基于ADAMS的車輛減速器制動性能分析

馬天宇，屠志平，安 巖，許興行，尚 濤，鄧小禾

隨著我國鐵路貨運的快速發(fā)展，編組站作為鐵路貨運的核心樞紐，正不斷地通過技術(shù)創(chuàng)新提高其工作效率和性能，為重載貨運的順利發(fā)展提供有力保障。

車輛減速器作為編組站的主要調(diào)速設(shè)備，用于間隔制動位和目的制動位調(diào)速，直接決定編組站調(diào)車作業(yè)效率。目前，車輛減速器主要采用重力鉗夾式，對車輛車輪的制動力可根據(jù)車輛自重進行自適應(yīng)調(diào)節(jié)，并通過兩側(cè)制動軌完成制動減速［1］。

作為車輛減速器的重要技術(shù)指標，制動性能主要是通過雷達測速曲線計算的方式獲取。這種現(xiàn)場試驗的方式，不僅對駝峰正常溜放作業(yè)有一定影響，而且還需要耗費大量的人力、物力。邱戰(zhàn)國等［2］提出通過測試單臺減速器對單個車輛制動時的減速度后，依據(jù)實時算法計算減速器的單位制動能高；郭玉華等［3］提出利用中值濾波法，對雷達測速曲線進行濾波處理，通過編程實現(xiàn)減速器單位制動能高的實時計算和統(tǒng)計展示。這些研究均依托于實測的雷達速度曲線，雖然有較好的實際應(yīng)用價值，但適用范圍存在局限性。

為此，本文提出采用虛擬樣機仿真的方法，基于減速器的工作原理，在機械系統(tǒng)動力學自動分析軟件（Automatic Dynamic Analysis of Mechanical Systems，ADAMS）中建立“車輛-鋼軌-減速器”耦合的動力學仿真模型，通過模型的求解計算，及時有效地獲得減速器工作過程中的制動性能。

1 減速器工作原理

重力鉗夾式減速器工作原理見圖1。當車輪駛?cè)胩幱谥苿訝顟B(tài)的減速器時，鋼軌承座帶動浮動基本軌一起抬升，此時車輪的重力通過基本軌傳遞到減速器上；通過浮動基本軌及制動鉗的傳遞，使安裝在制動鉗上的制動部件（制動軌或制動梁）對溜放車組的車輪施加壓力，產(chǎn)生摩擦制動力，從而控制溜放車組按預(yù)設(shè)的速度溜放。

圖1 重力鉗夾式減速器工作原理

從控制角度考慮，減速器的制動性能一般以減速度表示，單臺減速器制動單個車輛時可達到的減速度為

式中：B軸為減速器作用在一根車軸上的制動力；Q軸為被制動車輛的軸重；g'為考慮車輛車輪轉(zhuǎn)動慣性影響的重力加速度，一般取9.5 m/s2；h為減速器的單位制動能高。

2 動力學模型建立

雖然各類既有減速器的機械結(jié)構(gòu)及動力系統(tǒng)有所不同，但制動原理基本一致，因此本文選取現(xiàn)場常用的T·JK3-B50型減速器作為建模依據(jù)。

由于車輛車輪是被制動對象，浮動基本軌是減速器與車輛的連接和傳力部件，二者皆是減速器動力學模型的重要組成部分，因此，為分析車輛減速器的制動性能，除了減速器模型外，還需要建立車輛、鋼軌模型。

2.1 減速器模型

減速器模型包含的零部件繁多，若直接在動力學軟件ADAMS 中建模，過程將十分繁瑣，效率也遠不及專業(yè)的三維建模軟件。因此，需先在三維建模軟件Pro/E 中建立減速器幾何模型，及各零部件之間的基本約束關(guān)系；再將模型導入動力學軟件ADAMS中進行簡化，建立運動副以及添加接觸等操作；最后進行求解計算，得到減速器動力學仿真結(jié)果［4-5］。

重力鉗夾式減速器由基礎(chǔ)和機械2 部分組成?；A(chǔ)部分為減速器的整體道床或鋼臺座軌道板，機械部分可分為傳動組件和制動組件［6］。其中，傳動組件有確定的約束關(guān)系，宜采用運動副進行約束；制動組件為車輛車輪和制動軌等部件的相互摩擦作用，需通過接觸建立約束。搭建好的減速器三維模型見圖2，藍色部分為基礎(chǔ)部分，綠色部分為制動組件，灰色部分為傳動組件。

將圖2 所示的三維模型導入動力學軟件中進行簡化：①刪除基礎(chǔ)部分，用大地表示起支撐作用的臺座；②刪除銷軸、襯套以及螺栓等不影響動力學計算的零部件；③根據(jù)各部件材料賦予其對應(yīng)的質(zhì)量屬性；④根據(jù)實際運動方式，對裝配體建立運動副、接觸等連接關(guān)系［7］。一個鉗位減速器零部件約束關(guān)系見表1。

