不同油液流動類型的抗蛇行減振器特性對比研究*

張 海，王成國，劉金朝，成 棣，4

(1 中國鐵道科學研究院 鐵道科學技術(shù)研究發(fā)展中心，北京100081;2 華東交通大學 機電工程學院，江西南昌330013;3 中國鐵道科學研究院 基礎(chǔ)設(shè)施檢測研究所，北京100081;4 中國鐵道科學研究院 高速輪軌關(guān)系實驗室，北京100081)

隨著列車運行速度的不斷提高，在高速下轉(zhuǎn)向架和車體有可能會在橫向出現(xiàn)一種周期性大振幅的搖擺運動，即蛇行運動。劇烈的蛇行運動會導(dǎo)致輪緣不斷地撞擊鋼軌，加速輪軌磨耗，增大車輪脫軌的危險性，從而威脅到運行的安全，因而，它也直接影響高速列車的運行安全。在構(gòu)架和車體或者搖枕之間安裝抗蛇行減振器，通過抗蛇行減振器中油液流過節(jié)流孔時產(chǎn)生的阻力，以此達到吸收阻力功的效果，從而有效的控制轉(zhuǎn)向架的蛇行運動，從而保證車輛的安全運行。

抗蛇行減振器就其結(jié)構(gòu)而言有3種不同的形式:油液單向流動式、油液雙向流動式和電磁閥控制式［1］。它們各有特點，使用在不同的情況下。本文通過對不同油液流動形式的抗蛇行減振器內(nèi)部結(jié)構(gòu)和工作原理的分析，建立它們的液壓數(shù)值模型以及與車輛模型結(jié)合的聯(lián)合仿真模型，通過仿真計算討論它們動態(tài)特性的區(qū)別以及對車輛穩(wěn)定性的影響。

1 抗蛇行減振器模型

1.1 油液單向流動式抗蛇行減振器

1.1.1 結(jié)構(gòu)及工作原理

一個典型的油液單向流動式抗蛇行減振器由圖1中13個零部件組成，其中阻尼調(diào)節(jié)閥3和7、活塞單向閥11和底閥1為抗蛇行減振器內(nèi)部結(jié)構(gòu)最主要的功能元件。

圖1 油液單向流動式抗蛇行減振器結(jié)構(gòu)

阻尼調(diào)節(jié)閥主要由固定閥座、可動芯閥、彈簧及調(diào)節(jié)螺母組成，通過調(diào)節(jié)彈簧預(yù)緊力可改變減振阻力的大小和特性;而活塞主體是閥體、閥片及預(yù)緊彈簧組成的單向閥，工作時油液作用于活塞拉伸腔側(cè)面及壓縮腔側(cè)面的力是減振阻力的主要來源;與活塞組成結(jié)構(gòu)類似，底閥組成主要也是由單向閥體，閥片及預(yù)緊彈簧組成，工作時通過底閥，儲油缸能向壓力缸迅速充油。

油液單向式流動抗蛇行減振器的工作原理如圖2所示。當減振器拉伸時，活塞上的單向閥關(guān)閉，底閥上的單向閥開啟，活塞上部拉伸腔相當于體積為A的油液經(jīng)節(jié)流孔流到儲油缸，同時儲油缸中相當于(A+B)的油液經(jīng)底閥流到活塞下部壓縮腔中。當減振器壓縮時，底閥上的單向閥關(guān)閉，活塞上的單向閥開啟，壓縮腔相當于體積(A+B)的油液經(jīng)單向閥流到拉伸腔，其中體積A的油液留在拉伸腔，而體積為B的油液經(jīng)阻尼孔流到儲油缸中。

