動(dòng)力穩(wěn)定車穩(wěn)定裝置剛?cè)狁詈戏抡娣治?/h1>
2016-09-07 07:48:01曹芳鳴
新技術(shù)新工藝 2016年5期
曹芳鳴
(山東濟(jì)北黃河浮橋有限公司，山東 濟(jì)南 250121)
?
動(dòng)力穩(wěn)定車穩(wěn)定裝置剛?cè)狁詈戏抡娣治?/p>
曹芳鳴
(山東濟(jì)北黃河浮橋有限公司，山東 濟(jì)南 250121)
為探明齒輪的彈性變形對動(dòng)力穩(wěn)定裝置動(dòng)力學(xué)性能的影響，把齒輪看作柔性體進(jìn)行仿真分析。通過對比穩(wěn)定裝置的剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)與多剛體系統(tǒng)的驅(qū)動(dòng)軸旋轉(zhuǎn)角速度和輪軌接觸力，來確定齒輪的彈性變形對穩(wěn)定裝置的動(dòng)力學(xué)特性的影響，得出將齒輪考慮為柔性體時(shí)更接近實(shí)際工況的結(jié)論。比較3個(gè)激振頻率時(shí)輪軌間接觸力，確定了輪軌接觸力與激振頻率并非正相關(guān)。
穩(wěn)定裝置；齒輪；彈性變形；動(dòng)力學(xué)特性
大型養(yǎng)路機(jī)械是新建和維護(hù)鐵路線路的中堅(jiān)力量，為鐵路運(yùn)輸安全和全面提速提供了保障。動(dòng)力穩(wěn)定車是先進(jìn)的大型養(yǎng)路機(jī)械，能夠模擬列車運(yùn)行時(shí)對軌道產(chǎn)生的壓力和振動(dòng)等綜合設(shè)計(jì)。穩(wěn)定裝置是穩(wěn)定車產(chǎn)生垂直壓力和水平激振力的裝置[1]，能夠使新建或大修后的鐵路道砟重新排列達(dá)到密實(shí)，并使軌道均勻下沉到預(yù)定下沉量，從而提高線路橫向阻力，為列車提速提供保障。
國內(nèi)穩(wěn)定裝置在作業(yè)過程中出現(xiàn)的主要問題為[2]：箱體底板與枕梁間焊縫出現(xiàn)開裂；滾動(dòng)軸斷裂；鏈接水平油缸的銷軸出現(xiàn)過度磨損。鑒于上述問題，國內(nèi)學(xué)者只是憑借經(jīng)驗(yàn)對箱體的一些結(jié)構(gòu)進(jìn)行改造，對穩(wěn)定裝置動(dòng)力學(xué)特性及穩(wěn)定裝置的優(yōu)化研究較少。由于穩(wěn)定裝置作業(yè)時(shí)激振力較大，本文考慮齒輪工作過程實(shí)際工況，對齒輪進(jìn)行柔性化處理，對比多剛體系統(tǒng)與剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)動(dòng)力學(xué)特性，為穩(wěn)定裝置的優(yōu)化及動(dòng)力學(xué)分析提供依據(jù)。
1 動(dòng)力穩(wěn)定裝置工作原理
動(dòng)力穩(wěn)定裝置是模擬列車對軌道的動(dòng)力作用原理而設(shè)計(jì)的，其工作原理如圖1所示。
圖1 穩(wěn)定裝置工作原理
穩(wěn)定裝置由2只垂直液壓缸、1個(gè)激振器、2個(gè)夾鉗輪、4只夾鉗液壓缸、2只水平液壓缸和4個(gè)行走輪等部分組成。在激振器是將液壓馬達(dá)的轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)化為激振力的能量轉(zhuǎn)換裝置。激振器由主動(dòng)軸、從動(dòng)軸、軸承、對稱安裝偏心塊及1對直齒圓柱齒輪組成。激振器工作時(shí)，由液壓馬達(dá)帶動(dòng)主動(dòng)軸旋轉(zhuǎn)，再通過齒輪傳動(dòng)驅(qū)動(dòng)從動(dòng)軸產(chǎn)生水平激振力，調(diào)節(jié)液壓馬達(dá)的轉(zhuǎn)速可以改變激振器的振動(dòng)頻率。