表1 減速器零部件約束關(guān)系

單臺減速器可由4、5、6 或7 節(jié)組成（相鄰兩鉗位之間的距離稱為節(jié)），對于7節(jié)及以下減速器，單個車輛通過減速器時至多只有2 根軸被制動，因此為減少計算時間，提高計算效率，本文建立了單臺4節(jié)的減速器模型。

2.2 車輛模型

敞車是我國貨車保有量最多的車型，目前約占貨車總數(shù)的55%，因此本文以常見的C70 車輛使用的轉(zhuǎn)K6 型轉(zhuǎn)向架為參照，并簡化車輛模型。簡化方法包括：①側(cè)架與搖枕使用固定副進行約束，等效為一個整體；②將車體部分的質(zhì)量等效至心盤，心盤與搖枕同樣采用固定副進行約束；③在側(cè)架與輪對之間建立軸箱，并通過力元來模擬彈性懸掛。

使用ADAMS/Rail模塊建立簡化后的轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)向架模型：軸距為1 830 mm，車輪直徑為840 mm，自重為4.8 t。簡化后的轉(zhuǎn)向架模型見圖3。

圖3 轉(zhuǎn)向架模型

2.3 減速器區(qū)段鋼軌模型

減速器區(qū)段的浮動基本軌通常采用50 kg/m 或60 kg/m 的鋼軌，兩端與線路上的固定鋼軌通過魚尾板連接，并通過減速器的專用鋼軌固定座進行固定，使浮動基本軌僅在垂直方向上下浮動［8-9］。當車輛駛?cè)胩幱谥苿訝顟B(tài)的減速器時，車輪的厚度尺寸要大于減速器的開口尺寸，車輪將減速器的開口撐開，鋼軌承座帶動浮動基本軌一起抬升，鋼軌產(chǎn)生彈性變形，彈性變形力直接作用在鋼軌承座上，成為減速器制動力的一部分。因此，若將減速器區(qū)段的鋼軌當成剛體處理，將導致計算結(jié)果不準確，故鋼軌應(yīng)建立柔性體模型。

ADAMS中建立柔性體的方法分為離散式和模態(tài)式2種［10］。離散式柔性體是將剛體構(gòu)件離散為多個實體塊，各實體塊之間通過柔性梁連接，只適用于簡單結(jié)構(gòu)；模態(tài)式柔性體是先由外部有限元軟件生成模態(tài)中性文件，再通過接口將模態(tài)中性文件導入ADAMS 中［11］。使用有限元軟件可以建立較為復雜的柔性體模型，且對模型的網(wǎng)格劃分可控，因此本文選用模態(tài)式方法建立柔性體鋼軌模型。

浮動基本軌變形帶來的附加制動力大小主要由基本軌的變形決定。當減速器的杠桿比一定時，車輪越厚，開口尺寸越小，則基本軌的浮起量越大，變形帶來的附加制動力也就越大。根據(jù)浮動基本軌在工作中的實際狀態(tài)，對基本軌的兩端施加限制6個自由度的約束來模擬彈性扣件的固定效果。

建模過程為：①在有限元軟件中導入鋼軌模型并進行網(wǎng)格劃分；②定義材料屬性；③定義外部節(jié)點，即柔性體與剛體的連接位置；④設(shè)置單位；⑤創(chuàng)建鋼軌.mnf 文件并將其導入ADAMS。浮動基本軌1階模態(tài)振型見圖4。

圖4 柔性鋼軌1階模態(tài)振型

2.4 “車輛-鋼軌-減速器”剛?cè)狁詈夏Ｐ?/h3>

將減速器和車輛、鋼軌模型合并，得到“車輛-鋼軌-減速器”剛?cè)狁詈夏Ｐ停妶D5。其中，減速器氣缸制動及緩解過程是利用step函數(shù)及移動副驅(qū)動的方式進行模擬。根據(jù)減速器的制動、緩解時間要求及曲拐的偏心距尺寸，最終確定氣缸位移驅(qū)動函數(shù)為step（time，0，0，0.6，130），即實際過程中氣缸在0.6 s 內(nèi)由緩解位到達制動位，行程為130 mm。

圖5 “車輛-鋼軌-減速器”剛?cè)狁詈夏Ｐ?/p>

3 模型參數(shù)

1）接觸參數(shù)設(shè)置。由于車輛、鋼軌以及減速器之間都是通過接觸實現(xiàn)力的傳遞，因此接觸力計算過程中摩擦系數(shù)的確認十分重要。摩擦系數(shù)與摩擦材料、表面粗糙程度、摩擦介質(zhì)等因素密切相關(guān)［12］。減速器中與車輪接觸的制動軌是由鋼軌加工而成，摩擦系數(shù)μ一般為0.1［13］。

2）求解器參數(shù)設(shè)置。將減速器模型的位置關(guān)系、約束、驅(qū)動及接觸力等參數(shù)設(shè)定好后，還需進行仿真求解器的選取及相關(guān)參數(shù)的設(shè)置。不同求解器的計算效率和穩(wěn)定性各有不同［14］。結(jié)合模型的實際情況，在避免發(fā)生穿透或不收斂的前提下，本文各仿真模型均采用GSTIFF 積分器，積分方式為SI2，仿真總時長為5 s，步長0.001 s。

