姚遠(yuǎn)，劉紅，朱浩，盧碧紅

(1.株洲電力機(jī)車有限公司 機(jī)車事業(yè)部，湖南 株洲，412001；2.湖南大學(xué) 機(jī)械與運(yùn)載工程學(xué)院，湖南 長(zhǎng)沙，410082；3.大連交通大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，遼寧 大連，116000)

緩沖裝置是制約鐵路貨車速度和載重的重要因素，其主要作用是緩解和吸收列車間的縱向力和沖擊動(dòng)能，特別是隨著鐵路貨車編組數(shù)、載重?cái)?shù)和運(yùn)行速度不斷提高，鐵路對(duì)緩沖裝置的性能要求也不斷提升。因此對(duì)緩沖裝置的設(shè)計(jì)和研究不僅關(guān)系著鐵路運(yùn)行的安全，更影響著鐵路貨車技術(shù)未來的發(fā)展趨勢(shì)。

在鐵路貨車高速重載的大背景下，國(guó)內(nèi)外針對(duì)緩裝沖置的研究也層出不窮。孫樹磊等[1-2]從研究需求角度對(duì)已有的緩沖器動(dòng)力學(xué)模型進(jìn)行了結(jié)構(gòu)修正，同時(shí)結(jié)合單自由度車輛沖擊實(shí)施了緩沖器性能的檢驗(yàn)。許自強(qiáng)等[3]研究了重載機(jī)車鉤緩裝置承壓行為。趙旭寶等[4]研究了緩沖器初壓力和緩沖器不同行程段形成的差異化阻抗特性，分析了這種特性的變化特點(diǎn)。在具體分析中以重載萬噸列車運(yùn)行工況為依托，找尋阻抗變化與列車縱向沖動(dòng)的具體關(guān)聯(lián)。趙旭寶等[5]以緩沖器容量需求為切入點(diǎn)，研究了容量需求的影響要素，例如車鉤間隙、沖擊速度等。孫樹磊等[6]在研究中以摩擦緩沖器沖擊試驗(yàn)中得到的數(shù)據(jù)作為論證樣本，引入黏滯摩擦力、阻尼力完成緩沖器多段線性模型調(diào)整。另外，他們結(jié)合仿真工具和三角函數(shù)位移激勵(lì)等工具對(duì)緩沖器多段線性修正模型進(jìn)行驗(yàn)證和分析。COLE 等[7-8]研究了落錘試驗(yàn)以及列車縱向動(dòng)力學(xué)試驗(yàn)，構(gòu)建了新的摩擦緩沖式模型，該模型能夠應(yīng)用在列車常規(guī)運(yùn)作之中，也可應(yīng)用在列車調(diào)車沖擊工況中。OPERA 等[9]設(shè)計(jì)了緩沖器模型，以數(shù)學(xué)平滑處理的方式對(duì)摩擦特性加以處理，這種融合了彈性力和摩擦力的新模型取得了很好的研究效果。金星等[10]在構(gòu)建摩擦緩沖器模型過程中，對(duì)滑動(dòng)摩擦與靜摩擦之間的過渡情況進(jìn)行了探究。ZHU 等[11]建立了車鉤緩沖裝置的力學(xué)模型，研究了城際列車碰撞過程中車鉤的運(yùn)動(dòng)特性，結(jié)果表明該模型軸向特性合理，能夠合理地模擬車鉤的俯仰運(yùn)動(dòng)。WEI等[12]在現(xiàn)場(chǎng)調(diào)查的基礎(chǔ)上，建立了全尺寸車鉤緩沖裝置的有限元模型，模擬了車鉤在事故中的動(dòng)態(tài)行為，并對(duì)結(jié)構(gòu)薄弱環(huán)節(jié)進(jìn)行了改進(jìn)設(shè)計(jì)，以提高車鉤在相同事故情況下的耐撞性。王晉樂等[13-14]以高速動(dòng)車組端部性能系統(tǒng)為對(duì)象，通過沖擊試驗(yàn)及碰撞仿真確定了其中需要優(yōu)化的部位，然后對(duì)系統(tǒng)車鉤安裝座進(jìn)行了結(jié)構(gòu)的調(diào)整，進(jìn)而對(duì)這種新的安裝座結(jié)構(gòu)實(shí)施了抗沖性能的驗(yàn)證，發(fā)現(xiàn)新的結(jié)構(gòu)能夠滿足設(shè)計(jì)預(yù)期需求。朱濤等[15]從失效原理、分類和標(biāo)準(zhǔn)、理論和應(yīng)用與列車整體碰撞響應(yīng)這4個(gè)方面對(duì)車鉤緩沖裝置進(jìn)行研究。車全偉等[16]對(duì)動(dòng)車組用中間車鉤緩沖吸能裝置進(jìn)行現(xiàn)場(chǎng)試驗(yàn)，研究其動(dòng)態(tài)吸能特性。楊慶龍[17]在車鉤緩沖裝置的設(shè)計(jì)過程中，以車輛參數(shù)及配置為基礎(chǔ)信息，對(duì)碰撞情況中的緩沖裝置的吸能特性做了計(jì)算，最終建立了能夠在懸掛式空軌列車中進(jìn)行應(yīng)用的車鉤緩沖裝置，這種裝置達(dá)到了比較理想的輕量化目標(biāo)。通過對(duì)裝置性能的驗(yàn)證，發(fā)現(xiàn)鉤緩裝置符合預(yù)期性能要求[18]。