2 動(dòng)力穩(wěn)定裝置的建模及參數(shù)設(shè)置
2.1動(dòng)力穩(wěn)定裝置建模
在三維軟件UG中建立穩(wěn)定裝置簡化模型，將模型導(dǎo)入ADAMS軟件中，通過ADAMS仿真平臺(tái)對穩(wěn)定裝置作業(yè)狀況進(jìn)行模擬分析。考慮實(shí)際工作狀態(tài)下齒輪間嚙合過程的彈性變形[3]，將齒輪考慮為柔性體，通過在ANSYS軟件中生成齒輪柔性體文件[4]，再將中性文件導(dǎo)入ADAMS軟件中。在ADAMS軟件中添加相應(yīng)運(yùn)動(dòng)副[5]，齒輪間定義碰撞接觸，液壓模型簡化為集中力，在驅(qū)動(dòng)軸上添加驅(qū)動(dòng)角速度，使用函數(shù)step(time，0,0,0.01,12600d)+ step(time，0.01,0,0.5,0)，使得驅(qū)動(dòng)軸在0.01 s內(nèi)平緩作用，然后勻速轉(zhuǎn)動(dòng)。
2.2 齒輪間接觸參數(shù)計(jì)算
仿真過程的重點(diǎn)是碰撞力參數(shù)確定，接觸剛度、非線性指數(shù)、阻尼系數(shù)、最大阻尼時(shí)擊穿深度、接觸面靜態(tài)及動(dòng)態(tài)摩擦因數(shù)等參數(shù)。ADAMS軟件中基于Impact函數(shù)的碰撞力是根據(jù)剛度系數(shù)和阻尼系數(shù)來計(jì)算的[6]。根據(jù)Hertz碰撞理論[7]，考慮接觸面積為圓時(shí)有：
(1)
式中，δ是變形；a是接觸圓等效半徑；R是齒輪接觸等效半徑；P是接觸法向力；E*是等效彈性模量。
由式1可得撞擊時(shí)接觸法向力P和變形δ關(guān)系為：
(2)
式中，K是齒輪碰撞剛度，取決于撞擊物體的材料和結(jié)構(gòu)形狀。
(3)
式中，R=R1R2/(R1+R2)，R1、R2分別是齒輪、齒條在嚙合點(diǎn)的當(dāng)量半徑(由于齒輪的齒高和分度圓半徑相比較小，因此，其變動(dòng)范圍較小，可以近似以分度圓半徑來代替齒輪接觸點(diǎn)當(dāng)量半徑)。
(4)
式中，μ1和μ2分別是接觸物體材料的泊松比；E1和E2分別是接觸物體材料的彈性模量。
由上述各式求得齒輪碰撞剛度系數(shù)K為8.7×105N/mm3/2，接觸阻尼系數(shù)C為870N·s/mm，取碰撞力指數(shù)e=1.5，最大阻尼時(shí)的擊穿深度d=0.1mm。根據(jù)上述假設(shè)及計(jì)算結(jié)果，建立穩(wěn)定裝置剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)仿真分析模型(見圖2)。
圖2 穩(wěn)定裝置剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型
3 動(dòng)力穩(wěn)定裝置剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)分析
動(dòng)力穩(wěn)定裝置的作業(yè)效果主要體現(xiàn)為對道砟橫向作用力響應(yīng)特性，根據(jù)動(dòng)力穩(wěn)定車的實(shí)際運(yùn)行情況，在計(jì)算中車輛運(yùn)行速度取值為2.5 km/h。
3.1驅(qū)動(dòng)軸旋轉(zhuǎn)角速度對比分析
