基于虛擬樣機(jī)技術(shù)的動力穩(wěn)定車新型穩(wěn)定裝置研究

韓世昌， 黃亞宇， 胡 斌

(1昆明理工大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，昆明 650500；2昆明中鐵大型養(yǎng)路機(jī)械集團(tuán)有限公司，昆明 650217)

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基于虛擬樣機(jī)技術(shù)的動力穩(wěn)定車新型穩(wěn)定裝置研究

韓世昌1， 黃亞宇1， 胡 斌2

(1昆明理工大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，昆明 650500；2昆明中鐵大型養(yǎng)路機(jī)械集團(tuán)有限公司，昆明 650217)

運(yùn)用虛擬樣機(jī)技術(shù)，結(jié)合剛?cè)狁詈隙囿w動力學(xué)，針對穩(wěn)定車穩(wěn)定裝置開發(fā)新型的激振結(jié)構(gòu)，利用ADAMS軟件建立了新型穩(wěn)定裝置的虛擬樣機(jī)，根據(jù)現(xiàn)行穩(wěn)定車工作參數(shù)標(biāo)準(zhǔn)在其有效工作范圍內(nèi)各取三組激振頻率和垂直靜壓力對裝置工作進(jìn)行仿真，并從激振頻率與激振力兩方面對新結(jié)構(gòu)的動力學(xué)響應(yīng)進(jìn)行分析，并與列車真實(shí)運(yùn)行情況和現(xiàn)行機(jī)構(gòu)工作參數(shù)進(jìn)行了對比評價，總結(jié)了不同激振頻率和垂直靜壓力對新型穩(wěn)定車穩(wěn)定裝置的激振力的影響。同時針對新結(jié)構(gòu)的工作特點(diǎn)，提取了關(guān)鍵部件的實(shí)時仿真載荷譜，運(yùn)用擴(kuò)展有限元法對其進(jìn)行有限元分析，仿真結(jié)果與后期進(jìn)行的樣機(jī)試驗(yàn)一致，其虛擬仿真結(jié)果的可信性為進(jìn)一步開發(fā)改進(jìn)提供了有效的動力學(xué)參數(shù)依據(jù)。

動力穩(wěn)定車;新型穩(wěn)定裝置;虛擬樣機(jī);擴(kuò)展有限元

動力穩(wěn)定車是先進(jìn)的大型鐵路線路養(yǎng)護(hù)機(jī)械[1]，經(jīng)過大、中修后的鐵道路線通過動力穩(wěn)定車作業(yè)能夠迅速地提高線路的橫向阻力和道床的整體穩(wěn)定性，從而為取消線路作業(yè)后列車慢行創(chuàng)造了條件。這對于日益繁忙的高速、重載和大運(yùn)量的鐵路干線運(yùn)輸來說，意義十分重大。WD320型穩(wěn)定車是我國在引進(jìn)國外機(jī)器、技術(shù)的基礎(chǔ)上，通過消化、吸收，逐步實(shí)現(xiàn)國產(chǎn)化自主研發(fā)成功的第一臺穩(wěn)定車，在此過程中許多專家學(xué)者以及從事相關(guān)行業(yè)的工程技術(shù)人員做出了不少貢獻(xiàn)。朱興良[2]針對DGS-62N型動力穩(wěn)定車不同引進(jìn)批次的不同激振器結(jié)構(gòu)進(jìn)行了對比和分析，總結(jié)了新結(jié)構(gòu)的優(yōu)點(diǎn)。蘇保生[3]介紹了DGS-62N型動力穩(wěn)定車穩(wěn)定裝置的國產(chǎn)化研究狀況。杜利偉[4]對WD320穩(wěn)定裝置進(jìn)行了結(jié)構(gòu)改造，解決了早期生產(chǎn)的穩(wěn)定裝置底板及枕梁間焊接缺陷及滾輪斷裂等問題。同時他和孫建英[5]對穩(wěn)定裝置振動系統(tǒng)進(jìn)行分析，建立了振動系統(tǒng)微分方程并討論了其振動特性。馬占川[6]和劉永健[7]也針對穩(wěn)定車在控制系統(tǒng)和電氣系統(tǒng)方面進(jìn)行了改進(jìn)。但是，自WD320穩(wěn)定車研發(fā)成功以后并沒有較大的升級及改造。本研究正是服務(wù)于昆明中鐵大型養(yǎng)路機(jī)械集團(tuán)有限公司自主研發(fā)的改造項目，意在運(yùn)用虛擬樣機(jī)技術(shù)，結(jié)合剛?cè)狁詈隙囿w動力學(xué)，針對穩(wěn)定車穩(wěn)定裝置開發(fā)一種新型的激振結(jié)構(gòu)，對新結(jié)構(gòu)的動力學(xué)響應(yīng)與現(xiàn)行機(jī)構(gòu)工作參數(shù)進(jìn)行對比，并通過提取關(guān)鍵部件的載荷譜運(yùn)用擴(kuò)展有限元法進(jìn)行重點(diǎn)分析，仿真結(jié)果與樣機(jī)試驗(yàn)一致，其虛擬仿真的可行性為進(jìn)一步的開發(fā)和改進(jìn)提供了有效的動力學(xué)參數(shù)依據(jù)。

