟件ADAMS/Rail研究裝備K5轉(zhuǎn)向架的C80H貨車動(dòng)力學(xué)性能。基于C80H的電子樣機(jī)模型和有關(guān)試驗(yàn)數(shù)據(jù)，建立25噸軸重的K5轉(zhuǎn)向架動(dòng)力學(xué)非線性數(shù)學(xué)模型，并最終建立C80H的整車的模型。文中還將K5轉(zhuǎn)向架彈簧托板的有限元模型(MNF)文件引入動(dòng)力學(xué)模型中進(jìn)行柔性仿真分析，發(fā)現(xiàn)采用柔性彈簧托板可以改進(jìn)車輛動(dòng)力學(xué)性能的仿真分析精度。隨著 HYPERLINK /cat_1020014.html t _blank 鐵路重載運(yùn)輸?shù)牟粩喟l(fā)展，對(duì)重載火車轉(zhuǎn)向架的動(dòng)力學(xué)性能提出了更高的要求。發(fā)展適應(yīng)

2、我國(guó)重載運(yùn)輸需求的具有大軸重、高速度、動(dòng)力學(xué)性能良好的貨車轉(zhuǎn)向架顯得十分迫切。對(duì)貨車轉(zhuǎn)向架的結(jié)構(gòu)方式、轉(zhuǎn)向架動(dòng)力學(xué)性能和懸掛參數(shù)優(yōu)化設(shè)計(jì)等進(jìn)行綜合考慮，是目前需要解決的重要問(wèn)題之一。隨著 HYPERLINK /cat_1310002.html t _blank CAE技術(shù)的不斷發(fā)展，過(guò)去只有通過(guò)最后產(chǎn)品試驗(yàn)才能完成的工作，現(xiàn)在通過(guò)仿真技術(shù)就可以實(shí)現(xiàn)。本文應(yīng)用ADAMS/Rail和有關(guān)試驗(yàn)結(jié)果，建立K5轉(zhuǎn)向架的動(dòng)力學(xué)非線性數(shù)學(xué)模型，并最終建立C80H整車的模型。通過(guò)對(duì)模型的仿真和分析，研究K5轉(zhuǎn)向架的動(dòng)力學(xué)特性。在計(jì)算結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果良好吻合的前提下，對(duì)可能影響K5轉(zhuǎn)向架動(dòng)力學(xué)的一些重要因素進(jìn)行了

3、分析研究。1 擺動(dòng)式貨車轉(zhuǎn)向架動(dòng)力學(xué)模型的建立動(dòng)力學(xué)模型的建立是進(jìn)行動(dòng)力學(xué)動(dòng)態(tài)特性研究的基礎(chǔ)。根據(jù)不同的研究目的，可以采用不同的建模方法。本文基于虛擬樣機(jī)技術(shù)對(duì)車輛的各個(gè)部件進(jìn)行建模。建立的模型可以用來(lái)對(duì)車輛的動(dòng)力學(xué)性能進(jìn)行仿真計(jì)算。建立的模型包括K5轉(zhuǎn)向架模型、車體模型和軌道模型。1.1 轉(zhuǎn)向架模型由于本文研究的是車輛運(yùn)動(dòng)過(guò)程中的動(dòng)態(tài)特性，而轉(zhuǎn)向架的輪對(duì)、側(cè)架、搖枕等零部件的主要作用是產(chǎn)生慣性激振力，并傳遞力、扭矩等，因此可以不考慮它們的變形對(duì)動(dòng)力學(xué)性能的影響而將其建為剛體。對(duì)于剛體模型，建立其運(yùn)動(dòng)微分方程所需要的參數(shù)是零件質(zhì)心的位置、質(zhì)量和慣性矩，這些參數(shù)可來(lái)自 HYPERLINK /ca

4、t_1310001.html t _blank CAD實(shí)體建模。通過(guò)精確建立零部件的三維實(shí)體模型，可以獲得其準(zhǔn)確的質(zhì)量參數(shù)。利用CAD軟件NX建立側(cè)架、搖枕、彈簧托板、輪對(duì)的三維實(shí)體模型，通過(guò)軟件提供的功能，賦予各個(gè)組件和零件密度，由軟件自動(dòng)計(jì)算出各組件的質(zhì)量、轉(zhuǎn)動(dòng)慣量和質(zhì)心位置，采用這種建模方法，與實(shí)際物體的物理特性相差極小。最后將各個(gè)組件按實(shí)際位置裝配好，完成車輛系統(tǒng)剛體模型的建立。建立的轉(zhuǎn)向架的CAD模型如圖1所示。圖1 轉(zhuǎn)向架的CAD模型由圖一可以看出：轉(zhuǎn)向架由左右兩個(gè)側(cè)架、前后兩個(gè)輪對(duì)、四個(gè)軸箱承載鞍、四個(gè)摩擦式楔塊減振器、十四組減振彈簧、搖動(dòng)座支撐、心盤、旁承以及制動(dòng)裝置組成。進(jìn)行