目前，既有的研究主要是針對(duì)緩沖裝置的阻抗力、非線性阻尼力和摩擦力，而對(duì)緩沖裝置中摩擦機(jī)構(gòu)和彈性元件的動(dòng)態(tài)受力特性的研究相對(duì)較少。緩沖裝置作為吸收和消耗列車間縱向力的機(jī)械裝置，其緩解能力不良是由于內(nèi)部各零件的摩擦面磨耗到限或楔塊機(jī)構(gòu)阻滯致使緩沖器無法正?；疲瑳_擊力無法較好地傳遞給彈性元件進(jìn)行吸收緩解。因此，有必要對(duì)緩沖裝置內(nèi)部各零件的動(dòng)力學(xué)特性進(jìn)行研究。本文以我國(guó)鐵路貨車某新型摩擦式緩沖裝置為研究對(duì)象，基于剛?cè)狁詈隙囿w動(dòng)力學(xué)理論，采用仿真試驗(yàn)的方式重點(diǎn)研究緩沖裝置內(nèi)部摩擦機(jī)構(gòu)和彈性元件動(dòng)力學(xué)特性，為緩沖裝置設(shè)計(jì)生產(chǎn)和運(yùn)營(yíng)維護(hù)提供參考。

1 緩沖裝置的概述

緩沖裝置是用來緩減列車之間的碰撞、吸收沖擊動(dòng)能、減少車體振動(dòng)的一種機(jī)械裝置，它常置于車體底架兩端之間，安裝在鉤尾框內(nèi)，并且有前從板和后從板座保護(hù)[18]。

1.1 緩沖裝置的組成

摩擦式緩沖裝置主要是由摩擦機(jī)構(gòu)、彈性元件以及箱體這3大部件所構(gòu)成，某新型緩沖裝置的內(nèi)部結(jié)構(gòu)如圖1所示[14]。

圖1 緩沖裝置的內(nèi)部結(jié)構(gòu)Fig.1 Internal structure of cushioning device

由圖1可知：摩擦機(jī)構(gòu)可分為2大部分。第一部分包括如下結(jié)構(gòu)：中心楔塊，這是核心內(nèi)容；支撐座，包括安置及連接之中使用的彈簧；2塊楔塊，楔塊在外形上完全一致且具有三傾斜角；2塊固定斜板，其安裝位置是箱體口部凸肩部位。第二部分包括如下結(jié)構(gòu)：2 塊動(dòng)板和2 塊外固定板，安裝于箱體上側(cè)口部凸肩上，在固定斜板和外固定板則是動(dòng)板滑動(dòng)范圍；彈性元件，由內(nèi)、外圓彈簧以及復(fù)位彈簧(輔助恢復(fù)原位，防止產(chǎn)生卡滯)組成[18]。

