陳文韜，陳政清，封周權(quán)，沈龍江，樊友權(quán)

滾珠絲杠式電渦流阻尼減振器端部連接結(jié)構(gòu)的受力分析

陳文韜1, 4，陳政清1, 3，封周權(quán)1, 3，沈龍江2，樊友權(quán)4

(1. 湖南大學(xué) 風(fēng)工程與橋梁工程湖南省重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，湖南 長(zhǎng)沙 410082；2. 中車株洲電力機(jī)車有限公司，湖南 株洲 412001；3. 湖南大學(xué) 汽車車身先進(jìn)設(shè)計(jì)制造國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，湖南 長(zhǎng)沙 410082；4. 湖南聯(lián)誠(chéng)軌道裝備有限公司，湖南 株洲 412001)

為了分析旋轉(zhuǎn)阻尼力矩對(duì)減振器和慣容器一體化裝置的影響，以滾珠絲杠式電渦流阻尼減振器為對(duì)象，開展端部連接結(jié)構(gòu)的受力分析和有限元仿真模擬，對(duì)比分析5種載荷加載工況下關(guān)節(jié)套和橡膠層的應(yīng)力、接觸應(yīng)力、應(yīng)變的分布和變化。研究發(fā)現(xiàn)扭轉(zhuǎn)力矩和偏轉(zhuǎn)力矩增大了關(guān)節(jié)套、橡膠層的應(yīng)力和變形，并且使應(yīng)力和變形分布形成了偏移；旋轉(zhuǎn)阻尼力矩對(duì)關(guān)節(jié)套和橡膠層的應(yīng)力變化影響較小，變化率不超過3.3%，但是對(duì)橡膠層的變形影響較大，變化率達(dá)到12.3%。最后，試驗(yàn)測(cè)試旋轉(zhuǎn)阻尼力矩對(duì)端部連接結(jié)構(gòu)偏轉(zhuǎn)的影響，最大偏轉(zhuǎn)角度為1.8°。研究結(jié)果對(duì)端部連接結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)、校核和優(yōu)化具有重要借鑒意義。