5、系統(tǒng)動(dòng)力分析的關(guān)鍵是部件自由度的確定和各部件之間自由度的選取。下面對(duì)本動(dòng)力學(xué)模型各部分的分析和考慮作詳細(xì)的說(shuō)明。輪對(duì)和承載鞍的連接輪對(duì)和承載鞍之間通過(guò)滾動(dòng)軸承連接，運(yùn)動(dòng)形式為輪軸在軸承內(nèi)轉(zhuǎn)動(dòng)，兩部分之間只有相互轉(zhuǎn)動(dòng)，實(shí)際建模中采用轉(zhuǎn)動(dòng)副連接，約束兩部件之間的五個(gè)自由度，僅允許兩部件之間相互轉(zhuǎn)動(dòng)來(lái)建立動(dòng)力學(xué)模型。側(cè)架與搖枕的連接側(cè)架與搖枕之間為彈簧懸掛系統(tǒng)，采用彈簧單元來(lái)模擬，通過(guò)輸入彈簧的垂向和橫向剛度來(lái)確定彈簧的特性。搖枕和車體的連接搖枕在轉(zhuǎn)向架和車體之間起著傳遞力和扭矩的作用，因此采用垂向、橫向、縱向的力和扭矩來(lái)模擬心盤和旁承對(duì)車體的作用。承載鞍與側(cè)架、摩擦楔塊與側(cè)架以及彈簧搖動(dòng)座支撐與側(cè)

6、架的連接搖動(dòng)座通過(guò)半徑為125cm的圓柱作用在圓柱半徑為250承載鞍上面。彈簧搖動(dòng)座支撐與上類似，也是兩個(gè)圓弧面相互接觸。同時(shí)，摩擦楔塊減振器與側(cè)架和搖枕之間存在正壓力和摩擦力，它們之間的力隨車輛的運(yùn)行不斷變化，通過(guò)兩者的摩擦消耗能量。為了精確模擬以上三種連接方式，采用contact接觸單元來(lái)模擬以上三種現(xiàn)象。在ADAMS中，接觸的法向力有兩種張算法：IMPACT函數(shù)法和恢復(fù)系數(shù)法，兩種方法都是法向接觸約束的罰函數(shù)規(guī)則產(chǎn)生的。本文采用IMPACT函數(shù)法來(lái)進(jìn)行法向力的計(jì)算。IMPACT的力模型為：其中：k為接觸剛度，g為接觸時(shí)的侵入量。dg/dt為接觸點(diǎn)的侵入速度，e為力指數(shù)。d為接觸阻尼系數(shù)，

7、c為最大滲透量。Step為插值函數(shù)。接觸的切向力為相當(dāng)簡(jiǎn)單的基于速度的庫(kù)倫摩擦模型。優(yōu)先指定摩擦特性。選擇適當(dāng)?shù)膮?shù)，對(duì)以上三種連接方式進(jìn)行精確的模擬。1.2 車體模型車體為C80車體，如上所述，本文中，可以把車體看作一個(gè)剛體，把NX模型導(dǎo)入ADAMS，得到車體的模型，最后組裝成整車的模型如圖2所示：圖2 整車的動(dòng)力學(xué)模型1.3 線路模型軌道幾何形狀的變化是引起車輛各種動(dòng)態(tài)響應(yīng)的主要原因。本文選用與試驗(yàn)對(duì)應(yīng)的鐵科院環(huán)形試驗(yàn)道的實(shí)測(cè)不平順，建立線路的不平順模型。2 整車重車直線運(yùn)行過(guò)程仿真利用以上建立的重車模型進(jìn)行仿真計(jì)算，車輛的速度分別取為40、60、80、100、120、135km/h，仿真