3）參數(shù)驗證。為驗證減速器模型的制動緩解尺寸，確保模型的準確性，對減速器動力學模型進行初步仿真，結(jié)果表明模型的位置尺寸參數(shù)均符合《普速鐵路信號維護規(guī)則-技術(shù)標準》［15］要求。位置尺寸參數(shù)見表2。

表2 位置尺寸參數(shù)

4 模型求解與分析

4.1 制動能力

以21 t 軸重、走行速度5 m/s（18 km/h）的車輛為例，分析車輛速度及車輛受到的側(cè)壓力隨時間的變化，減速器制動性能曲線見圖6。

由圖6 可知，在2.71 s 時車輛前輪與制動軌接觸，開始制動減速。在車輛進入減速器的初期，由于基本軌還未與鋼軌承座接觸，減速器起非重力式作用，同時由于車輛以較高速度闖口進入減速器，車輛受到極大的沖擊；隨著車輛將減速器兩制動軌之間的距離由開口尺寸撐開到車輪厚度，與制動軌連接的制動鉗以曲拐的滾輪為支點，帶動鋼軌承座一起抬升至與基本軌接觸，車輛的重力則通過浮動的基本軌傳遞到減速器上，此時減速器對車輪的正壓力與車輛的重力成正比，即減速器起重力式制動作用。

當前輪剛進入減速器區(qū)段時，后輪還未與減速器制動軌接觸，但也已壓在減速器的浮動基本軌上，此時后輪受到的側(cè)壓力為0，全部制動力作用在前輪上，即減速器對車輛處于單軸制動狀態(tài)，此階段減速度為0.615 m/s2；在t=3.13 s 時，后輪進入減速器，此時兩軸同時制動，制動減速度為0.583 m/s2；在經(jīng)過0.82 s 的兩軸制動過程后，前軸離開減速器區(qū)段，后軸處于單軸制動狀態(tài)，此時減速度為0.57 m/s2；在t=4.33 s 時，后軸也離開減速器。整個制動過程持續(xù)約1.62 s，平均減速度為0.589 m/s2。

4.2 仿真驗證

通過統(tǒng)計雷達測速曲線中的數(shù)據(jù)，對多個駝峰站場一、二部位安裝的T·JK3-B50 型減速器的制動性能進行分析，統(tǒng)計結(jié)果見表3。由于仿真模型建立的是單臺減速器，且分析的是軸重21 t（總重84 t）的重車通過減速器時的制動性能，因此通過雷達數(shù)據(jù)曲線計算減速度時，也只統(tǒng)計總重在80 t左右的單輛重車通過單臺減速器的情況。

表3 減速度統(tǒng)計表m/s2

由表3可知，減速度平均值在0.591～0.654 m/s2之間；由公式（1）可知，T·JK3-B50 型減速器（h=0.13 m/m） 的理論減速度約為0.618 m/s2，仿真模型計算得到的平均減速度為0.589 m/s2，與現(xiàn)場統(tǒng)計和理論分析結(jié)果接近。

4.3 結(jié)果分析

仿真結(jié)果得到的減速度略低于理論值及站場實際統(tǒng)計值，經(jīng)分析造成這種差異的原因如下。

1）動力學模型是依據(jù)新安裝減速器的位置參數(shù)建立的，開口尺寸接近于調(diào)整量的上限，因此制動過程基本軌的浮起量較?。欢F(xiàn)場實際應(yīng)用過程中，為保證長鉤重車不超速，開口通常偏小，基本軌的浮起量則較大。浮起量的大小影響減速器附加制動力的大小，因此仿真模型中制動力比理論和實際值要小，相應(yīng)的減速度也偏小。

2）理論計算時減速器的機械杠桿比為定值，而仿真計算時由于接觸算法中相互作用力的大小與剛度、阻尼、力指數(shù)及穿透深度等參數(shù)有關(guān)，因此杠桿比總是小于理論值，這就直接導致仿真過程的制動力小于理論計算得到的制動力。

3）車輛在進入減速器初期時，存在短暫的非重力式作用，而理論計算時未考慮該作用，因此理論計算得到的減速度會大于仿真計算的結(jié)果。

5 結(jié)論

根據(jù)減速器工作原理，建立“車輛-鋼軌-減速器”的剛?cè)狁詈蟿恿W模型，并對模型進行仿真求解，得到減速器的制動性能。將仿真得到的結(jié)果與現(xiàn)場雷達測速曲線統(tǒng)計數(shù)據(jù)進行對比，結(jié)果顯示，通過動力學模擬仿真求解的方法能較好地反映實際的減速器制動性能。本文提供的減速器動力學仿真過程既可以應(yīng)用于重力鉗夾式減速器制動性能的研究，也可為不同類型減速器的設(shè)計和改進提供參考。