1 模型建立

1.1 穩(wěn)定裝置及其新結(jié)構(gòu)工作原理

穩(wěn)定裝置是動力穩(wěn)定車的主要作業(yè)裝置，它在穩(wěn)定車的安裝位置如圖1(a)所示，兩個穩(wěn)定機(jī)構(gòu)在車架中部的下方，通過四桿機(jī)構(gòu)和垂直油缸柔性地連接在車架上。作業(yè)時由一臺液壓馬達(dá)通過傳動軸同時驅(qū)動兩個激振器，使其產(chǎn)生同步振動，調(diào)節(jié)液壓馬達(dá)的轉(zhuǎn)速可以改變激振器的振動頻率。作業(yè)結(jié)束時將穩(wěn)定裝置提起，并用鎖定機(jī)構(gòu)鎖在車架上。

穩(wěn)定裝置的工作原理是模擬列車對軌道的動力作用而設(shè)計的。新結(jié)構(gòu)的設(shè)計目的在于取消齒輪副，以及減少軸承等易磨損件的數(shù)量，從而提高使用可靠壽命。同時，能夠控制參與激振的質(zhì)量，相應(yīng)的控制穩(wěn)定裝置激振器的振幅。其新結(jié)構(gòu)簡圖如圖1(b)， 激振器改為單偏心軸，并通過兩片板彈簧懸掛在穩(wěn)定裝置的內(nèi)部。同時由于滑軌機(jī)構(gòu)解放了其上下自由度，所以偏心軸轉(zhuǎn)動引起的上下振動被抵消，只有水平方向的振動通過懸掛板彈簧傳遞到整個穩(wěn)定裝置并且參與到穩(wěn)定車對軌道的作業(yè)。

圖1 穩(wěn)定裝置及新結(jié)構(gòu)示意圖Fig.1 Stabilizing device and its new structure

1.2 動力學(xué)分析方法

1.2.1 柔性體坐標(biāo)系和基本參量

柔性體任一點(diǎn)運(yùn)動是連體坐標(biāo)系的剛體運(yùn)動與彈性變形的合成[8-9]。柔性體上任一點(diǎn)的位置、速度、加速度定義如下。

對任一點(diǎn)P，其位置向量是

r=r0+A(sp+up)

(1)

式中:r是P點(diǎn)在慣性坐標(biāo)系中的位置向量；r0是連體坐標(biāo)系原點(diǎn)在慣性坐標(biāo)系中的位置向量；A是方向余弦矩陣；sp是柔性體未變形時P點(diǎn)在連體坐標(biāo)系中的位置向量；up是相對變形量。相對變形量up可用不同的方法離散化，如采用模態(tài)坐標(biāo)描述

up=ΦPqf

(2)