齒輪采用柔性模型和剛性模型時(shí)[8-9]齒輪軸的質(zhì)心在Y向的轉(zhuǎn)動(dòng)角速度如圖3所示。從圖3可以看出，將齒輪考慮為柔性體或剛性體時(shí)，驅(qū)動(dòng)軸旋轉(zhuǎn)角速度基本一致，齒輪為柔性體時(shí)波動(dòng)比較小，這是由于柔性體齒輪在嚙合過程吸收部分沖擊能量，從而波動(dòng)較小，更接近實(shí)際情況。
圖3 驅(qū)動(dòng)軸角速度
3.2輪軌間作用力對比分析
由于穩(wěn)定裝置4個(gè)滾輪與軌道接觸模型相同，因此只取某一個(gè)滾輪與軌道作為分析。齒輪采用柔性模型和剛性模型時(shí)，穩(wěn)定裝置的滾輪與軌道橫向作用力的對比圖如圖4所示。從圖4可以看出，接觸力的大小基本一致；將齒輪考慮為柔性體時(shí)，接觸力出現(xiàn)峰值的時(shí)間相對延緩。
圖4 輪軌橫向接觸力對比圖
3.3不同激振頻率接觸力對比
針對穩(wěn)定裝置的底板出現(xiàn)開裂的問題，本文通過對比不同激振頻率，分析輪軌間的作用力，判斷輪軌間接觸力與激振頻率間的關(guān)系。激振頻率分別為35、30和25 Hz時(shí)的接觸力如圖5所示。
圖5 輪軌橫向接觸力與激振頻率的關(guān)系
從圖5可以看出，在3個(gè)頻率下，輪軌間接觸力變化趨勢基本相同，當(dāng)激振頻率為35 Hz時(shí)，輪軌接觸力為12 177 N；當(dāng)激振頻率為30 Hz時(shí)，輪軌接觸力為12 098 N；當(dāng)激振頻率為25 Hz時(shí)，輪軌接觸力為12 778 N。因此，穩(wěn)定裝置對軌道作用與激振頻率之間并非正相關(guān)。
以往的經(jīng)驗(yàn)認(rèn)為，激振頻率越大，輪軌間接觸力越大，導(dǎo)致穩(wěn)定車作業(yè)時(shí)采用較大的激振頻率，結(jié)果出現(xiàn)箱體底板與枕梁間的焊縫開裂現(xiàn)象。通過比較3個(gè)頻率時(shí)輪軌間的接觸力，可以得到穩(wěn)定車作業(yè)時(shí)應(yīng)該根據(jù)實(shí)際工況選擇最佳激振頻率，而非采用較大的激振頻率。
4 結(jié)語
對比分析剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)與多剛體系統(tǒng)的驅(qū)動(dòng)軸的角速度和輪軌接觸力特征發(fā)現(xiàn)，考慮齒輪柔性狀的剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)，齒輪間沖擊較小，并且驅(qū)動(dòng)軸的角速度誤差較小。對比剛?cè)狁詈系南到y(tǒng)和多剛體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)的影響發(fā)現(xiàn)，剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)輪軌接觸力的峰值時(shí)間比多剛體系統(tǒng)峰值時(shí)間有滯后。比較3個(gè)激振頻率下輪軌間的接觸力發(fā)現(xiàn)，輪軌間的接觸力與激振頻率并非正相關(guān)，因此，在動(dòng)力穩(wěn)定車作業(yè)時(shí)，應(yīng)根據(jù)實(shí)際工況選擇最佳激振頻率，而非采用較大的激振頻率。
[1] 毛必顯.軌道動(dòng)力穩(wěn)定車[M].北京：中國鐵道出版社，2008.
[2] 杜利偉.WD320穩(wěn)定裝置結(jié)構(gòu)改造研究[J].機(jī)車車輛工藝,2005(6):6-7.
[3] 華征.200KW非道路車輛變速器齒輪嚙合特性研究[D]. 鎮(zhèn)江:江蘇大學(xué)，2014.
