動(dòng)車組閘片磨損分析及壽命預(yù)測(cè)

張輝,李斌,史立,尹劍,張生芳

(1.天津鐵路信號(hào)有限責(zé)任公司,天津 300300;2.大連交通大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院,遼寧 大連 116028)

隨著制動(dòng)技術(shù)的發(fā)展,盤式制動(dòng)器以其摩擦穩(wěn)定性高、制動(dòng)噪聲小等眾多優(yōu)點(diǎn),逐漸取代了摩擦制動(dòng)方式中的閘瓦制動(dòng)器,成為動(dòng)車制動(dòng)系統(tǒng)的重要形式[1]。盤式制動(dòng)器在工作過(guò)程中需要在短時(shí)間內(nèi)實(shí)現(xiàn)能量轉(zhuǎn)換,產(chǎn)生的摩擦熱會(huì)使制動(dòng)盤/片處于高溫高壓環(huán)境中,在高溫高壓作用下,制動(dòng)盤/片內(nèi)會(huì)產(chǎn)生熱應(yīng)力、壓應(yīng)力以及微弱的變形。同時(shí),由于摩擦作用,盤式制動(dòng)摩擦副會(huì)產(chǎn)生不同程度的磨損。磨損的累積會(huì)改變摩擦副工作過(guò)程中的接觸面積,進(jìn)而影響制動(dòng)穩(wěn)定性,降低動(dòng)車運(yùn)行安全性。在動(dòng)車組運(yùn)維過(guò)程中,針對(duì)閘片的疲勞壽命監(jiān)測(cè)多為預(yù)防性檢修,需要經(jīng)常對(duì)動(dòng)車組閘片進(jìn)行拆卸、檢查、維護(hù),因此需要對(duì)動(dòng)車組閘片制動(dòng)過(guò)程中的熱、力、磨損及其壽命預(yù)測(cè)進(jìn)行相關(guān)研究。

王磊等[2]利用Ansys建立了動(dòng)車組用閘片循環(huán)對(duì)稱模型,分析了閘片幾何尺寸對(duì)熱流密度分配、對(duì)流散熱和輻射散熱的影響。夏毅敏等[3]基于傳熱理論和有限元方法,考慮溫度對(duì)材料特性的影響,利用Ansys分析了閘片溫度場(chǎng)和應(yīng)力場(chǎng)在制動(dòng)過(guò)程的分布以及變化規(guī)律。張生芳等[4]用間接耦合法將熱分析結(jié)果代入結(jié)構(gòu)場(chǎng),分析閘片的溫度及應(yīng)力變化。

摩擦必然伴隨著磨損,磨損的計(jì)算方法種類繁多。Rajesh等[5]建立了圓盤與銷軸接觸分析的有限元模型,用3D表面到表面的體-地連接和旋轉(zhuǎn)類型表示接觸面的滑動(dòng)行為。張方宇等[6]模擬了摩擦片和制動(dòng)盤的磨合過(guò)程,證明了應(yīng)力-磨損耦合分析方法的可行性。郝強(qiáng)[7]使用微元法改進(jìn)了Archard磨粒磨損計(jì)算公式,利用有限元法計(jì)算探討了宏觀尺度下的閘片表面磨損分布規(guī)律。尹家寶等[8]提出一種求解摩擦塊磨損的數(shù)值方法,利用Abaqus結(jié)合磨損子程序?qū)崿F(xiàn)了磨損量及磨損量累計(jì)過(guò)程的模擬,最終通過(guò)Matlab二次開(kāi)發(fā)直接提取了磨損數(shù)值。趙子衡等[9]對(duì)傳統(tǒng)的Archard磨損模型進(jìn)行改進(jìn),模擬了某鼓式制動(dòng)器制動(dòng)過(guò)程,結(jié)果表明完全耦合法能夠更真實(shí)地模擬制動(dòng)過(guò)程的熱-力-磨損耦合。