式中:ΦP是滿足里茨基向量要求的假設(shè)變形模態(tài)矩陣；qf是變形的廣義坐標(biāo)。

P點(diǎn)的速度和加速度可以對應(yīng)求導(dǎo)得到

(3)

1.2.2 剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)的動能和勢能

(1) 動能

設(shè)ξ是(6+k)維的廣義坐標(biāo)，則考慮P點(diǎn)變形前后的位置、方向、模態(tài)其速度表示為

(4)

柔性體的動能為

(5)

(2) 勢能

柔性體的勢能為

W=Wg(ξ)+0.5ξTKξ

(6)

式中:Wg(ξ)是重力勢能，K是結(jié)構(gòu)的廣義剛度矩陣(對應(yīng)于模態(tài)坐標(biāo)q)。

Wg(ξ)=∫vργPgdV=∫vρ[rB+A(SP+ΦPq)]TgdV(7)

(3) 能量損失和阻尼

能量損耗函數(shù)為

(8)

式中:D是阻尼系數(shù)矩陣，在正交模態(tài)振型假設(shè)下是由對角線模態(tài)阻尼率Ci組成的。

1.2.3 剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)動力學(xué)方程的建立

以拉格朗日方程導(dǎo)出柔性體動力學(xué)方程，并通過約束方程組裝成多柔體系統(tǒng)，再運(yùn)用拉格朗日乘子法，建立剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)動力學(xué)控制方程[10]。

(9)

式中:L=T-W是拉格朗日項；Ψ=0是約束方程；λ是對應(yīng)于約束方程的拉格朗日乘子向量；Q是投影到廣義坐標(biāo)的廣義力。將上節(jié)中的T、W、Γ代入上式，代入剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)的動力學(xué)微分方程為

(10)

1.3 動力學(xué)仿真建模

1.3.1 動力學(xué)模型工況參數(shù)設(shè)定

相對于原結(jié)構(gòu)的工作模式，液壓馬達(dá)提供的振動頻率為0～45 Hz，垂直靜壓力0～240 kN，且根據(jù)我國的線路條件，在新鋪設(shè)的線路上作業(yè)時，激振器的振動頻率一般為25～28 Hz；在既有線路上的作業(yè)，振動頻率一般為29～30 Hz 。因此，仿真參數(shù)也選擇在這個范圍內(nèi)，振動頻率將采用25 Hz，30 Hz和最大45 Hz，同時垂直靜壓力分別采用120 kN，180 kN和最大240 kN。

1.3.2 柔性體的導(dǎo)入

本研究將懸掛激振器的板彈簧，以及軌道兩個部分通過.mnf中性文件將仿真中的剛體替換為柔性體。由于板彈簧是傳遞激振器振動和激振力的關(guān)鍵部件，而且在初期設(shè)計時只是對其進(jìn)行了靜態(tài)校核，所以了解其動態(tài)加載后的受力情況對于后期評價其工作效率、工作壽命有著重大意義。同時，由于軌道是軌枕系統(tǒng)中直接受到激振力沖擊的部件，為了減小沖擊變形對整個系統(tǒng)仿真誤差的影響，也將其替換為柔性體。圖2分別為導(dǎo)入ADAMS的柔性體。