慣容器；端部連接結(jié)構(gòu)；受力分析；有限元分析；結(jié)構(gòu)優(yōu)化

合理的懸掛系統(tǒng)是保證軌道車輛運(yùn)行安全性、平穩(wěn)性和舒適性的前提，軌道車輛運(yùn)行速度越快，對(duì)懸掛系統(tǒng)的要求越高[1?2]。慣容器的提出為被動(dòng)式彈簧?阻尼(Spring-Damper，SD)的減振性能提升帶來了新的研究方向，慣容器?彈簧?阻尼(Inerter- Spring-Damper，ISD)懸掛結(jié)構(gòu)在土木、汽車、摩托車、艦船、鐵路機(jī)車等工程領(lǐng)域的應(yīng)用成為了研究熱點(diǎn)[4?7]。在軌道車輛懸掛方面，孫曉強(qiáng)等[3, 8?10]基于橫向或者垂向振動(dòng)耦合方程，采用傳遞函數(shù)法或狀態(tài)空間方程法分析了ISD懸掛結(jié)構(gòu)的可行性，發(fā)現(xiàn)多數(shù)ISD結(jié)構(gòu)能有效提升列車運(yùn)行品質(zhì)，但部分結(jié)構(gòu)反而會(huì)惡化懸掛系統(tǒng)的隔振性能。總體來看，ISD懸掛結(jié)構(gòu)的研究主要集中在慣容器的實(shí)現(xiàn)形式、ISD懸掛結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、慣容器對(duì)懸掛結(jié)構(gòu)減振性能的影響等3個(gè)方面[6?12]?？紤]到成本、實(shí)現(xiàn)難度、空間限制和集成化等方面的要求，ISD懸掛一體化[7]是實(shí)現(xiàn)ISD結(jié)構(gòu)代替SD結(jié)構(gòu)最方便直接的設(shè)計(jì)思路。機(jī)車車輛減振器通過端部連接結(jié)構(gòu)與轉(zhuǎn)向架(或車體)相連，對(duì)受到的高頻振動(dòng)起到吸收和衰減作用并且可以實(shí)現(xiàn)一定角度的扭轉(zhuǎn)和偏轉(zhuǎn)，直接影響減振器的整體剛度和使用壽命。減振器的端部連接主要采用桿連接式和環(huán)連接式[13]，本文采用的環(huán)連接式包括關(guān)節(jié)套、連接桿和橡膠關(guān)節(jié)，如圖1所示。端部連接結(jié)構(gòu)失效將導(dǎo)致減振器喪失減振效能，嚴(yán)重時(shí)可能對(duì)列車、軌道旁的鐵路通信設(shè)施和人員造成安全隱患，應(yīng)該得到充分重視。樊友權(quán)[14]分析行車信息表明橡膠關(guān)節(jié)松動(dòng)或橡膠與金屬剝離是減振器失效的常見原因之一，采用仿真和試驗(yàn)方法分析關(guān)節(jié)套等零件的受力、失效模式，并對(duì)關(guān)節(jié)套結(jié)構(gòu)和連接方式進(jìn)行優(yōu)化。陳瑞等[15]分析了環(huán)連接式減振器的關(guān)節(jié)套受力情況，進(jìn)行了有限元分析，指出殘余應(yīng)力對(duì)關(guān)節(jié)套的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度有較大影響，并對(duì)關(guān)節(jié)套結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)。傳統(tǒng)油壓減振器基于摩擦原理工作，而滾珠絲杠式電渦流阻尼減振器基于電磁感應(yīng)和楞次定律實(shí)現(xiàn)阻尼減振耗能，其工作時(shí)在定子上形成阻礙轉(zhuǎn)子運(yùn)動(dòng)的阻尼力矩(以下稱為旋轉(zhuǎn)阻尼力矩)，而這個(gè)力矩將同樣對(duì)減振器的端部連接結(jié)構(gòu)產(chǎn)生影響。目前為止，還沒有發(fā)現(xiàn)這方面文獻(xiàn)，本文針對(duì)此問題進(jìn)行研究。

圖1 環(huán)連接式端部連接結(jié)構(gòu)示意圖

1 工作原理

1.1 慣容器的工作原理

Smith[16]根據(jù)機(jī)電相似理論首先提出慣容器的概念，并將它定義為一個(gè)兩端點(diǎn)元件，如圖2所示，理想慣容器所受到的力與兩端點(diǎn)的相對(duì)加速度成正比，比例系數(shù)稱為慣質(zhì)系數(shù)或者慣容：

其中：F為慣容器兩端所受力；b為慣質(zhì)系數(shù)；其具有質(zhì)量的量綱，a2和a1為慣容器兩端的加速度。

由定義可知慣容器的基本特征是具有2個(gè)自由端點(diǎn)并且能夠放大慣性[7]，一般由端點(diǎn)、傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和慣性機(jī)構(gòu)3個(gè)部分組成。其中，慣性機(jī)構(gòu)有一個(gè)質(zhì)量塊，在兩端點(diǎn)相對(duì)加速度作用下產(chǎn)生旋轉(zhuǎn)慣性或平動(dòng)慣性；傳動(dòng)機(jī)構(gòu)實(shí)際上也是一種力放大機(jī)構(gòu)。目前，慣容器根據(jù)實(shí)現(xiàn)形式不同可以分為機(jī)械式和流體式兩大類，機(jī)械式主要有齒輪齒條式、滾珠絲杠式和扭轉(zhuǎn)式等；流體式主要有液壓活塞式、液壓泵式和液力式等[6]。根據(jù)滾珠絲杠副的工作原理可知滾珠絲杠式慣容器的慣質(zhì)系數(shù)為：