圖2 油液單向流動式抗蛇行減振器工作原理

1.1.2 主要元件建模

在建立液壓模型時，為了使模型簡單又不影響計算精度，首先要簡化模型:將減振器的一些輔助孔以及通流面積大的孔簡化;不考慮由于壓力變化而引起減振器構(gòu)件的變形，以及由于溫度變化而引起的減振器構(gòu)件的變形;不考慮油液的重力;不考慮活塞與缸體之間、活塞桿與導(dǎo)向座之間的油液泄漏;不考慮減振器工作時引起的油液溫度變化。

(1)阻尼調(diào)節(jié)閥

阻尼調(diào)節(jié)閥結(jié)構(gòu)如圖3所示，彈簧預(yù)緊力可改變減振阻力的大小和特性。圖4中A點與拉伸腔相通，而B點與儲油腔相通，當拉伸腔與儲油腔的壓力差不足以推動已預(yù)緊彈簧時，油液從常通小孔流動(Q1);當拉伸腔與儲油腔的壓力差可以推動已預(yù)緊彈簧時，油液從常通小孔(Q1)和側(cè)隙流動(Q2)。在Easy5中使用常通孔、單向閥和節(jié)流閥組合實現(xiàn)阻尼調(diào)節(jié)閥的功能，如圖7中元件2所示，其中彈簧的剛度取為8.1×104N/m。

(2)活塞單向閥與底閥

活塞單向閥和底閥結(jié)構(gòu)相似，工作時都是利用閥片擋住液流，產(chǎn)生阻力，如圖5所示。

按照閥片的尺寸建立有限元模型，如圖6所示，通過有限元受力分析，得到等效剛度，其中活塞單向閥閥片剛度為4.63×10 N/m，底閥閥片剛度為1.65×10 N/m。由于活塞單向閥和底閥上一般是分布著均布的小孔，這些小孔建模前首先要進行等效處理，變成一個通孔，然后在Easy5中使用常通孔、單向閥組合實現(xiàn)活塞單向閥的功能，如圖7中元件6所示;在Easy5中使用常通孔、單向閥組合實現(xiàn)底閥的功能，如圖7中元件4所示。

圖3 阻尼調(diào)節(jié)閥結(jié)構(gòu)

圖4 阻尼調(diào)節(jié)閥工作原理

圖5 閥片結(jié)構(gòu)

圖6 閥片有限元模型

1.1 .3 油液單向流動式抗蛇行減振器建模

選用如表1的參數(shù)在Easy5軟件中根據(jù)減振器工作原理，建立減振器液壓數(shù)值模型，如圖7所示。

表1 減振器參數(shù)

圖7 油液單向流動式抗蛇行減振器數(shù)值液壓模型

1.2 雙向式抗蛇行減振器

1.2.1 結(jié)構(gòu)及工作原理

一個典型的油液雙向流動式抗蛇行減振器由圖8中15個零部件組成。其結(jié)構(gòu)與油液單向流動式抗蛇行減振器相比，它的活塞呈封閉式，上面不設(shè)單向止回閥，即活塞上無油路可通，因而在拉伸與壓縮行程時油的流動方向是不同的。

圖8 油液雙向流動式抗蛇行減振器

拉伸時的油液與上述柯尼標準的減振器相同，活塞6上部的油液經(jīng)過阻尼調(diào)節(jié)閥10流向?qū)в凸芎陀透?，如圖8所示。此時，儲油缸中的下部油液通過底閥1上的單向止回閥2流向活塞的下部油缸。

壓縮行程中的油路與標準的減振器完全相反，只有活塞下部的油受壓，油液通過底閥1上的中心孔流至底座14，底座上裝有用于壓縮行程的外部阻尼調(diào)節(jié)閥15，油液經(jīng)過該閥后通過底部孔流向油缸。同時，活塞上部的油腔體積增大，所需的補充油是由蓄油缸經(jīng)過導(dǎo)油管7及止回閥9流入。