[4] 李世蕓.ANSYS9.0基礎(chǔ)及應(yīng)用實(shí)例[M].北京：中國科學(xué)文化出版社，2005.
[5] 陳志偉，董月亮.MSC Adams多體動(dòng)力學(xué)仿真基礎(chǔ)與實(shí)例解析[M].北京：中國水利水電出版社，2012.
[6] 于殿勇，錢玉進(jìn).基于ADAMS動(dòng)力學(xué)仿真參數(shù)設(shè)置的研究[J].計(jì)算機(jī)仿真, 2006,23(9):103-107,183.
[7] 戴洪光.基于ADAMS平臺(tái)的柔性體仿真理論的若干研究[D].合肥：合肥工業(yè)大學(xué),2008.
[8] 李笑.剛?cè)狁詈限D(zhuǎn)K6轉(zhuǎn)向架動(dòng)力學(xué)性能研究[D]. 成都：西南交通大學(xué),2009.
[9] 師玲萍. 高速鐵道車輛焊接轉(zhuǎn)向架材質(zhì)性能和實(shí)踐分析[J]. 新技術(shù)新工藝, 2015(5):125-127.
責(zé)任編輯鄭練
Rigid-flexible Coupling Simulation Analysis of Dynamic Stability Device
CAO Fangming
(Shandong Jibei Yellow River Bateau Bridge Limited Company, Jinan 250121, China)
The simulation on the elastic gear dynamics is done in order to investigats the effect of gear’s elastic deformation on stabilizer dynamics. Through the comparison of stabilizer’s drive shaft rotation angle speed and wheel-rail contact force in the rigid- flexible coupling system and multi-rigid-body system, determine the influence of the gear’s elastic deformation on the stabilizer dynamic characteristic. The gear is more close to the actual condition when deal with the flexible body. By comparing the contact force between the wheel and rail at the three excitation frequency, the contact force between the wheel and rail is not positive correlation.
stabilizer, gear, elastic deformation, dynamic characteristic
U 216.63+1
A
曹芳鳴(1974-)，男，工程師，主要從事機(jī)械、船舶制造、浮橋運(yùn)行與管理等方面的研究。
2015-12-11
曹芳鳴
(山東濟(jì)北黃河浮橋有限公司，山東 濟(jì)南 250121)
?
動(dòng)力穩(wěn)定車穩(wěn)定裝置剛?cè)狁詈戏抡娣治?/p>
曹芳鳴
(山東濟(jì)北黃河浮橋有限公司，山東 濟(jì)南 250121)
為探明齒輪的彈性變形對動(dòng)力穩(wěn)定裝置動(dòng)力學(xué)性能的影響，把齒輪看作柔性體進(jìn)行仿真分析。通過對比穩(wěn)定裝置的剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)與多剛體系統(tǒng)的驅(qū)動(dòng)軸旋轉(zhuǎn)角速度和輪軌接觸力，來確定齒輪的彈性變形對穩(wěn)定裝置的動(dòng)力學(xué)特性的影響，得出將齒輪考慮為柔性體時(shí)更接近實(shí)際工況的結(jié)論。比較3個(gè)激振頻率時(shí)輪軌間接觸力，確定了輪軌接觸力與激振頻率并非正相關(guān)。
穩(wěn)定裝置；齒輪；彈性變形；動(dòng)力學(xué)特性
