• 
    

    
    

      99热精品在线国产_美女午夜性视频免费_国产精品国产高清国产av_av欧美777_自拍偷自拍亚洲精品老妇_亚洲熟女精品中文字幕_www日本黄色视频网_国产精品野战在线观看 ?

      基于有限單元法輪對(duì)-車軸系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)特性研究

      2021-01-11 06:10:54王滋昊王美令馬思群
      關(guān)鍵詞:軸段車軸輪軌

      王滋昊,王美令,馬思群

      (大連交通大學(xué) 機(jī)車車輛工程學(xué)院,遼寧 大連 116028)*

      輪對(duì)-車軸系統(tǒng)作為軌道交通車輛的重要組成部分,起著承載驅(qū)動(dòng)車身的作用,承受著車體和軌道載荷,受力復(fù)雜,目前隨著軌道交通車輛朝著高速、重載的方向發(fā)展,研究其動(dòng)力學(xué)特性也越來越重要和迫切.

      在軌道交通車輛的動(dòng)力學(xué)研究中,常將輪對(duì)的運(yùn)動(dòng)視為在鋼軌上的平動(dòng)[1].但在列車實(shí)際服役過程中,車軸因?yàn)樽灾氐仍驎?huì)產(chǎn)生彈性變形,車軸會(huì)偏離中心軸線,在輪對(duì)旋轉(zhuǎn)過程中會(huì)產(chǎn)生動(dòng)態(tài)作用力,對(duì)系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)性能造成影響.目前國(guó)內(nèi)外對(duì)于旋轉(zhuǎn)輪對(duì)的研究相對(duì)較少.Fayos 基于旋轉(zhuǎn)梁理論[2],考慮旋轉(zhuǎn)慣性和陀螺效應(yīng)建立了輪對(duì)的動(dòng)力學(xué)模型.Bazea[3]利用Fayos的模型對(duì)輪軌的高頻振動(dòng)特性進(jìn)行了研究.Jose Martinez-Casas[4]綜合考慮彈性圓柱體旋轉(zhuǎn)特性與模態(tài)阻尼,對(duì)輪對(duì)旋轉(zhuǎn)狀態(tài)下的應(yīng)力分布特征進(jìn)行了仿真分析.聞方宇[5]基于ANSYS/DYNA模擬了旋轉(zhuǎn)輪對(duì)通過道岔時(shí)的車輪接觸狀態(tài).徐寧等[6]采用假設(shè)模態(tài)法對(duì)帶有集中質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量的彈性車軸振動(dòng)特性進(jìn)行了分析.鐘碩喬等[7]研究了輪對(duì)彎曲模態(tài)對(duì)輪軌接觸性能的影響.張寶安等[8]考慮輪對(duì)旋轉(zhuǎn)行走建立了彈性輪對(duì)與剛性軌道的接觸模型,研究了彈性輪對(duì)振動(dòng)對(duì)車輛動(dòng)力學(xué)性能的影響.楊光[9]綜合考慮了輪對(duì)的彈性與旋轉(zhuǎn)行走,對(duì)輪軌系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)性能進(jìn)行了研究.楊柳等[10]基于哈密爾頓最小勢(shì)能原理建立了機(jī)車轉(zhuǎn)子非線性系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模型,研究了復(fù)雜邊界條件下,非線性因素對(duì)轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的影響.綜上所述,目前針對(duì)彈性旋轉(zhuǎn)輪對(duì)動(dòng)力學(xué)特性研究多是基于傳統(tǒng)的車輛動(dòng)力學(xué)研究方法,利用相關(guān)有限元軟件、動(dòng)力學(xué)軟件進(jìn)行仿真模擬.結(jié)合轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)的理論,采用數(shù)值方法進(jìn)行求解的相關(guān)研究較少.

      本文提出了一種基于有限元單元法的彈性輪對(duì)-車軸系統(tǒng)建模方法,分析了輪對(duì)-車軸系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)特性,為輪對(duì)-車軸的動(dòng)力學(xué)理論及振動(dòng)分析提供理論基礎(chǔ).

      1 輪對(duì)-車軸系統(tǒng)模型建立

      1.1 輪對(duì)-車軸系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型

      如圖1所示,輪對(duì)-車軸系統(tǒng)包括有車軸、車輪、軸承等部件,車輪與軌道相接觸,軸承上部支撐著車體.