1.2.2 油液雙向流動式抗蛇行減振器建模

與油液單向式流動抗蛇行減振器相比，其阻尼調(diào)節(jié)閥建模大致相同，在Easy5中使用常通孔和單向閥組合實現(xiàn)阻尼調(diào)節(jié)閥10的功能，如圖9中元件6所示，其中彈簧的剛度取為1.5×105N/m;在Easy5中使用兩組常通孔和止回閥組合實現(xiàn)止回閥9和底座單向止回閥2的功能，如圖9中元件2和元件3所示;在Easy5中使用常通孔和單向閥組合實現(xiàn)外部阻尼調(diào)節(jié)閥15的功能，如圖9中元件5所示，其中彈簧的剛度取為9.5×104N/m。

最后在Easy5環(huán)境里根據(jù)減振器工作原理，建立油液雙向流動式抗蛇行減振器液壓數(shù)值模型，如圖9所示。

圖9 油液雙向流動式抗蛇行減振器數(shù)值液壓模型

1.3 不同模型的仿真對比

在 Easy5 中對于活塞不同的速度(10，20，30，40，50，60 mm/s)下進行動態(tài)仿真，油液單向流動式抗蛇行減振器仿真示功圖如圖10所示。通過調(diào)整參數(shù)使得油液雙向流動式抗蛇行減振器的阻尼力和卸荷速度大體一致，其仿真示功圖如圖11所示。

表2 油液單向流動式抗蛇行減振器最大拉伸、壓縮阻尼力

表3 油液雙向流動式抗蛇行減振器最大拉伸、壓縮阻尼力

從圖2的工作原理可知，油液單向流動式抗蛇行減振器在拉伸和壓縮的時候具有大致相同的特性，這也從圖10和表2的仿真結(jié)果中反映出來。而對于油液雙向流動式抗蛇行減振器，在拉伸和壓縮的時候情況有所不同，其中拉伸的特性規(guī)律與油液單向流動式抗蛇行減振器基本相同，但是在壓縮的時候，壓力同時產(chǎn)生于止回閥和外部阻尼調(diào)節(jié)閥，因此特性與拉伸不同。同時隨著相對位移速度的提高，這種不對稱的情況愈加嚴重，這可以從圖11和表3中的仿真結(jié)果中反映出來。如果這種拉伸和壓縮的不對稱特性嚴重時就易出現(xiàn)＂局部空穴＂的現(xiàn)象，而影響減振器的性能。

2 同模型在車輛動力學仿真中的對比分析

2.1 車輛動力學模型

在Adams/Rail中建立CRH2動車組車輛動力學模型，如圖12所示。

圖12 Adams/Rail車輛動力學模型

同時為了建立聯(lián)合仿真模型，對于前轉(zhuǎn)向架把抗蛇行減振器去除，添加兩個作用力Damper_force_left和Damper_force_right以及6個系統(tǒng)狀態(tài)變量，其中Damper_xx_act_extension表示減振器兩端的位移，Damper_xx_act_rate表示減振器兩端的相對速度，Damper_force_xx表示減振器的作用力，設(shè)置如表4所示。修改后的模型如圖13所示。同理對后轉(zhuǎn)向架進行相同的處理，設(shè)定好各種變量。最后利用Adams/Control模塊導(dǎo)出控制的plant文件。

表4 狀態(tài)變量

圖13 修改后的車輛動力學模型

2.2 建立聯(lián)合仿真模型

以油液單向流動式抗蛇行減振器液壓數(shù)值模型為例，介紹車輛聯(lián)合仿真模型的建立。針對每一個減振器的輸入/輸出變量控制plant建立一個聯(lián)合仿真模型?，F(xiàn)以前轉(zhuǎn)向架左側(cè)抗蛇行減振器的輸入、輸出控制變量Pout_left/Pin_left為例，介紹如何建立聯(lián)合仿真模型。