大型養(yǎng)路機(jī)械是新建和維護(hù)鐵路線路的中堅(jiān)力量，為鐵路運(yùn)輸安全和全面提速提供了保障。動(dòng)力穩(wěn)定車是先進(jìn)的大型養(yǎng)路機(jī)械，能夠模擬列車運(yùn)行時(shí)對軌道產(chǎn)生的壓力和振動(dòng)等綜合設(shè)計(jì)。穩(wěn)定裝置是穩(wěn)定車產(chǎn)生垂直壓力和水平激振力的裝置[1]，能夠使新建或大修后的鐵路道砟重新排列達(dá)到密實(shí)，并使軌道均勻下沉到預(yù)定下沉量，從而提高線路橫向阻力，為列車提速提供保障。
國內(nèi)穩(wěn)定裝置在作業(yè)過程中出現(xiàn)的主要問題為[2]：箱體底板與枕梁間焊縫出現(xiàn)開裂；滾動(dòng)軸斷裂；鏈接水平油缸的銷軸出現(xiàn)過度磨損。鑒于上述問題，國內(nèi)學(xué)者只是憑借經(jīng)驗(yàn)對箱體的一些結(jié)構(gòu)進(jìn)行改造，對穩(wěn)定裝置動(dòng)力學(xué)特性及穩(wěn)定裝置的優(yōu)化研究較少。由于穩(wěn)定裝置作業(yè)時(shí)激振力較大，本文考慮齒輪工作過程實(shí)際工況，對齒輪進(jìn)行柔性化處理，對比多剛體系統(tǒng)與剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)動(dòng)力學(xué)特性，為穩(wěn)定裝置的優(yōu)化及動(dòng)力學(xué)分析提供依據(jù)。
1 動(dòng)力穩(wěn)定裝置工作原理
動(dòng)力穩(wěn)定裝置是模擬列車對軌道的動(dòng)力作用原理而設(shè)計(jì)的，其工作原理如圖1所示。
圖1 穩(wěn)定裝置工作原理
穩(wěn)定裝置由2只垂直液壓缸、1個(gè)激振器、2個(gè)夾鉗輪、4只夾鉗液壓缸、2只水平液壓缸和4個(gè)行走輪等部分組成。在激振器是將液壓馬達(dá)的轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)化為激振力的能量轉(zhuǎn)換裝置。激振器由主動(dòng)軸、從動(dòng)軸、軸承、對稱安裝偏心塊及1對直齒圓柱齒輪組成。激振器工作時(shí)，由液壓馬達(dá)帶動(dòng)主動(dòng)軸旋轉(zhuǎn)，再通過齒輪傳動(dòng)驅(qū)動(dòng)從動(dòng)軸產(chǎn)生水平激振力，調(diào)節(jié)液壓馬達(dá)的轉(zhuǎn)速可以改變激振器的振動(dòng)頻率。
2 動(dòng)力穩(wěn)定裝置的建模及參數(shù)設(shè)置
2.1動(dòng)力穩(wěn)定裝置建模
在三維軟件UG中建立穩(wěn)定裝置簡化模型，將模型導(dǎo)入ADAMS軟件中，通過ADAMS仿真平臺(tái)對穩(wěn)定裝置作業(yè)狀況進(jìn)行模擬分析。考慮實(shí)際工作狀態(tài)下齒輪間嚙合過程的彈性變形[3]，將齒輪考慮為柔性體，通過在ANSYS軟件中生成齒輪柔性體文件[4]，再將中性文件導(dǎo)入ADAMS軟件中。在ADAMS軟件中添加相應(yīng)運(yùn)動(dòng)副[5]，齒輪間定義碰撞接觸，液壓模型簡化為集中力，在驅(qū)動(dòng)軸上添加驅(qū)動(dòng)角速度，使用函數(shù)step(time，0,0,0.01,12600d)+ step(time，0.01,0,0.5,0)，使得驅(qū)動(dòng)軸在0.01 s內(nèi)平緩作用，然后勻速轉(zhuǎn)動(dòng)。
2.2 齒輪間接觸參數(shù)計(jì)算
仿真過程的重點(diǎn)是碰撞力參數(shù)確定，接觸剛度、非線性指數(shù)、阻尼系數(shù)、最大阻尼時(shí)擊穿深度、接觸面靜態(tài)及動(dòng)態(tài)摩擦因數(shù)等參數(shù)。ADAMS軟件中基于Impact函數(shù)的碰撞力是根據(jù)剛度系數(shù)和阻尼系數(shù)來計(jì)算的[6]。根據(jù)Hertz碰撞理論[7]，考慮接觸面積為圓時(shí)有：
(1)
式中，δ是變形；a是接觸圓等效半徑；R是齒輪接觸等效半徑；P是接觸法向力；E*是等效彈性模量。
由式1可得撞擊時(shí)接觸法向力P和變形δ關(guān)系為：
(2)