1.2 緩沖裝置的組成

當(dāng)動(dòng)力機(jī)車提供牽引力或是列車調(diào)車時(shí)的慣性動(dòng)力使車輛啟動(dòng)，列車之間均通過鉤緩裝置來進(jìn)行作用力的傳遞。當(dāng)列車向前進(jìn)方向運(yùn)動(dòng)時(shí)，前、后車鉤緩裝置之間受到牽引力的作用，其會(huì)基于車鉤傳導(dǎo)到鉤尾銷、鉤尾框，進(jìn)而基于緩沖器傳導(dǎo)到前從板、前從板座，最終傳導(dǎo)到牽引梁；若列車行進(jìn)方向?yàn)閯?dòng)力機(jī)車的反方向，則鉤緩裝置間會(huì)產(chǎn)生沖擊力，并通過車鉤傳導(dǎo)到前從板，然后經(jīng)過緩沖器傳導(dǎo)到后從板座和牽引梁之上[19]。在鉤緩裝置中，力的傳導(dǎo)過程如圖2所示。

圖2 鉤緩裝置力的傳導(dǎo)過程圖Fig.2 Schematic diagram of force transmission of hook and slow device

由圖2可知：在列車運(yùn)行過程中，緩沖裝置所承受的沖擊荷載一部分被摩擦機(jī)構(gòu)所消耗，另一部分轉(zhuǎn)化為彈性元件中彈簧的彈性形變。當(dāng)緩沖裝置處于復(fù)位階段時(shí)，彈簧彈性形變所產(chǎn)生的能量將隨著形變的恢復(fù)而釋放，其中大部分能量將被摩擦機(jī)構(gòu)所消耗，小部分沖擊荷載將會(huì)傳遞到后續(xù)車體，進(jìn)而影響列車運(yùn)行時(shí)的安全性和穩(wěn)定性。

1.3 緩沖裝置工作狀態(tài)下的理論計(jì)算

根據(jù)緩沖裝置的工作原理可知，緩沖裝置存在壓縮和復(fù)位2種工作狀態(tài)，這2種工作狀態(tài)又會(huì)根據(jù)動(dòng)板和前從板、動(dòng)板和支撐座的接觸狀態(tài)產(chǎn)生4種不同的工況[18]。

以下公式中：S為緩沖器運(yùn)行中的阻抗力(下標(biāo)為工況差異下受力)；A為在各個(gè)零件間存在的豎直作用力(下標(biāo)為零件序列號(hào))；N為正壓力；f為摩擦因數(shù)；R為彈簧力；Q為在各個(gè)零件間存在的水平作用力(下標(biāo)為零件序列號(hào))；L為摩擦角；α，β和γ為楔塊零件的3個(gè)夾角。

工況一：當(dāng)緩沖裝置受壓力時(shí)，前從板與動(dòng)板未接觸，摩擦機(jī)構(gòu)受力簡(jiǎn)圖如圖3所示。

圖3 摩擦機(jī)構(gòu)受力簡(jiǎn)圖Fig.3 Force diagram of friction mechanism

由于外圓彈簧和內(nèi)圓彈簧剛度總和R2遠(yuǎn)比復(fù)位彈簧剛度R1大，因此要引入轉(zhuǎn)換系數(shù)ω。

由式(1)可得工況一阻抗力的表達(dá)式為

工況二：當(dāng)緩沖裝置受壓力時(shí)，前從板與動(dòng)板接觸，其受力簡(jiǎn)圖如圖4所示。

圖4 工況二受力簡(jiǎn)圖Fig.4 Force diagram of working condition two

工況三：當(dāng)緩沖裝置從壓縮狀態(tài)復(fù)位時(shí)，動(dòng)板與支撐座未接觸。

工況四：當(dāng)緩沖裝置從壓縮狀態(tài)復(fù)位時(shí)，動(dòng)板與支撐座相接觸，可由式(4)得出工況四阻抗力Sg4的表達(dá)式：

其中，

2 緩沖裝置落錘試驗(yàn)的設(shè)計(jì)與仿真

落錘試驗(yàn)是檢測(cè)緩沖裝置性能最基礎(chǔ)的試驗(yàn)，試驗(yàn)所檢測(cè)出的最大阻抗力、行程以及容量等參數(shù)是評(píng)價(jià)緩沖裝置緩沖性能最主要的指標(biāo)[20]。

2.1 落錘試驗(yàn)設(shè)計(jì)