基于統(tǒng)計(jì)分析的壽命預(yù)測(cè)主要通過(guò)大量采集初始數(shù)據(jù)建立統(tǒng)計(jì)模型,從而實(shí)現(xiàn)壽命的預(yù)測(cè)。曲線擬合、灰色預(yù)測(cè)和神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)等方法能夠很好地實(shí)現(xiàn)磨損預(yù)測(cè)。Zhang等[10]提出一種基于深度學(xué)習(xí)的壽命預(yù)測(cè)方法,組建了混合學(xué)習(xí)結(jié)構(gòu)網(wǎng)絡(luò),通過(guò)多項(xiàng)式回歸模型計(jì)算預(yù)測(cè)。Chang等[11]利用磨損模型和磨損進(jìn)程的遞歸函數(shù),通過(guò)原始算法推理了磨損隨時(shí)間的變化。Fan等[12]利用遺傳算法優(yōu)化了長(zhǎng)短時(shí)記憶網(wǎng)絡(luò),利用訓(xùn)練好的網(wǎng)絡(luò)進(jìn)行電機(jī)軸承壽命的預(yù)測(cè)。

本文基于熱-力耦合有限元模型,通過(guò)Archard磨損理論進(jìn)行二次開(kāi)發(fā),實(shí)現(xiàn)了閘片磨損的有限元計(jì)算,模擬分析了閘片的磨損演變分布規(guī)律。采用單一變量法研究了制動(dòng)參數(shù)對(duì)閘片磨損的影響,并根據(jù)閘片磨損仿真,建立磨損與制動(dòng)參數(shù)對(duì)應(yīng)關(guān)系的數(shù)據(jù)庫(kù),通過(guò)BP算法調(diào)取數(shù)據(jù)建立磨損預(yù)測(cè)模型,建立動(dòng)車組閘片磨損量與行駛里程的對(duì)應(yīng)關(guān)系,最后設(shè)計(jì)了動(dòng)車組閘片壽命預(yù)測(cè)系統(tǒng)。

1 制動(dòng)盤熱-力耦合磨損計(jì)算模型

1.1 熱傳導(dǎo)初始條件及邊界條件

根據(jù)傳熱學(xué)理論,摩擦熱會(huì)以熱傳導(dǎo)、熱對(duì)流以及熱輻射的形式傳遞到外部環(huán)境。

(1)熱傳導(dǎo)模型

將閘片看作無(wú)內(nèi)熱源的各向同性材料,根據(jù)傳熱理論,其熱傳導(dǎo)方程為:

(1)

式中:T為溫度,K;t為時(shí)間,s;ρ為材料密度,kg/m3;C為材料比熱容,J/(kg·K);λ為材料導(dǎo)熱系數(shù),W/(m·K)。

動(dòng)車組盤式制動(dòng)器主要有熱傳導(dǎo)、熱對(duì)流及熱輻射,模型初始邊界條件為:在制動(dòng)初始時(shí)刻t=0時(shí),T(x,y,z)=T0,初始溫度T0取20 ℃。

在閘片的所有換熱界面上:

(2)

在摩擦副接觸摩擦界面上:

(3)

式中:T0為環(huán)境溫度;ni為各界面的法向單位向量;z為摩擦界面的法向單位向量;αi為各界面的對(duì)流換熱系數(shù);αz為摩擦界面的對(duì)流換熱系數(shù);εi、εz為輻射換熱系數(shù),W/(m2·K);σ為斯蒂芬-波爾茲曼常數(shù);q為閘片吸收的熱流密度,W/m2。

(2)對(duì)流換熱模型

設(shè)強(qiáng)制對(duì)流換熱系數(shù)為αc,對(duì)于普朗特?cái)?shù)Pr>0.6的流體,當(dāng)雷諾數(shù)Rel

(4)