其中：P為滾珠絲杠副的導(dǎo)程；為旋轉(zhuǎn)部件的轉(zhuǎn)動(dòng)慣量。

1.2 滾珠絲杠式電渦流阻尼減振器工作原理

電渦流阻尼技術(shù)是基于電磁感應(yīng)原理發(fā)展而來的，與傳統(tǒng)的基于摩擦阻尼技術(shù)相比有很多優(yōu)點(diǎn)，現(xiàn)在廣泛應(yīng)用在減振和制動(dòng)領(lǐng)域[17]。如圖3所示滾珠絲杠式電渦流阻尼減振器，主要由左右端點(diǎn)(關(guān)節(jié)套)、滾珠絲杠副、軸承、軸承座、轉(zhuǎn)子和磁場(chǎng)以及定子和導(dǎo)體等構(gòu)成。工作原理是：兩端點(diǎn)在外部振動(dòng)沖擊作用下帶動(dòng)絲桿做軸向運(yùn)動(dòng)，通過滾珠絲杠副將軸向運(yùn)動(dòng)轉(zhuǎn)化為螺母及其連接的轉(zhuǎn)子和磁場(chǎng)的旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，因此磁場(chǎng)和定子上的導(dǎo)體即產(chǎn)生了切割磁感線的運(yùn)動(dòng)，從而在導(dǎo)體中感應(yīng)產(chǎn)生電渦流，根據(jù)楞次定律，電渦流感應(yīng)磁場(chǎng)阻礙導(dǎo)體和原磁場(chǎng)的相對(duì)運(yùn)動(dòng)，即產(chǎn)生了電渦流阻尼。同時(shí)，導(dǎo)體中的感應(yīng)電渦流是閉環(huán)的，通過導(dǎo)體的電阻效應(yīng)可以很快將振動(dòng)能量轉(zhuǎn)換為熱能耗散出去，到達(dá)耗能減振的目的。

圖3所示滾珠絲杠式電渦流阻尼減振器同時(shí)也是一個(gè)慣容器，首先，它具有2個(gè)自由端點(diǎn)；其次，工作時(shí)轉(zhuǎn)子的旋轉(zhuǎn)將產(chǎn)生旋轉(zhuǎn)慣性；最后，采用滾珠絲杠副作為傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，而它本身也是一種力放大機(jī)構(gòu)，能夠?qū)⑿D(zhuǎn)慣性放大。因此，滾珠絲杠式電渦流阻尼減振器實(shí)現(xiàn)了滾珠絲杠式慣容器、電渦流阻尼減振器的并聯(lián)式一體化設(shè)計(jì)。

圖3 滾珠絲杠式電渦流阻尼減振器示意圖

2 端部連接結(jié)構(gòu)受力分析

減振器通過橡膠關(guān)節(jié)與轉(zhuǎn)向架(或車體)相連，橡膠關(guān)節(jié)過盈壓裝在關(guān)節(jié)套內(nèi)與活塞桿連接。以某型號(hào)減振器為例，阻尼特性和橡膠關(guān)節(jié)的技術(shù)要求如表1和2。

表1 減振器的阻尼特性要求

注：阻尼力公差為15%。

表2 橡膠關(guān)節(jié)的技術(shù)要求

關(guān)節(jié)套和橡膠關(guān)節(jié)通過過盈配合連接并傳遞力作用，在正常情況下兩者其實(shí)是固定連接在一起的，任一組件受到的力都是端部連接結(jié)構(gòu)受到的合力，在此以關(guān)節(jié)套為對(duì)象進(jìn)行受力分析。

1) 軸向力

滾珠絲杠式電渦流阻尼減振器工作時(shí)，關(guān)節(jié)套受到的軸向力大小等于要求的阻尼力大小。由表1可知，本文中軸向力最大值為0.1 m/s時(shí)的最大公差值，取為max=25 kN。

2) 內(nèi)壁正壓力

橡膠關(guān)節(jié)裝配時(shí)過盈壓裝在關(guān)節(jié)套內(nèi)，因此橡膠層的預(yù)壓縮導(dǎo)致關(guān)節(jié)套和外缸套接觸面受到壓力。根據(jù)試驗(yàn)驗(yàn)證，橡膠關(guān)節(jié)的卸載需要15 kN左右的壓力[14]，可以認(rèn)為關(guān)節(jié)套內(nèi)壁受到最大摩擦力為15 kN，由手冊(cè)可知滑動(dòng)摩擦因數(shù)為0.2，則關(guān)節(jié)套內(nèi)壁受到最大正壓力為75 kN。