依據(jù)TB/T 1961—2006“機(jī)車車輛緩沖器”標(biāo)準(zhǔn)，試驗(yàn)共選取5套緩沖裝置進(jìn)行初始容量試驗(yàn)和正式容量試驗(yàn)，并在12 t的落錘試驗(yàn)臺(tái)上進(jìn)行。

2.1.1 初始容量試驗(yàn)

對(duì)5套緩沖裝置進(jìn)行初始容量試驗(yàn)，試驗(yàn)程序如下：將錘起始高度設(shè)置為228 mm，錘高增量≤50 mm，并且從起始高度起，每增高一次，錘擊一次。當(dāng)行程距壓死差0.25 mm或達(dá)到(或接近)額定阻抗力時(shí)，錘擊停止[19]。

2.1.2 正式容量試驗(yàn)

正式容量試驗(yàn)分為5個(gè)程序段，各段的試驗(yàn)內(nèi)容及序列如表1所示。其中，第一段的初始高度為0 mm，不設(shè)定壓死差，當(dāng)行程超過35.00 mm 時(shí)，則轉(zhuǎn)為第二段試驗(yàn)。

表1 容量試驗(yàn)方法Table 1 Capacity test methods

2.1.3 容量試驗(yàn)結(jié)果分析

對(duì)試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行整理換算，可得出5套緩沖裝置的最大阻抗力、行程以及容量等參數(shù)，計(jì)算結(jié)果如表2所示。

由表2 可知：5 套緩沖裝置的初始容量為46～49 kJ，均滿足初始容量值大于40 kJ 的要求，而5 套緩沖裝置的正式容量為57～61 kJ，均滿足正式容量值大于50 kJ 的要求，并且每套緩沖裝置的容量值與5 套平均值偏差為-3%～+3%，符合TB/T 1961—2006“機(jī)車車輛緩沖器”標(biāo)準(zhǔn)對(duì)偏差的要求。

表2 容量試驗(yàn)計(jì)算結(jié)果Table 2 Calculation result of capacity test

2.2 仿真試驗(yàn)設(shè)計(jì)

2.2.1 研究模型的建立

首先，對(duì)模型進(jìn)行虛擬樣機(jī)的建立和模型的簡(jiǎn)化，由于模型內(nèi)的彈簧為剛體，無預(yù)緊力，所以需要將彈簧模塊進(jìn)行重建，使內(nèi)圓彈簧和外圓彈簧合并；其次，設(shè)置緩沖裝置內(nèi)部所有零部件的接觸參數(shù)和約束條件，其中接觸面涉及的參數(shù)取值如表3所示；再次，對(duì)緩沖裝置實(shí)施二次靜平衡試驗(yàn)，分析內(nèi)部零件彼此是否存在干涉及冗余約束的情況；最后根據(jù)落錘試驗(yàn)流程，對(duì)緩沖裝置進(jìn)行動(dòng)態(tài)仿真分析。

表3 裝置落錘試驗(yàn)仿真模型接觸參數(shù)Table 3 Contact parameters of simulation model of drop weight test of cushioning device

2.2.2 研究模型的建立與落錘試驗(yàn)現(xiàn)場(chǎng)結(jié)果的對(duì)比

將動(dòng)態(tài)仿真所得的正式容量試驗(yàn)數(shù)據(jù)與現(xiàn)場(chǎng)落錘試驗(yàn)所得數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比，對(duì)比結(jié)果如表4所示。

由表4可知：緩沖裝置動(dòng)態(tài)仿真試驗(yàn)的最大阻抗力與現(xiàn)場(chǎng)試驗(yàn)結(jié)果相對(duì)誤差為-7%～9%，最大阻抗力平均相對(duì)誤差為-1%；而行程相對(duì)誤差與容量相對(duì)誤差分別為-9%～2%和-16%～0%，兩者的平均相對(duì)誤差分別為-4%和-10%，并且這3 種性能參數(shù)均值相對(duì)誤差的絕對(duì)值均小于15%。這表明仿真試驗(yàn)所得結(jié)果與落錘試驗(yàn)所得數(shù)據(jù)相近，從側(cè)面也反映出該緩沖裝置的動(dòng)力學(xué)仿真模型可靠性較高，可在動(dòng)態(tài)仿真試驗(yàn)中使用。