式中，K是齒輪碰撞剛度，取決于撞擊物體的材料和結(jié)構(gòu)形狀。
(3)
式中，R=R1R2/(R1+R2)，R1、R2分別是齒輪、齒條在嚙合點(diǎn)的當(dāng)量半徑(由于齒輪的齒高和分度圓半徑相比較小，因此，其變動(dòng)范圍較小，可以近似以分度圓半徑來代替齒輪接觸點(diǎn)當(dāng)量半徑)。
(4)
式中，μ1和μ2分別是接觸物體材料的泊松比；E1和E2分別是接觸物體材料的彈性模量。
由上述各式求得齒輪碰撞剛度系數(shù)K為8.7×105N/mm3/2，接觸阻尼系數(shù)C為870N·s/mm，取碰撞力指數(shù)e=1.5，最大阻尼時(shí)的擊穿深度d=0.1mm。根據(jù)上述假設(shè)及計(jì)算結(jié)果，建立穩(wěn)定裝置剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)仿真分析模型(見圖2)。
圖2 穩(wěn)定裝置剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型
3 動(dòng)力穩(wěn)定裝置剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)分析
動(dòng)力穩(wěn)定裝置的作業(yè)效果主要體現(xiàn)為對道砟橫向作用力響應(yīng)特性，根據(jù)動(dòng)力穩(wěn)定車的實(shí)際運(yùn)行情況，在計(jì)算中車輛運(yùn)行速度取值為2.5 km/h。
3.1驅(qū)動(dòng)軸旋轉(zhuǎn)角速度對比分析
齒輪采用柔性模型和剛性模型時(shí)[8-9]齒輪軸的質(zhì)心在Y向的轉(zhuǎn)動(dòng)角速度如圖3所示。從圖3可以看出，將齒輪考慮為柔性體或剛性體時(shí)，驅(qū)動(dòng)軸旋轉(zhuǎn)角速度基本一致，齒輪為柔性體時(shí)波動(dòng)比較小，這是由于柔性體齒輪在嚙合過程吸收部分沖擊能量，從而波動(dòng)較小，更接近實(shí)際情況。
圖3 驅(qū)動(dòng)軸角速度
3.2輪軌間作用力對比分析
由于穩(wěn)定裝置4個(gè)滾輪與軌道接觸模型相同，因此只取某一個(gè)滾輪與軌道作為分析。齒輪采用柔性模型和剛性模型時(shí)，穩(wěn)定裝置的滾輪與軌道橫向作用力的對比圖如圖4所示。從圖4可以看出，接觸力的大小基本一致；將齒輪考慮為柔性體時(shí)，接觸力出現(xiàn)峰值的時(shí)間相對延緩。
圖4 輪軌橫向接觸力對比圖
3.3不同激振頻率接觸力對比
針對穩(wěn)定裝置的底板出現(xiàn)開裂的問題，本文通過對比不同激振頻率，分析輪軌間的作用力，判斷輪軌間接觸力與激振頻率間的關(guān)系。激振頻率分別為35、30和25 Hz時(shí)的接觸力如圖5所示。
圖5 輪軌橫向接觸力與激振頻率的關(guān)系
從圖5可以看出，在3個(gè)頻率下，輪軌間接觸力變化趨勢基本相同，當(dāng)激振頻率為35 Hz時(shí)，輪軌接觸力為12 177 N；當(dāng)激振頻率為30 Hz時(shí)，輪軌接觸力為12 098 N；當(dāng)激振頻率為25 Hz時(shí)，輪軌接觸力為12 778 N。因此，穩(wěn)定裝置對軌道作用與激振頻率之間并非正相關(guān)。
以往的經(jīng)驗(yàn)認(rèn)為，激振頻率越大，輪軌間接觸力越大，導(dǎo)致穩(wěn)定車作業(yè)時(shí)采用較大的激振頻率，結(jié)果出現(xiàn)箱體底板與枕梁間的焊縫開裂現(xiàn)象。通過比較3個(gè)頻率時(shí)輪軌間的接觸力，可以得到穩(wěn)定車作業(yè)時(shí)應(yīng)該根據(jù)實(shí)際工況選擇最佳激振頻率，而非采用較大的激振頻率。
4 結(jié)語