圖2 柔性體文件Fig.2 Flexible bodies for ADAMS

1.3.3 穩(wěn)定裝置模型的建立

本文將運(yùn)用多體仿真軟件ADAMS對整個穩(wěn)定裝置的新結(jié)構(gòu)進(jìn)行建模求解。將三維模型和一段枕軌導(dǎo)入ADAMS，并使用板彈簧和軌道的.mnf柔性文件替換剛性板彈簧和軌道文件，完成替換后將板彈簧的上下螺栓孔分別與激振器和穩(wěn)定裝置通過固定副連接，軌道與軌枕通過固定副連接。之后設(shè)置各個構(gòu)件和零件的屬性，根據(jù)工作原理添加相應(yīng)的約束，例如穩(wěn)定裝置中的連桿與連桿，連桿與框架之間用旋轉(zhuǎn)副連接，輪子與鋼軌之間建立接觸關(guān)系并設(shè)置摩擦因數(shù)，偏心軸與激振器之間采用旋轉(zhuǎn)副連接，對該旋轉(zhuǎn)副施加驅(qū)動等。設(shè)置完的穩(wěn)定裝置如圖3。同時，根據(jù)作業(yè)走行速度，設(shè)穩(wěn)定裝置的初速度為2.5 km/h(695 mm/s)。軌枕系統(tǒng)與地面增加阻尼(預(yù)設(shè)100 NS/mm)以模擬道砟的緩沖效果。

圖3 穩(wěn)定裝置虛擬裝置模型Fig.3 Virtual model of stabilizing device

2 仿真結(jié)果分析

上述設(shè)置替換等步驟完成后，分別采用不同垂直靜壓力和激振頻率來研究穩(wěn)定裝置工作受力狀況、工作效率，得到激振力隨著不同參數(shù)輸入產(chǎn)生的變化規(guī)律，給出垂直靜壓力和激振頻率對激振力的影響。分析新型穩(wěn)定裝置對模擬列車運(yùn)行時對軌道產(chǎn)生的振動和壓力兩方面是否滿足工作要求。

2.1 對軌道振動模擬的驗(yàn)證分析

考慮到穩(wěn)定裝置的走行輪是傳遞激振力和下壓力的主要工具，它與柔性軌道的接觸力，即激振力將作為重點(diǎn)輸出進(jìn)行研究，如圖4所示。

圖4 不同工況各走行輪總激振力功率譜Fig.4 PSD of total vibrating force for walking wheels under different working conditions

圖中僅選擇了25 Hz/120 kN，30 Hz/180 kN，45 Hz/240 kN三組參數(shù)下穩(wěn)定裝置四個走行輪總激振力的功率譜，其激振力頻率平均值分別為1.445 Hz，1.734 Hz和2.589 Hz，從圖中可見，在每個工況參數(shù)下四個走行輪的激振力的頻率穩(wěn)定一致，其激振力的頻率隨激振頻率和垂直靜壓力的增大而增大。到工作范圍的極值參數(shù)45 Hz/240 kN時，頻率達(dá)到了2.6 Hz。該最大頻率與文獻(xiàn)[11]中2004年朔黃鐵路典型貨車車輛運(yùn)行動力學(xué)試驗(yàn)中得到的空載貨車臨界蛇形失穩(wěn)狀態(tài)的車體橫向蛇形運(yùn)動的主頻，2.69 Hz，(試驗(yàn)中C64貨車空車以75 km/h的速度運(yùn)行，已到達(dá)蛇形失穩(wěn)的邊緣狀態(tài))一致，說明該穩(wěn)定裝置在工作頻率方面確實(shí)能夠達(dá)到模擬列車運(yùn)行時對軌道產(chǎn)生的振動作用。

2.2 對軌道壓力模擬效率的驗(yàn)證分析

將各個工況參數(shù)下的每個走行輪激振力的載荷譜求有效值，可以得到不同工況下的總激振力，如表1所示。

表1 不同工況參數(shù)下新型穩(wěn)定裝置的有效激振力(kN)

根據(jù)國家規(guī)定的穩(wěn)定車穩(wěn)定裝置的參數(shù)標(biāo)準(zhǔn)[12]，表1中的激振力工作范圍完全符合標(biāo)準(zhǔn)為0～Nmax,(Nmax>320 kN)，并且考慮到下壓力能夠做到無級調(diào)節(jié)，該裝置的激振力范圍能夠符合在不同環(huán)境下軌道作業(yè)對激振力的要求。