表4 動(dòng)態(tài)仿真試驗(yàn)數(shù)據(jù)與現(xiàn)場(chǎng)試驗(yàn)數(shù)據(jù)對(duì)比Table 4 Comparison of dynamic simulation test data and field test data

3 摩擦機(jī)構(gòu)剛?cè)狁詈隙囿w動(dòng)力學(xué)分析

摩擦機(jī)構(gòu)是保證緩沖裝置緩沖性能的重要部件，摩擦機(jī)構(gòu)性能將直接影響緩沖裝置對(duì)列車間縱向作用力的吸收和消耗，而楔塊、固定斜板以及動(dòng)板是摩擦機(jī)構(gòu)中最主要的磨耗零件。因此，本節(jié)基于剛?cè)狁詈隙囿w動(dòng)力學(xué)理論，再結(jié)合之前緩沖裝置的動(dòng)力學(xué)仿真模型，對(duì)主要磨耗零件進(jìn)行剛?cè)狁詈隙囿w動(dòng)力學(xué)仿真研究。

3.1 磨耗零件剛?cè)狁詈夏Ｐ偷慕?/h3>

結(jié)合緩沖裝置的動(dòng)力學(xué)仿真模型，將楔塊、固定斜板和動(dòng)板逐一進(jìn)行柔性化處理，處理方式如下：

1)劃分網(wǎng)格。采用8節(jié)點(diǎn)6面體單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分，單元類型選擇為Solid8，經(jīng)過網(wǎng)格劃分后，楔塊、固定斜板和動(dòng)板的單元數(shù)分別為6 314，14 468 和3 531 個(gè)，磨耗零件的有限元模型如圖5所示。

圖5 磨耗零件的有限元模型Fig.5 Finite element model of worn parts

2)材料屬性。磨耗零件都是由合金結(jié)構(gòu)鋼制成，因此材料屬性可按合金結(jié)構(gòu)鋼賦予。

3)柔性化處理。對(duì)楔塊、固定斜板和動(dòng)板進(jìn)行柔性化處理，可得到3個(gè)剛?cè)狁詈夏Ｐ停辉趧?chuàng)建片集時(shí)，選擇楔塊(包括中心楔塊)與支撐座接觸面，固定斜板和箱體接觸面，動(dòng)板和外固定板接觸面，支撐板及前從板接觸面作為載體，然后實(shí)施接觸面的定義，同時(shí)對(duì)施加分布荷載進(jìn)行界定。磨耗零件片集創(chuàng)建如圖6所示。在創(chuàng)建好片集的剛體與柔體、柔體與柔體間設(shè)置彈性系數(shù)、阻尼系數(shù)、靜摩擦因數(shù)和動(dòng)摩擦因數(shù)等，接觸參數(shù)按表3設(shè)置。

圖6 磨耗零件的片集創(chuàng)建Fig.6 Piece set creation of worn parts

4)邊界條件及荷載施加。對(duì)柔性體的各個(gè)自由度狀況和邊界條件的參考坐標(biāo)進(jìn)行定義，邊界條件參數(shù)如表5所示；模型仿真試驗(yàn)荷載的加載方式和大小與落錘試驗(yàn)相同。

表5 邊界條件參數(shù)Table 5 Boundary condition parameters

3.2 磨耗零件的仿真結(jié)果分析

3.2.1 楔塊

楔塊的主要作用是實(shí)現(xiàn)沖擊動(dòng)能的能量轉(zhuǎn)化，且達(dá)到緩和沖擊的目的，其仿真結(jié)果云圖如圖7所示。

由圖7可知：楔塊與中心楔塊接觸側(cè)的應(yīng)力較大，并且拱形曲面上部分的應(yīng)力要比下部分的應(yīng)力大；有3 個(gè)位置的接觸壓力是比較高的，即楔塊、中心楔塊和支撐座接觸端，楔塊、固定斜板與銅條卡槽接近的位置，楔塊、支撐座中間偏離中心楔塊的位置；受到?jīng)_擊力干預(yù)后，拱形至支撐座區(qū)域的位移要明顯比上半部分的位移大；楔塊在整個(gè)沖擊過程中，內(nèi)部受力情況較為均衡，平均值在1 000 kN 以下，激增階段持續(xù)0.153 s，復(fù)位階段持續(xù)0.168 s，最大應(yīng)力為平均值的9.76倍。