3) 橡膠關(guān)節(jié)偏轉(zhuǎn)和扭轉(zhuǎn)引起的力矩

列車運(yùn)行時(shí)由于風(fēng)致振動(dòng)、過曲線和隧道等原因，減振器在工作過程中受到的振動(dòng)沖擊不完全是軸向的，橡膠關(guān)節(jié)可能受到偏轉(zhuǎn)力矩和扭轉(zhuǎn)力矩的作用，因此有扭轉(zhuǎn)和偏轉(zhuǎn)的技術(shù)要求，如表2所示。橡膠關(guān)節(jié)偏轉(zhuǎn)和扭轉(zhuǎn)引起的力矩是靜力矩作用，力矩值的大小計(jì)算如下：

4) 旋轉(zhuǎn)阻尼力矩

在電渦流阻尼產(chǎn)生過程中，導(dǎo)體中電渦流感應(yīng)磁場(chǎng)在阻礙原磁場(chǎng)(轉(zhuǎn)子)的相對(duì)運(yùn)動(dòng)時(shí)，自身也受到一個(gè)大小相等，方向相反的力矩作用。滾珠絲杠式電渦流阻尼減振器軸向力由摩擦力、慣性力和電渦流阻尼力3部分構(gòu)成，摩擦力計(jì)算如下：

其中：=0.002 5為滾動(dòng)摩擦因數(shù)，P，1為滾珠絲杠的導(dǎo)程和螺紋外徑，由滾珠絲杠副的型號(hào)SFH4010-3.8可查得P=10 mm，1=38 mm。減振器測(cè)試輸入為正弦信號(hào)，最大相對(duì)加速度為：

其中：0為速度幅值；為行程，由表1可知0=0.1 m/s，=0.012 5 m。因此，由式(1)~(2)可得慣性力的大小為：

因此，電渦流阻尼力最大值：

則旋轉(zhuǎn)阻尼力矩的最大值可由下式計(jì)算：

5) 旋轉(zhuǎn)引起的摩擦力矩

摩擦力矩大小由軸向力的大小和滾珠絲杠副和軸承的旋轉(zhuǎn)摩擦因數(shù)確定：

其中：=0.05 m為減振器的外圓半徑，此摩擦力矩和其他載荷相比很小，在仿真時(shí)不單獨(dú)設(shè)置此項(xiàng)載荷，而是通過適當(dāng)放大旋轉(zhuǎn)阻尼力矩來體現(xiàn)。

6) 焊接殘余應(yīng)力

因?yàn)楹缚p不規(guī)則，在現(xiàn)有工藝中，關(guān)節(jié)套與連接桿之間采用手工焊接，焊件中必然存在殘余應(yīng)力，殘余應(yīng)力的大小與材料、結(jié)構(gòu)、工藝和操作者的水平等相關(guān)。為了便于計(jì)算，假設(shè)焊接殘余應(yīng)力和其他受力是獨(dú)立，總的應(yīng)力為兩者之和。

由上述分析可知，橡膠關(guān)節(jié)將受到除焊接殘余應(yīng)力外的其他5種載荷的作用。滾珠絲杠式電渦流阻尼減振器的端部連接結(jié)構(gòu)受力與對(duì)應(yīng)的油壓減振器有所不同，應(yīng)該對(duì)關(guān)節(jié)套、橡膠關(guān)節(jié)進(jìn)行安全核算，確保其在使用壽命期限內(nèi)具有充分的安全保障。

3 端部連接結(jié)構(gòu)的仿真分析

基于上一節(jié)的受力分析，本文借助ANSYS軟件采用有限元分析法對(duì)端部連接結(jié)構(gòu)進(jìn)行仿真模擬，分析關(guān)節(jié)套、橡膠關(guān)節(jié)的應(yīng)力分布和結(jié)構(gòu)強(qiáng)度。