對比分析剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)與多剛體系統(tǒng)的驅(qū)動(dòng)軸的角速度和輪軌接觸力特征發(fā)現(xiàn)，考慮齒輪柔性狀的剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)，齒輪間沖擊較小，并且驅(qū)動(dòng)軸的角速度誤差較小。對比剛?cè)狁詈系南到y(tǒng)和多剛體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)的影響發(fā)現(xiàn)，剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)輪軌接觸力的峰值時(shí)間比多剛體系統(tǒng)峰值時(shí)間有滯后。比較3個(gè)激振頻率下輪軌間的接觸力發(fā)現(xiàn)，輪軌間的接觸力與激振頻率并非正相關(guān)，因此，在動(dòng)力穩(wěn)定車作業(yè)時(shí)，應(yīng)根據(jù)實(shí)際工況選擇最佳激振頻率，而非采用較大的激振頻率。
[1] 毛必顯.軌道動(dòng)力穩(wěn)定車[M].北京：中國鐵道出版社，2008.
[2] 杜利偉.WD320穩(wěn)定裝置結(jié)構(gòu)改造研究[J].機(jī)車車輛工藝,2005(6):6-7.
[3] 華征.200KW非道路車輛變速器齒輪嚙合特性研究[D]. 鎮(zhèn)江:江蘇大學(xué)，2014.
[4] 李世蕓.ANSYS9.0基礎(chǔ)及應(yīng)用實(shí)例[M].北京：中國科學(xué)文化出版社，2005.
[5] 陳志偉，董月亮.MSC Adams多體動(dòng)力學(xué)仿真基礎(chǔ)與實(shí)例解析[M].北京：中國水利水電出版社，2012.
[6] 于殿勇，錢玉進(jìn).基于ADAMS動(dòng)力學(xué)仿真參數(shù)設(shè)置的研究[J].計(jì)算機(jī)仿真, 2006,23(9):103-107,183.
[7] 戴洪光.基于ADAMS平臺(tái)的柔性體仿真理論的若干研究[D].合肥：合肥工業(yè)大學(xué),2008.
[8] 李笑.剛?cè)狁詈限D(zhuǎn)K6轉(zhuǎn)向架動(dòng)力學(xué)性能研究[D]. 成都：西南交通大學(xué),2009.
[9] 師玲萍. 高速鐵道車輛焊接轉(zhuǎn)向架材質(zhì)性能和實(shí)踐分析[J]. 新技術(shù)新工藝, 2015(5):125-127.
責(zé)任編輯鄭練
Rigid-flexible Coupling Simulation Analysis of Dynamic Stability Device
CAO Fangming
(Shandong Jibei Yellow River Bateau Bridge Limited Company, Jinan 250121, China)
The simulation on the elastic gear dynamics is done in order to investigats the effect of gear’s elastic deformation on stabilizer dynamics. Through the comparison of stabilizer’s drive shaft rotation angle speed and wheel-rail contact force in the rigid- flexible coupling system and multi-rigid-body system, determine the influence of the gear’s elastic deformation on the stabilizer dynamic characteristic. The gear is more close to the actual condition when deal with the flexible body. By comparing the contact force between the wheel and rail at the three excitation frequency, the contact force between the wheel and rail is not positive correlation.
stabilizer, gear, elastic deformation, dynamic characteristic
U 216.63+1
A
曹芳鳴(1974-)，男，工程師，主要從事機(jī)械、船舶制造、浮橋運(yùn)行與管理等方面的研究。
2015-12-11