圖7 楔塊的仿真結(jié)果云圖Fig.7 Contour of simulation results of wedge

3.2.2 固定斜板

固定斜板的主要作用是將沖擊力進(jìn)行傳遞，當(dāng)傳遞至動(dòng)板時(shí)，會(huì)使動(dòng)板夾緊，從而產(chǎn)生較大的摩擦力去消耗沖擊力，當(dāng)傳遞至箱體時(shí)，箱體會(huì)將沖擊力傳遞給車體，從而使車體產(chǎn)生振動(dòng)，仿真結(jié)果云圖如圖8所示。

由圖8可以發(fā)現(xiàn)：在固定斜板和箱體接觸面中存在更大的應(yīng)力，同時(shí)在壓力作用下，與支撐座接近的一側(cè)承受的拉應(yīng)力比另一側(cè)的壓應(yīng)力更高；固定斜板和楔塊與箱體更近的位置存在更高的接觸壓力，固定斜板與箱體、動(dòng)板間與箱體更近側(cè)面的接觸壓力也較高，同時(shí)接觸面之中右側(cè)壓力更??；在沖擊作用下，內(nèi)部節(jié)點(diǎn)將由中心向兩側(cè)進(jìn)行遞減延伸；固定斜板在整個(gè)沖擊過程中，內(nèi)部受力趨于均衡，均值都不超過1 000 kN，出現(xiàn)激增狀態(tài)的持續(xù)時(shí)間是0.043 s，而復(fù)位階段時(shí)長(zhǎng)是0.011 s，最大應(yīng)力為平均值的11.36倍。

圖8 仿真試驗(yàn)后固定斜板云圖Fig.8 Cloud image of fixed inclined plate after simulation

3.2.3 動(dòng)板

動(dòng)板雖然結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，但卻是重要的摩擦耗能零件，它直接與前從板接觸，消耗縱向沖擊力，其仿真操作后的情況如圖9所示。

圖9 仿真實(shí)驗(yàn)后動(dòng)板云圖Fig.9 Cloud diagram of simulation results of moving plate

由圖9可知：動(dòng)板的最大應(yīng)力出現(xiàn)在動(dòng)板上部靠近箱體的邊緣處，并且在動(dòng)板與固定斜板、外固定板接觸面的中下部會(huì)出現(xiàn)邊緣區(qū)域應(yīng)力大于中心區(qū)域應(yīng)力的特征；較大接觸壓力存在于3個(gè)接觸面中，即動(dòng)板與前從板、外固定板和固定斜板的接觸面；與楔塊和固定斜板相比，動(dòng)板的應(yīng)力激增作用較短，并且2個(gè)頂點(diǎn)相差648 kN，激增階段持續(xù)0.03 s，最大應(yīng)力為平均值的19.43倍。

4 彈性元件剛?cè)狁詈隙囿w動(dòng)力學(xué)分析

彈性元件主要是由外圓彈簧、內(nèi)圓彈簧和復(fù)位彈簧等組成，其中外圓彈簧剛度較大，并且相較于內(nèi)圓彈簧，它緩解沖擊力的能力較強(qiáng)，具有一定的代表性。因此，本節(jié)基于剛?cè)狁詈隙囿w動(dòng)力學(xué)理論，再結(jié)合之前緩沖裝置的動(dòng)力學(xué)仿真模型，對(duì)外圓彈簧進(jìn)行剛?cè)狁詈隙囿w動(dòng)力學(xué)仿真研究。

4.1 外圓彈簧剛?cè)狁詈夏Ｐ偷慕?/h3>

考慮彈簧端部與彈簧內(nèi)測(cè)的精度要求，對(duì)外圓彈簧進(jìn)行柔性化處理，處理方式如下：

1)劃分網(wǎng)格。由于彈簧端部和有效圈之間的連接處結(jié)構(gòu)較特殊，所以采用6面體單元和4面體單元相結(jié)合的方式進(jìn)行網(wǎng)格劃分，單元數(shù)為17 486個(gè)，外圓彈簧的有限元模型如圖10所示。