3.1 仿真模型

根據(jù)表3所示端部連接結(jié)構(gòu)的實(shí)際尺寸，在NX軟件中建立三維模型，導(dǎo)入ANSYS軟件中進(jìn)行有限元分析。整個(gè)端部結(jié)構(gòu)模型包括關(guān)節(jié)套、連接桿以及橡膠關(guān)節(jié)的外缸套、橡膠層和芯軸5個(gè)實(shí)體，根據(jù)實(shí)際工況將關(guān)節(jié)套和橡膠關(guān)節(jié)外缸套接觸面設(shè)定為摩擦接觸，摩擦因數(shù)為0.2，其他接觸均設(shè)定為綁定接觸。采用六面體掃掠和六面體主導(dǎo)方法劃分網(wǎng)格，網(wǎng)格單元為25 245，網(wǎng)格模型如圖4所示。

表3 端部連接結(jié)構(gòu)的參數(shù)

3.2 分析設(shè)置

偏轉(zhuǎn)力矩和扭轉(zhuǎn)力矩相對(duì)其他載荷是獨(dú)立的，由外界振動(dòng)輸入決定，減振器工作時(shí)不一定會(huì)產(chǎn)生；而包括旋轉(zhuǎn)阻尼力矩在內(nèi)的其他載荷是減振器工作時(shí)必將產(chǎn)生的載荷。本文分5種載荷工況進(jìn)行仿真分析：1) 不添加旋轉(zhuǎn)阻尼力矩、偏轉(zhuǎn)力矩、扭轉(zhuǎn)力矩，其他載荷正常；2) 添加旋轉(zhuǎn)阻尼力矩，不添加偏轉(zhuǎn)力矩、扭轉(zhuǎn)力矩；3) 不添加旋轉(zhuǎn)阻尼力矩，其他載荷正常；4) 添加全部載荷，且旋轉(zhuǎn)阻尼力矩和偏轉(zhuǎn)力矩反向；5) 添加全部載荷，且旋轉(zhuǎn)阻尼力矩和偏轉(zhuǎn)力矩同向。將橡膠關(guān)節(jié)芯軸的安裝平面設(shè)置為固定約束，考慮到摩擦阻尼力矩的影響，設(shè)置旋轉(zhuǎn)阻尼力矩為35 N?m，扭轉(zhuǎn)力矩為420 N?m，偏轉(zhuǎn)力矩為384 N?m。

圖4 端部連接結(jié)構(gòu)的網(wǎng)格模型

3.3 結(jié)果分析

圖5～8中，(a)～(e)分別表示上述5種加載工況的分析結(jié)果。圖5是各種加載載荷下關(guān)節(jié)套的應(yīng)力分布，可以發(fā)現(xiàn)：第一，5種工況下應(yīng)力最大值都集中在關(guān)節(jié)套與連接桿接觸位置，但只是呈點(diǎn)狀分布，并未出現(xiàn)連續(xù)的較大應(yīng)力集中區(qū)域。第二，應(yīng)力集中發(fā)生在與連接桿的軸線成55°～90°的關(guān)節(jié)套兩側(cè)區(qū)域。第三，比較圖5(a)與圖5(b)、圖5(c)～5(e)發(fā)現(xiàn)，加載旋轉(zhuǎn)阻尼力矩后應(yīng)力變化很小，加載扭轉(zhuǎn)力矩和偏轉(zhuǎn)力矩時(shí)的應(yīng)力明顯增大。第四，圖5(a)中關(guān)節(jié)套上的應(yīng)力分布是對(duì)稱的，但是加載旋轉(zhuǎn)阻尼力矩、偏轉(zhuǎn)力矩、扭轉(zhuǎn)力矩后應(yīng)力分布出現(xiàn)了偏移。具體來說，加載扭轉(zhuǎn)力矩后，應(yīng)力集中區(qū)域沿著扭轉(zhuǎn)力矩的方向出現(xiàn)偏移；加載旋轉(zhuǎn)阻尼力矩、偏轉(zhuǎn)力矩時(shí)，兩側(cè)的應(yīng)力集中區(qū)域呈現(xiàn)了雙魚尾紋分布，而且2個(gè)端面的魚尾紋分布應(yīng)力大小不對(duì)稱，旋轉(zhuǎn)阻尼力矩、偏轉(zhuǎn)力矩合力指向的端面附近為應(yīng)力最大值。第五，與油壓減振器的受力相比，旋轉(zhuǎn)阻尼力矩產(chǎn)生的應(yīng)力變化較小，最大變化率為3.2%。最后，關(guān)節(jié)套和連接桿的材料為Q345E，材料的屈服極限s≥345 MPa，從5種加載載荷計(jì)算中可以看出，最大應(yīng)力為186.7 MPa，為了保證安全系數(shù)大于1.5，此時(shí)關(guān)節(jié)套與連接桿焊接應(yīng)力應(yīng)該小于43 MPa。