同時，將四個走行輪的仿真數(shù)據(jù)在不同垂直靜壓力下的有效值進(jìn)行對比，如圖8所示，可以得到以下結(jié)論：

(1) 新型穩(wěn)定裝置在工作激振力方面的仿真結(jié)果能夠達(dá)到模擬列車運(yùn)行時對軌道產(chǎn)生的壓力作用且按照標(biāo)準(zhǔn)符合實(shí)際作業(yè)的要求。

(2) 工作走行輪的激振力隨著垂直靜壓力的增大而增大，這將能大大提高道碴充填和密實(shí)的效果。

(3) 激振器的振動頻率增大，激振力也會相應(yīng)的隨之增大，但在增大幅度上并不明顯。

(4) 實(shí)際中對新型線路采用25～28 Hz，既有線路采用29～30 Hz比較合理，激振力已經(jīng)能夠滿足作業(yè)需要，且較低頻率的采用也能在一定程度上延長軸承等耗損件的壽命。

2.3 板彈簧動力學(xué)載荷譜

為了更詳細(xì)的研究穩(wěn)定裝置中關(guān)鍵部件的受力情況，還需要借助有限元方法進(jìn)一步對其工作過程的應(yīng)力應(yīng)變狀態(tài)進(jìn)行分析。新型穩(wěn)定裝置中的懸掛板彈簧是傳遞激振器振動和激振力的關(guān)鍵部件，所以詳細(xì)分析其工作受力、工作壽命對于保證工作效率，保障安全生產(chǎn)都有重要的意義。根據(jù)圖5中的規(guī)律，現(xiàn)將最大激振力時，即垂向靜壓力240 kN，振動頻率45 Hz時的板彈簧的載荷譜導(dǎo)出，如圖6所示為板彈簧下端與激振器的螺栓鏈接之一的三個軸向的受力情況，供分析其動力學(xué)響應(yīng)使用(共三個連接，篇幅原因僅在文中畫出其中一個)。

圖5 不同工況各走行輪總激振力有效值Fig.5 Effective value of total vibrating force of walking wheels in different working conditions

3 懸掛彈簧動力學(xué)響應(yīng)分析

3.1 擴(kuò)展有限元分析及樣機(jī)結(jié)果對比

本文即借助有限元軟件ABAQUS，采用XFEM方法對板彈簧進(jìn)行有限元建模分析。從圖6可以看出板彈簧在X方向(沿軌道方向)的受力相對其他兩個方向受力非常小，在接下來的動態(tài)響應(yīng)分析中將予以忽略，并將另外兩個方向的載荷譜做簡化作為邊界條件加載以簡化計算時間。有限元計算后，板彈簧隨加載時間的應(yīng)力情況如圖7所示。其受力特點(diǎn)如下：① 彈簧下部曲線過渡邊緣出現(xiàn)應(yīng)力集中；② 在仿真開始不久(時間步0.544 s時)裂紋開始產(chǎn)生；③ 裂紋繼續(xù)擴(kuò)展；④ 在接近完成仿真時間2 s時裂紋長度已經(jīng)達(dá)到失效

長度，同時裂紋方向發(fā)生了變化已轉(zhuǎn)至水平方向，且板彈簧下端發(fā)生彎卷。仿真結(jié)果表明懸掛彈簧下端在較短時間內(nèi)發(fā)生了斷裂，且斷裂一直隨時間擴(kuò)展直至失效。

圖6 板彈簧載荷譜Fig.6 Loading history of hanging board

圖7 擴(kuò)展有限元仿真結(jié)果Fig.7 Simulation result of XFEM

3.2 樣機(jī)實(shí)驗(yàn)