圖10 外圓彈簧的有限元模型Fig.10 Finite element model of external spring

2)柔性化處理。對(duì)外圓彈簧展開片集并創(chuàng)建點(diǎn)集，片集創(chuàng)建位置是彈簧端部與支撐座、箱體接觸面，其作用是立足剛?cè)崦娼佑|模式達(dá)到連接效果，如圖11所示；點(diǎn)集位置需要結(jié)合節(jié)點(diǎn)與柔體彈簧的位置關(guān)系加以確定，應(yīng)該在有效圈和端部接觸位置，各層有效圈內(nèi)外徑之上實(shí)施點(diǎn)集創(chuàng)建，點(diǎn)集的創(chuàng)建如圖12所示。在創(chuàng)建好片集和點(diǎn)集的接觸面上設(shè)置彈性系數(shù)、阻尼系數(shù)、靜摩擦因數(shù)和動(dòng)摩擦因數(shù)等接觸參數(shù)，接觸參數(shù)按表2設(shè)置。

圖11 片集的創(chuàng)建Fig.11 Set creation

圖12 點(diǎn)集的創(chuàng)建Fig.12 Point set creation

3)邊界條件及荷載施加。邊界條件根據(jù)彈簧內(nèi)部單元的受力情況以及試驗(yàn)?zāi)康膩磉M(jìn)行設(shè)定，對(duì)彈簧的縱向移動(dòng)和旋轉(zhuǎn)進(jìn)行設(shè)置，其平動(dòng)剛度為1.0×109，轉(zhuǎn)動(dòng)剛度為3.5×109；模型仿真試驗(yàn)荷載的加載方式和大小與落錘試驗(yàn)相同。

4.2 外圓彈簧的仿真結(jié)果分析

由圖13 可以發(fā)現(xiàn)：彈簧外徑存在的應(yīng)力比內(nèi)徑更低，同圈之中內(nèi)徑應(yīng)力的最高點(diǎn)和平均值都是外徑的1.5倍左右；有效圈及端部連接位置存在比較高的接觸力和應(yīng)力，連接處的最大應(yīng)力為同圈內(nèi)徑應(yīng)力的1.399倍，并且接觸力集中分布于連接處，會(huì)產(chǎn)生彈簧兩端局部磨耗過度的現(xiàn)象。

圖13 外圓彈簧仿真結(jié)果圖Fig.13 Figure of simulation results of outer circular spring

5 結(jié)論

1)緩沖裝置動(dòng)態(tài)仿真試驗(yàn)的最大阻抗力、行程與容量與現(xiàn)場(chǎng)試驗(yàn)結(jié)果相對(duì)誤差的絕對(duì)值均小于15%，符合標(biāo)準(zhǔn)中的規(guī)定，這表明該緩沖裝置的動(dòng)力學(xué)仿真模型具有較高的可靠性，可以在動(dòng)態(tài)仿真試驗(yàn)中使用，為今后的研究節(jié)約了成本。

2)楔塊、固定斜板和動(dòng)板等磨耗零件的接觸力分布不均，并且在楔塊和固定斜板的內(nèi)部應(yīng)力集中現(xiàn)象較嚴(yán)重，長(zhǎng)期承受分布不均且數(shù)值較大的應(yīng)力和接觸力會(huì)使磨耗零件內(nèi)部出現(xiàn)裂紋和表面磨損程度不同的情況，將導(dǎo)致零件無法正常工作，進(jìn)而影響列車運(yùn)行的穩(wěn)定性。

3)當(dāng)外圓彈簧受到動(dòng)態(tài)作用時(shí)，彈簧內(nèi)側(cè)應(yīng)力是外側(cè)的1.5倍左右，并且在彈簧簧圈端部與有效圈連接處會(huì)產(chǎn)生較大應(yīng)力，易造成彈簧簧圈變形；簧圈端部與支撐座和箱體的接觸面上會(huì)產(chǎn)生接觸力集中分布的現(xiàn)象，易造成彈簧端部與相連接零件的表面磨損，不利于彈簧的正常工作。因此，彈性元件以及與其他部件連接處的應(yīng)力特性將會(huì)直接影響緩沖裝置的緩沖性能，進(jìn)而影響整個(gè)列車的安全性。