單位：Pa

圖6所示是各種加載載荷下橡膠層的應(yīng)力分布，可以發(fā)現(xiàn)：第一，所有工況中，橡膠層的最大應(yīng)力都處于端面附近，這是因?yàn)檩S向力使得橡膠層向端面擠壓，但是橡膠層又與兩側(cè)的金屬硫化黏接，這種擠壓導(dǎo)致的拉伸作用產(chǎn)生了較大的應(yīng)力。第二，旋轉(zhuǎn)阻尼力矩、偏轉(zhuǎn)力矩、扭轉(zhuǎn)力矩使得橡膠層的應(yīng)力分布同樣出現(xiàn)了偏移，偏移的方向與關(guān)節(jié)套上一致。第三，與油壓減振器的受力相比，旋轉(zhuǎn)阻尼力矩產(chǎn)生的應(yīng)力變化較小，最大變化率為3.25%。第四，技術(shù)要求規(guī)定橡膠層材料的拉伸強(qiáng)度大于20 MPa，從5種加載載荷計(jì)算中可以看出，最大應(yīng)力為2.89 MPa，安全系數(shù)超過6.9。

單位：Pa

圖7所示是各種加載載荷下橡膠層與外缸套及芯軸的接觸應(yīng)力分布，可以發(fā)現(xiàn)：第一，與橡膠層的應(yīng)力分布類似，橡膠層最大接觸應(yīng)力都處于端面附近。第二，圖7(a)中應(yīng)力集中區(qū)域很小，而加載旋轉(zhuǎn)阻尼力矩、偏轉(zhuǎn)力矩、扭轉(zhuǎn)力矩后，橡膠層接觸應(yīng)力出現(xiàn)了條狀的應(yīng)力集中。這是因?yàn)榇藭r(shí)橡膠層相對(duì)外缸套、芯軸產(chǎn)生了偏轉(zhuǎn)和扭轉(zhuǎn)，受擠壓區(qū)域增大導(dǎo)致的。第三，與油壓減振器的受力相比，旋轉(zhuǎn)阻尼力矩產(chǎn)生的接觸應(yīng)力變化較大，最大變化率達(dá)到12.3%。第四，試驗(yàn)檢測(cè)金屬與橡膠黏接強(qiáng)度大于7.5 MPa，從5種加載載荷計(jì)算中可以看出，最大應(yīng)力為10.4 MPa，而平均應(yīng)力最大為1.31 MPa。最大應(yīng)力雖然超過了測(cè)試值，但是最大應(yīng)力只集中在端部的一個(gè)長(zhǎng)條區(qū)域，考慮到仿真時(shí)各種載荷都是采用的最大值，而且平均應(yīng)力遠(yuǎn)小于測(cè)試值，可以確認(rèn)工作過程中金屬與橡膠層不會(huì)產(chǎn)生脫落，但是邊緣位置容易出現(xiàn)起皮等外觀褶皺，影響美觀，需要進(jìn)行專門考慮和優(yōu)化。

單位：Pa

單位：Pa

圖8所示是各種加載載荷下橡膠層的變形，可以發(fā)現(xiàn)：第一，橡膠層的最大變形產(chǎn)生在軸向拉伸方向。第二，加載偏轉(zhuǎn)力矩、扭轉(zhuǎn)力矩后，橡膠層的變形區(qū)域增大，而且變形量增大了2.4倍，同時(shí)力矩使得變形區(qū)域出現(xiàn)與應(yīng)力變化一致的偏移。第三，橡膠層厚度為9.5 mm，從5種加載載荷計(jì)算中可以看出，最大變形為1.14 mm，變形率為12%，遠(yuǎn)小于規(guī)定的40%。第四，與油壓減振器的受力相比，旋轉(zhuǎn)阻尼力矩產(chǎn)生的橡膠層變形變化很小，最大變化率僅為0.6%。