      本文將利用轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)的相關(guān)理論對(duì)其特性進(jìn)行分析,整個(gè)輪對(duì)-車軸系統(tǒng)由車軸兩端軸承彈性支承,忽略車軸軸肩處過渡圓角,將車軸進(jìn)行軸段劃分,劃分過程中需遵循以下原則[11]:①以軸段軸肩處作為劃分點(diǎn),以便于描述不同截面積的軸段特性;②以軸段受力位置作為劃分點(diǎn),以便于描述軸段的載荷特性;③軸段的劃分盡量均勻,即軸段的長(zhǎng)度的均勻性.

      將劃分后的每一軸段視為梁?jiǎn)卧?將車輪視為剛性圓盤,忽略其自身幅板、輪輞等結(jié)構(gòu),在求解過程中將其等效為集中質(zhì)量點(diǎn)固結(jié)在車軸上.可將作用于支點(diǎn)處的彈性支承等效為彈簧-阻尼單元.將自身結(jié)構(gòu)、輪軌接觸產(chǎn)生的載荷視為作用于整個(gè)系統(tǒng)的外界激勵(lì).所建立的模型如圖2所示.

      圖2 輪對(duì)-車軸系統(tǒng)力學(xué)模型

      針對(duì)圖2中的輪對(duì)-車軸系統(tǒng)建立其動(dòng)力學(xué)方程為

      (1)

      該動(dòng)力學(xué)方程采用Newmark-β法進(jìn)行求解.在轉(zhuǎn)子系統(tǒng)的劃分中,假設(shè)轉(zhuǎn)子具有n個(gè)節(jié)點(diǎn),系統(tǒng)具有4n個(gè)自由度,所形成的整體剛度、質(zhì)量等矩陣為4n×4n階方陣.系統(tǒng)的整體矩陣由各單元矩陣采用直接疊加法組裝得到.以整體剛度矩陣的疊加為例,先將各單元的8×8階剛度矩陣擴(kuò)階為4n×4n階方陣,空位進(jìn)行補(bǔ)0,然后將其進(jìn)行疊加得到整體的剛度矩陣.彈性支撐的剛度直接疊加到對(duì)應(yīng)節(jié)點(diǎn)上.

      采用瑞利阻尼的形式引入系統(tǒng)的阻尼.將系統(tǒng)阻尼視為質(zhì)量和剛度矩陣的線性組合,其形式為:

      C=αM+βK

      (2)

      1.2 車軸—梁?jiǎn)卧P?/h3>

      在進(jìn)行轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)的研究時(shí),常將轉(zhuǎn)子進(jìn)行簡(jiǎn)單處理,建立起具有固定自由度數(shù)目的離散化轉(zhuǎn)子模型.本文采用有限元方法,將車軸按照一定的原則進(jìn)行劃分,劃分后的車軸單元為彈性單元,將其視為梁?jiǎn)卧M(jìn)行處理.每單元具有2個(gè)節(jié)點(diǎn),在分析過程中,忽略其軸向變形,每個(gè)節(jié)點(diǎn)具有4個(gè)自由度.梁?jiǎn)卧鐖D3所示.

      圖3 車軸-梁?jiǎn)卧疽鈭D

      可以得到梁?jiǎn)卧膹V義位移為:

      q=[vAwAθyAθzAvBwBθyBθzB]

      (3)

      忽略阻尼作用時(shí)梁?jiǎn)卧膭?dòng)力學(xué)方程為:

      (4)

      1.3 輪對(duì)-車軸系統(tǒng)中子模型

      (1)集中質(zhì)量模型

      車輪通過過盈配合裝配在車軸上,在實(shí)際處理過程中將其質(zhì)量集中于節(jié)點(diǎn)處,將其視為質(zhì)點(diǎn)固定于車軸上,等效為集中質(zhì)量單元進(jìn)行分析.

      該模型質(zhì)量矩陣Ml、陀螺矩陣Gl分別為:

      (5)

      (6)

      (2)車輪激勵(lì)載荷模型

      鐵道車輛的輪對(duì)在生產(chǎn)、組裝過程中會(huì)產(chǎn)生偏心,而且在運(yùn)行過程中,由于滾動(dòng)磨耗及擦傷,也會(huì)導(dǎo)致車輪偏心[12].車輪偏心時(shí),其質(zhì)心與幾何中心不重合,偏心距r0,激振載荷為:

      F=mΩ2r0

      (7)

      式中,m為車輪質(zhì)量,Ω為輪對(duì)-車軸轉(zhuǎn)速,r0為偏心距.

      將該激振載荷分解到y(tǒng)、z平面上可得

      (8)

      式中,φ為初始不平衡相位.