8、共進(jìn)行40秒。取前軸左輪的受力，分別得到以下結(jié)果。2.1 車體橫向加速度當(dāng)速度為80km/h時(shí)，得到車體的橫向加速度如圖3所示。得到各速度下的車體橫向加速度的平均值和最大值如表1所示。參考鐵科院研究報(bào)告TY字第1766號(hào)-C80H型鋁合金浴盆運(yùn)煤敞車動(dòng)力學(xué)性能試驗(yàn)報(bào)告，得到比較圖表如以下所示。圖3 80km/h時(shí)重車車體橫向加速表1 重車時(shí)不同速度時(shí)的車體橫向加速度最大值比較把以上數(shù)據(jù)繪成曲線，如圖4所示。圖4 車體橫向加速度計(jì)算值和試驗(yàn)值的比較2.2 車體垂向加速度當(dāng)速度為80km/h時(shí)，得到車體的垂向加速度如圖5所示。得到各速度下的車體垂向加速度的最大值如圖6所示所示。圖5 80km/h時(shí)

9、車體垂向加速度圖6 車體垂向加速度計(jì)算值和試驗(yàn)值的比較2.3 脫軌系數(shù)當(dāng)速度為80km/h時(shí)，得到重車的脫軌系數(shù)如圖7所示。得到各速度下的脫軌系數(shù)的最大值如圖8所示。圖7 重車80km/h脫軌系數(shù)圖8 重車時(shí)不同速度下的脫軌系數(shù)的平均值比較3 修改承載鞍處的圓弧大小后的仿真結(jié)果如圖9所示：把承載鞍處的接觸圓弧由原來(lái)的R250、125mm分別修改為R80、70mm，然后在R300的彎道上進(jìn)行仿真計(jì)算。比較修改承載鞍圓弧的大小前后R300的彎道上的仿真結(jié)果，可以看出其差別不大，各曲線的變化規(guī)律和最大值基本相同。如40km/h時(shí)車身垂向振動(dòng)加速度的變換如圖10所示。圖10 承載鞍修改前后垂向加速度的

10、比較4 剛?cè)狁詈夏Ｐ偷姆抡娼Y(jié)果因?yàn)閺椈赏邪鍎偠容^低，考慮彈簧托板的柔性，把彈簧托板做為柔性體。又因?yàn)閺椈赏邪宓暮穸容^小，所以在劃分有限元網(wǎng)格時(shí)使用殼單元。將彈簧托板的有限元模型轉(zhuǎn)入到ADAMS中，根據(jù)Craig-Bampton法原理，需要確定固定界面子結(jié)構(gòu)的外部節(jié)點(diǎn)(attachment point)，這里選擇的是彈簧托板與其相連接的各個(gè)部件處的節(jié)點(diǎn)，主要是彈簧托板和彈簧的連接處。將彈簧托板的有限元模型(MNF)文件引入ADAMS軟件，得到彈簧托板的柔性體模型如圖11所示。由于外部節(jié)點(diǎn)選取較多，在ADAMS軟件中的保留模態(tài)數(shù)較多，考慮到高階頻率對(duì)應(yīng)的振型對(duì)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)貢獻(xiàn)不大，對(duì)于此系統(tǒng)，使高于

11、300Hz的各階振型無(wú)效掉(disable)。最后得到轉(zhuǎn)向架的柔性體模型如圖12所示。圖11 彈簧托板的柔性體模型圖12 含有柔性彈簧托板的轉(zhuǎn)向架模型把轉(zhuǎn)向架的柔性體模型和車體模型裝配，得到整車模型，利用該模型進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析，得到含有柔性彈簧托板的整車的動(dòng)力學(xué)性能。取車體的橫行、垂向加速度以及前輪左側(cè)的脫軌系數(shù)如圖1315所示。由圖1315可以看出：由于存在沖擊，特別是在使用接觸來(lái)模擬楔塊的時(shí)候，不考慮剛度較小的部件的柔性可能造成加速度的計(jì)算結(jié)果偏大。但彈簧托板的柔性使脫軌系數(shù)略為增加。因此，在使用多剛體系統(tǒng)研究脫軌時(shí)，應(yīng)該考慮剛度較小部件的柔性作用。5 結(jié)論與展望1.由以上結(jié)果可以看出，本文計(jì)算所得到的計(jì)算結(jié)果和試驗(yàn)結(jié)果吻合的相當(dāng)好，說(shuō)明本文建立的車輛動(dòng)力學(xué)模型是正確的。該模型可以較精確的模擬C80的動(dòng)力學(xué)性能。2.修改承載鞍處圓弧的直徑對(duì)車輛的動(dòng)力學(xué)性能影響不大，可以考慮從其