4 端部連接結(jié)構(gòu)的偏轉(zhuǎn)試驗(yàn)

由以上分析可知，理論上旋轉(zhuǎn)阻尼力矩將使端部連接部件產(chǎn)生如下偏轉(zhuǎn)：

本文采用偏轉(zhuǎn)試驗(yàn)進(jìn)行驗(yàn)證，試驗(yàn)在J95型減振器綜合性能試驗(yàn)臺(tái)上進(jìn)行，減振器安裝如圖9所示，絲杠端固定連接在作動(dòng)器上，定子端固定連接在基座上。J95試驗(yàn)臺(tái)的激勵(lì)方式為諧波振動(dòng)，作動(dòng)器的激勵(lì)大小由變頻器控制，激勵(lì)信號(hào)的位移由滑塊上的位移傳感器測(cè)得，載荷信號(hào)由基座上的力傳感器獲得。按照表1要求設(shè)置行程為12.5 mm，測(cè)量速度為0.04～0.10 m/s時(shí)關(guān)節(jié)套的偏轉(zhuǎn)。為了保證測(cè)試工況與理論分析相符，調(diào)整測(cè)試樣品的阻尼力使得0.1 m/s時(shí)的阻尼力接近最大公差值，如圖10所示。試驗(yàn)中偏轉(zhuǎn)位移采用百分表測(cè)量，測(cè)量點(diǎn)位置距離關(guān)節(jié)套中心點(diǎn)為45 mm，如圖9所示。試驗(yàn)結(jié)果如表4所示。

根據(jù)測(cè)試結(jié)果，可以計(jì)算不同速度下端部偏轉(zhuǎn)的最大角度，計(jì)算公式如下：

其中：φ為計(jì)算所得端部偏轉(zhuǎn)的最大角度，單位為(°)；L為測(cè)量端部偏轉(zhuǎn)位移，mm。如表4所示，最大偏轉(zhuǎn)角度為1.8°，相比式(11)所得的理論值要大，主要是因?yàn)閷?shí)際試驗(yàn)過程中夾具和橡膠關(guān)節(jié)不可能如仿真設(shè)置的完全固定，在軸向力作用下將出現(xiàn)小位移，從而增加了偏轉(zhuǎn)量。

表4 偏轉(zhuǎn)測(cè)試

車輛直線行駛時(shí)橡膠關(guān)節(jié)的偏轉(zhuǎn)角度很小，此時(shí)旋轉(zhuǎn)阻尼力矩對(duì)端部連接結(jié)構(gòu)的附加偏轉(zhuǎn)對(duì)橡膠關(guān)節(jié)的影響都是在設(shè)計(jì)范圍內(nèi)，基本不產(chǎn)生影響。而當(dāng)車輛過曲線時(shí)，由于外力的強(qiáng)制作用，橡膠關(guān)節(jié)的偏轉(zhuǎn)角度將達(dá)到最大，考慮偏轉(zhuǎn)力矩和旋轉(zhuǎn)阻尼力矩同向作用且同時(shí)達(dá)到最大的極限情況，建議將橡膠關(guān)節(jié)的設(shè)計(jì)最大偏轉(zhuǎn)角度增加1.8°。

5 結(jié)論

1) 滾珠絲杠式電渦流阻尼減振器的端部連接結(jié)構(gòu)受到軸向力、內(nèi)壁正壓力、扭轉(zhuǎn)力矩、偏轉(zhuǎn)力矩、摩擦力矩、旋轉(zhuǎn)阻尼力矩和焊接殘余應(yīng)力等多種載荷的作用。