      (3)輪軌接觸法向載荷的計(jì)算

      在車輛運(yùn)行過程中,車輪與軌道接觸,會(huì)產(chǎn)生蠕滑力,為研究輪對(duì)-車軸系統(tǒng)的振動(dòng)特性,忽略輪軌接觸蠕滑力的影響,僅考慮輪軌法向接觸力.車輪節(jié)點(diǎn)輪軌法向接觸力[1]為:

      (9)

      式中,G為輪軌接觸常數(shù),單位為(m/N2/3);δZN(t)為輪軌接觸法向壓縮量,單位為m.

      對(duì)于磨耗形踏面,G=3.86R-0.115×10-8;對(duì)于錐形踏面,G=4.57R-0.149×10-8.其中R為車輪的滾動(dòng)圓半徑.

      考慮軌道垂向不平順Z(t)的情況下,輪軌法向接觸力為:

      (10)

      2 輪對(duì)-車軸系統(tǒng)的固有特性

      2.1 固有特性分析

      按照本文第1章所述方法,以某鐵路貨車的輪對(duì)為研究對(duì)象,劃分后的車軸模型如圖4所示,各軸段參數(shù)如表1所示.

      圖4 劃分后軸段

      表1 軸段參數(shù)表 mm

      在上述劃分的軸段模型中,節(jié)點(diǎn)2、18為彈性支承的作用點(diǎn),由于本文將車輪簡(jiǎn)化為質(zhì)點(diǎn)疊加在車軸上,故將車輪按照名義滾動(dòng)位置進(jìn)行劃分,即節(jié)點(diǎn)5、15為剛性車輪的等效質(zhì)量點(diǎn),其受到由于自身結(jié)構(gòu)以及輪軌接觸產(chǎn)生的載荷.

      在整個(gè)模型中,節(jié)點(diǎn)2、節(jié)點(diǎn)18處彈性支撐,支撐剛度為1×108N/m,阻尼為1×103N·s/m,車輪質(zhì)量ml=380.128 kg,集中慣性質(zhì)量Il=20.41kg·m2,車軸的彈性模量取為205.8 GPa,密度取為7 850 kg/m3.

      在ANSYS軟件中建立輪對(duì)-車軸系統(tǒng)的有限元模型,彈性車軸的軸段利用pipe16單元進(jìn)行模擬,車輪的集中質(zhì)量點(diǎn)采用MASS21單元進(jìn)行模

      擬,采用COMBI214單元模擬兩端的支撐軸承,其余參數(shù)設(shè)定均與一致,采用模態(tài)減縮法進(jìn)行系統(tǒng)固有特性的求解.建立的有限元模型如圖5所示.

      圖5 輪對(duì)-車軸系統(tǒng)有限元模型

      分別利用兩種算法計(jì)算得到的輪對(duì)-車軸系統(tǒng)振型如下表2中所示.

      表2 ANSYS與Matlab有限元法計(jì)算振型圖

      如表2所示,兩種計(jì)算方法所得輪對(duì)-車軸系統(tǒng)的振型一致,其一階振型為一階垂向彎曲、二階振型均為二彎曲,三階振型為一彎曲,其彎曲方向與一階相反,四階振型為二彎曲.

      將Matlab與ANSYS計(jì)算得到的固有頻率進(jìn)行比對(duì),如表3所示.

      表3 ANSYS與Matlab有限元法計(jì)算固有頻率對(duì)比

      Hz

      從表3可以看出,兩種軟件計(jì)算所得固有頻率結(jié)果誤差小于8%,且兩種計(jì)算方法所得振型一致.因此可以驗(yàn)證仿真結(jié)果的正確性,證明了該輪對(duì)-車軸系統(tǒng)模型的準(zhǔn)確性.

      2.2 輪對(duì)-車軸系統(tǒng)臨界轉(zhuǎn)速分析

      分別利用Matlab與ANSYS進(jìn)行輪對(duì)-車軸系統(tǒng)坎貝爾圖的繪制,并對(duì)其求取臨界轉(zhuǎn)速值.所得坎貝爾圖如圖6所示,臨界轉(zhuǎn)速值匯總于表4.

      在圖6(a)中,虛線表示不考慮陀螺效應(yīng)時(shí)系統(tǒng)的渦動(dòng)角速度,即系統(tǒng)的固有頻率,其不隨自轉(zhuǎn)角速度的增大而發(fā)生變化,呈直線.作ω=Ω的直線與其他各曲線相交,交點(diǎn)即為相應(yīng)的考慮陀螺效應(yīng)時(shí)系統(tǒng)的同步正向、反向渦動(dòng)臨界轉(zhuǎn)速.對(duì)比圖6(a)、圖6(b)可發(fā)現(xiàn)兩者趨勢(shì)一致.