在Easy5的元件庫中選擇 Extensions擴展庫，在MSC.Software元件庫中選擇＂ADAMS Mechanism＂元件。把元件拖入模型區(qū)。設(shè)置元件的屬性為Adams/View導(dǎo)出的plant文件，選擇＂Co-simulation＂方式，并如圖14連接Easy5模型中的元件，使得Damper_left_act_extension，Damper_left_act_rate分別與CD元件的位移和速度連接，Damper_Force_mag與CD元件的阻尼力連接。最后把聯(lián)合仿真模型導(dǎo)出為Adams External System Library，系統(tǒng)生成動態(tài)鏈接庫文件，供Adams/Control調(diào)用。

使用相同的方法可以建立包含油液雙向流動式抗蛇行減振器液壓數(shù)值模型的車輛聯(lián)合仿真模型，如圖15所示。

2.3 仿真結(jié)果分析

在Adams/Rail中進行動態(tài)計算的時候，使用Adams/Control模塊導(dǎo)入Easy5建立的聯(lián)合仿真模型生成的動態(tài)鏈接庫文件，這樣實現(xiàn)了兩個軟件的聯(lián)合仿真。仿真計算采用武廣線的實測軌道不平順數(shù)據(jù)，運行速度為300 km/h。

(1)不同流向類型減振器聯(lián)合仿真模型對比分析

使用油液單向流動式抗蛇行減振器的車輛模型仿真計算結(jié)果如圖16所示。使用油液雙向流動式抗蛇行減振器的車輛模型仿真計算結(jié)果如圖17所示。圖16和圖17均為1位輪對左輪橫移量的變化曲線。

將結(jié)果對比可以看出，包含油液單向流動式抗蛇行減振器的車輛模型仿真結(jié)果波動較小，如圖18所示。這主要是由于其油液流動是單向的，工作中不需要改變油液的流動方向，拉伸、壓縮特性對稱。但油液雙向流動式抗蛇行減振器的車輛模型由于結(jié)構(gòu)的原因，其對稱率相對比較低，出現(xiàn)相對大的波動。因此在使用油液雙向流動式抗蛇行減振器的時候，為了提高車輛的穩(wěn)定性，應(yīng)該盡量提高拉伸、壓縮特性的對稱率。

(2)減振器內(nèi)部結(jié)構(gòu)參數(shù)對車輛動力學性能的影響

使用包含油液單向流動式抗蛇行減振器的車輛聯(lián)合仿真模型，通過改變抗蛇行減振器阻尼調(diào)節(jié)閥的阻尼孔直徑和彈簧剛度，分析車輛臨界速度的變化，結(jié)果如圖19和圖20所示。在圖19中，當阻尼孔的直徑小于0.37 cm時，隨著阻尼孔直徑增加，車輛的臨界速度變大，但是當阻尼孔的直徑大于0.37 cm后，車輛的臨界速度開始快速下降。在圖20中，隨著阻尼調(diào)節(jié)閥彈簧剛度的增加，車輛的臨界速度變大，但是當彈簧剛度大于1 400 N/cm后，車輛的臨界速度并不提高。

3 結(jié)束語

本文通過仿真分析發(fā)現(xiàn)，油液單向流動式減振器的油液流動是單向的，工作中不需要改變油液的流動方向，所以其拉伸、壓縮特性大致相同，在車輛動力學仿真結(jié)果中也表現(xiàn)出相對小的波動。而油液雙向流動式抗蛇行減振器表現(xiàn)出拉伸、壓縮特性對稱率相對較低的情況，同時隨著相對位移速度的提高，這種不對稱的情況愈加嚴重，在車輛動力學仿真結(jié)果中也表現(xiàn)出較大的波動，因此在使用油液雙向流動式抗蛇行減振器時為了提高車輛的穩(wěn)定性，應(yīng)該盡量提高拉伸、壓縮特性的對稱率。同時作為抗蛇行減振器結(jié)構(gòu)中重要的參數(shù)，阻尼調(diào)節(jié)閥的阻尼孔直徑和彈簧剛度都對減振器的性能有很大影響，選擇合適的結(jié)構(gòu)參數(shù)能有效改善車輛的動力學性能。

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