2) 通過5種加載載荷工況的仿真分析發(fā)現(xiàn)：第一，關(guān)節(jié)套、橡膠層的最大應(yīng)力值比材料的屈服強(qiáng)度小很多，安全系數(shù)符合設(shè)計(jì)要求。第二，關(guān)節(jié)套應(yīng)力集中在與連接桿的軸線成55°～90°的關(guān)節(jié)套兩側(cè)區(qū)域中，這對(duì)結(jié)構(gòu)核算和輕量化等優(yōu)化設(shè)計(jì)具有指導(dǎo)意義。第三，旋轉(zhuǎn)阻尼力矩、扭轉(zhuǎn)力矩和偏轉(zhuǎn)力矩增大了關(guān)節(jié)套、橡膠層的應(yīng)力和變形，并且使應(yīng)力和變形分布形成了偏移。第四，橡膠關(guān)節(jié)的橡膠層和外缸套、芯軸的接觸平均應(yīng)力比橡膠層和金屬的黏接強(qiáng)度小很多，安全系數(shù)超過3。但是端面邊緣位置的最大接觸應(yīng)力超過黏接強(qiáng)度，需要進(jìn)行特殊設(shè)計(jì)考慮。第五，對(duì)比發(fā)現(xiàn)，旋轉(zhuǎn)阻尼力矩對(duì)關(guān)節(jié)套和橡膠層的應(yīng)力變化影響較小，變化率不超過3.3%；對(duì)橡膠層的變形影響較大，變化率達(dá)到12.3%，但是在合理范圍內(nèi)。通過以上分析，端部連接結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度能夠滿足使用要求。

3) 通過理論和試驗(yàn)驗(yàn)證，發(fā)現(xiàn)旋轉(zhuǎn)阻尼力矩對(duì)滾珠絲杠式電渦流阻尼減振器端部連接結(jié)構(gòu)的附加偏轉(zhuǎn)最大角度為1.8°，設(shè)計(jì)時(shí)建議將橡膠關(guān)節(jié)最大偏轉(zhuǎn)角度提高1.8°滿足極限使用要求。

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Structural analysis of the end connection of ball screw type eddy current damper

CHEN Wentao1, 4, CHEN Zhengqing1, 3, FENG Zhouquan1, 3, SHEN Longjiang2, FAN Youquan4

(1. Key Laboratory for Wind and Bridge Engineering of Hunan University, Hunan University, Changsha 410082, China; 2. CRRC Zhuzhou Electric Locomotive Co., Ltd., Zhuzhou 412001, China; 3. State Key Laboratory of Advanced Design and Manufacturing for Vehicle Body, Hunan University, Changsha 410082, China; 4. Hunan Lince Rolling Stock Equipment Co., Ltd., Zhuzhou 412001, China)

In order to analyze the effect of rotating damping torque on damper and inerter integration device, taking ball screw type eddy current damper for example, finite element modelling and stress analysis of the end connection are carried out. The distribution and variation of stress, contact stress and strain of joint sleeve and rubber layer under five loading conditions were analyzed and compared. It is found that the torque and deflection moment increase the stress and deformation of the joint sleeve and the rubber layer, and shift the stress and deformation distribution. The rotating damping torque has little influence on the stress change of the joint sleeve and the rubber layer, with a change rate of no more than 3.3%, but a greater influence on the deformation of the rubber layer, with a change rate of 12.3%. Finally, the effect of the rotating damping torque on the deflection of the end connection structure was tested. The maximum deflection angle was 1.8 degrees. The research results are of great significance for the design, evaluation and optimization of the end connection structure.

inerter; end connection; structural analysis; finite element analysis; structure optimization

U270.33

A

1672 ? 7029(2020)10 ? 2656 ? 10

10.19713/j.cnki.43?1423/u. T20191181

2019?12?28

“先進(jìn)軌道交通”國(guó)家重點(diǎn)研發(fā)計(jì)劃項(xiàng)目(2018YFB1201703)；湖南大學(xué)汽車車身先進(jìn)設(shè)計(jì)制造國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室自主研究課題(71865006，71865004)

陳政清(1947?)，男，湖南湘潭人，教授，院士，從事工程結(jié)構(gòu)的力學(xué)問題、結(jié)構(gòu)振動(dòng)控制等方面的研究；E?mail：zqchen@hnu.edu.cn

(編輯 陽麗霞)