      由表4可以看出,兩種計(jì)算所得出的臨界轉(zhuǎn)速值誤差小于4%,表明該模型的準(zhǔn)確性.

      (a)Matlab計(jì)算所得坎貝爾圖

      (b) ANSYS計(jì)算所得坎貝爾圖

      r/min

      根據(jù)轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)[13]的相關(guān)理論,當(dāng)轉(zhuǎn)子工作轉(zhuǎn)速低于0.7倍一階臨界轉(zhuǎn)速值時(shí),可視為剛性轉(zhuǎn)子,當(dāng)工作轉(zhuǎn)速大于0.7倍一階臨界轉(zhuǎn)速值時(shí)需視為撓性轉(zhuǎn)子.考慮到我國(guó)鐵路仍有提速的前景,當(dāng)列車運(yùn)行速度達(dá)到325km/h時(shí),輪對(duì)轉(zhuǎn)速已經(jīng)超過0.7倍一階臨界轉(zhuǎn)速,需要將其視為撓性轉(zhuǎn)子進(jìn)行分析,因此有必要對(duì)輪對(duì)-車軸系統(tǒng)進(jìn)行彈性化建模.

      3 車輪偏心對(duì)輪對(duì)轉(zhuǎn)子動(dòng)力學(xué)影響

      選取車輪偏心量為2 mm,車輛運(yùn)行速度設(shè)定為80、100、120 km/h,計(jì)算輪軌法向作用力,得到結(jié)果如下圖7所示.

      圖7 不同運(yùn)行速度下輪軌法向作用力

      分別選取車輪偏心量為1.0、1.5、2.0與2.5 mm,得到動(dòng)態(tài)法向輪軌作用力變化如圖8所示.

      圖8 不同偏心量下法向動(dòng)態(tài)作用力

      由圖7、8可知,當(dāng)車輪純滾動(dòng)時(shí),輪軌法向作用力呈周期變化,并且隨著車輛運(yùn)行速度的增加,作用力的幅值和頻率也逐漸增大.隨著車輪偏心距的增大,輪軌法向動(dòng)態(tài)作用力也增大,并且車輛運(yùn)行速度越快,增大的幅度越高.

      4 結(jié)論

      本文利用有限元方法建立了輪對(duì)-車軸系統(tǒng)模型,并進(jìn)行動(dòng)力學(xué)特性分析,得出如下結(jié)論.

      (1)基于有限元單元方法建立了考慮車軸彈性的輪對(duì)-車軸系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型,利用Matlab與ANSYS對(duì)輪對(duì)-車軸系統(tǒng)求解固有特性,其所得振型結(jié)果一致,固有頻率值誤差小于8%,臨界轉(zhuǎn)速值誤差小于4%.驗(yàn)證了模型準(zhǔn)確性;

      (2)輪對(duì)-車軸系統(tǒng)的前四階振型主要為一彎曲和二彎曲振型,頻率范圍為46~292 Hz;

      (3)當(dāng)存在車輪偏心質(zhì)量時(shí),隨著車輪偏心距和轉(zhuǎn)速的增大,輪軌法向動(dòng)態(tài)作用力增大.

      猜你喜歡
      軸段車軸輪軌
      車軸軸徑微差測(cè)量?jī)x測(cè)量不確定度評(píng)定
      高品質(zhì)生產(chǎn)
      高速永磁同步電機(jī)轉(zhuǎn)子模態(tài)分析與實(shí)驗(yàn)研究
      中低速磁浮道岔與輪軌道岔的差異
      基于并聯(lián)式平臺(tái)的船舶軸段定位及工作空間分析
      中低速磁浮與輪軌交通信號(hào)系統(tǒng)的差異
      高速列車空心車軸國(guó)產(chǎn)化的選材和試制
      非線性穩(wěn)態(tài)曲線通過時(shí)輪軌滾動(dòng)接觸的數(shù)值求解方法
      一種無縫鋼管管端在線超聲檢測(cè)時(shí)端部水密封裝置
      鋼管(2015年2期)2015-03-21 01:43:39
      25CrMo鋼高速車軸坯的試制
      马鞍山市| 富民县| 凤山市| 大足县| 永安市| 赞皇县| 大安市| 长宁区| 五指山市| 神池县| 耒阳市| 英山县| 福贡县| 综艺| 台州市| 惠来县| 上虞市| 周宁县| 克山县| 北碚区| 香河县| 固镇县| 隆德县| 大同县| 井陉县| 蒙城县| 体育| 永清县| 罗江县| 惠州市| 龙江县| 江津市| 乐东| 措勤县| 惠来县| 呼图壁县| 班戈县| 广水市| 遂平县| 昭平县| 武宣县|