有限元的仿真結(jié)果說明在此工況下現(xiàn)行結(jié)構(gòu)的板彈簧強(qiáng)度不足，仍有必要改進(jìn)以保證正常工作壽命。將此結(jié)果與工廠技術(shù)部分討論后，在提前做好安全防范措施的前提下進(jìn)行了樣機(jī)試驗(yàn)，圖8為實(shí)驗(yàn)裝置，工作人員在做最后檢查，實(shí)驗(yàn)結(jié)果與仿真結(jié)果一樣，板彈簧作為傳遞振動的關(guān)鍵部件很快出現(xiàn)裂紋并失效，如圖9所示。試驗(yàn)中板彈簧的裂紋位置及開裂方向與仿真一致，很好的說明了虛擬樣機(jī)數(shù)據(jù)的可信性，能夠?yàn)獒槍π滦徒Y(jié)構(gòu)的板彈簧強(qiáng)度設(shè)計的改進(jìn)提供有力數(shù)據(jù)支撐。

圖8 新型穩(wěn)定裝置樣機(jī)試驗(yàn)Fig.8 Prototype of new stabilizing device

圖9 樣機(jī)中失效板彈簧Fig.9 Failed hanging board

4 結(jié) 論

(1) 利用ADAMS軟件建立了新型穩(wěn)定裝置的虛擬樣機(jī)，并在其工作有效范圍內(nèi)各取三組激振頻率和垂直靜壓力對裝置工作進(jìn)行仿真，仿真結(jié)果證明新型穩(wěn)定裝置能夠有效地模擬列車對軌道的動力作用，并且符合實(shí)際作業(yè)的標(biāo)準(zhǔn)。

(2) 通過仿真結(jié)果可以看出工作走行輪的激振力隨著垂直靜壓力的增大而增大，這將能大大提高道碴充填和密實(shí)的效果。激振器的振動頻率增大，激振力也會相應(yīng)的隨之增大，但在增大幅度上并不明顯。實(shí)際中對新型線路采用25～28 Hz，既有線路采用29～30 Hz比較合理，激振力已經(jīng)能夠滿足作業(yè)需要，且較低頻率的采用也能在一定范圍上延長軸承等耗損件的壽命。

(3) 將穩(wěn)定裝置的關(guān)鍵部件板彈簧的載荷譜提取并運(yùn)用擴(kuò)展有限元方法對其進(jìn)行應(yīng)力分析，結(jié)果表明現(xiàn)行板彈簧的結(jié)構(gòu)并不合理，強(qiáng)度不能滿足工作狀態(tài)下的載荷譜需求，實(shí)際樣機(jī)試驗(yàn)也證明了擴(kuò)展有限元結(jié)果的有效性，板彈簧有必要在后期進(jìn)行再設(shè)計以滿足新型穩(wěn)定裝置的工作要求。

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A new type of stabilizing device for a dynamic track stabilizer based on virtual prototype technology

HAN Shichang1, HUANG Yayu1, HU Bin2

(1. School of Mechanical and Electrical Engineering, Kunming University of Science and Technology，Kunming 650500, China;2. China Railway Large Maintenance Machinery CO.,LTD. Kunming 650217, China)

Virtual prototype technology combined with the rigid-flexible coupled multi-body dynamics was applied in this study for a newly developed stabilizing device of a dynamic track stabilizer. The virtual prototype for the new stabilizing device was modeled using ADAMS software. 3 sets of exciting frequencies and vertical static pressures in its effective working range were introduced in the device’s simulation. The dynamic responses of the new device were analyzed from both exciting frequency and exciting force aspects, and they were compared with working parameters of the current stabilizing device and the situation of the real vehicle operation. The effects of exciting frequency and vertical static pressure on the exciting force of the new device were studied. Aiming at the working features of the new device, the simulated realtime load spectrum of key parts was extracted, the new device was analyzed with the extended FE method. The simulation results agreed well with those of the physical prototype tests. The simulation results of the virtual prototype for the new device provided a reference for further improving the new stabilizing device.

dynamic stabilizer; new stabilizing device; virtual prototype; extended finite element method

2015-07-23 修改稿收到日期：2015-11-02

韓世昌 男，博士生，1985年7月生

黃亞宇 男，碩士，教授，1962年7月生

E-mail:731968982@qq.com

TP391.9；U273.4

A

10.13465/j.cnki.jvs.2016.21.034