當(dāng)雷諾數(shù)Rel>Rexc時(shí),對(duì)流換熱系數(shù)為:

(5)

式中:Re為雷諾數(shù);Pr為空氣的普朗特?cái)?shù),取0.7;λ為空氣的熱導(dǎo)率,取λ=6.14×10-6W/(m·K);l為閘片的特征長(zhǎng)度。

(3)輻射換熱系數(shù)

制動(dòng)過(guò)程中存在輻射換熱現(xiàn)象。根據(jù)斯蒂芬-波爾茲曼定律,閘片與空氣之間的輻射換熱關(guān)系式為:

(6)

式中:ε為物體發(fā)射率;σ0為斯蒂芬-玻爾茲曼系數(shù),σ0=5.67×10-8W/(m2·k4)。

1.2 動(dòng)車組盤式制動(dòng)器有限元模型的建立

動(dòng)車組盤式制動(dòng)系統(tǒng)在工作過(guò)程中發(fā)生了大量的能量轉(zhuǎn)換,能量的轉(zhuǎn)換又包含多種形式,根據(jù)研究條件,提出如下假設(shè):

a.閘片及制動(dòng)盤為各向同性材料,摩擦系數(shù)恒定為0.37。

b.模擬制動(dòng)過(guò)程是勻減速。

c.忽略摩擦過(guò)程中磨屑帶走的能量。

d.制動(dòng)壓力在閘片背面均布分布。

e.忽略制動(dòng)過(guò)程中環(huán)境溫度的變化,初始值設(shè)置為20 ℃。

f.忽略振動(dòng)對(duì)結(jié)果的影響。

制動(dòng)盤外半徑為320 mm,內(nèi)半徑為180 mm,制動(dòng)盤原型厚度為80 mm,制動(dòng)盤厚度為40 mm;閘片外半徑為310 mm,內(nèi)半徑為188 mm,厚度為20 mm,摩擦面積為28 500 mm2。

(1)摩擦副材料參數(shù)

摩擦副材料初始參數(shù)見(jiàn)表1,制動(dòng)盤材料參數(shù)隨溫度變化見(jiàn)表2。

表1 摩擦副材料初始參數(shù)[4]

(2)有限元模型前處理

制動(dòng)盤和閘片采用六面體網(wǎng)格,制動(dòng)盤單元數(shù)量為2 400個(gè),閘片單元數(shù)量為540個(gè),采用減縮積分單元C3D8T,見(jiàn)圖1。

圖1 制動(dòng)盤和閘片網(wǎng)格模型

表面熱交換條件膜層散熱系數(shù)為0.001 W/(m·K),熱輻射發(fā)射率設(shè)置為0.2。圖2為有限元模型邊界條件示意圖,閘片四周表面受x、y方向的轉(zhuǎn)動(dòng)和位移約束,RP點(diǎn)約束在x、y方向的位移,施加轉(zhuǎn)速。制動(dòng)盤非接觸表面施加z方向的對(duì)稱約束。

圖2 有限元模型邊界條件示意圖

1.3 磨損計(jì)算方法

Archard的磨損模型[13]形式如下:

(7)

式中:V為磨損體積;s為磨損位移;k為無(wú)量綱的磨損系數(shù);FN為法向載荷;H為磨損表面的硬度。

將閘片接觸面劃分為N個(gè)無(wú)窮小的接觸面積,在單一無(wú)窮小的接觸面積ΔA上,時(shí)間增量為dt,則磨損模型演變的微分形式為:

(8)

式中:dV為磨損體積增量;ds為滑動(dòng)位移增量;FN為法向接觸力。

假設(shè)ΔA在dt下的磨損厚度增量為dh,則dV=ΔAdh,代入式(7)得:

(9)

式中:FN/ΔA為無(wú)窮小接觸面積處的接觸應(yīng)力,令FN/ΔA為pc;k/H為有量綱磨損系數(shù),用kd表示,則式(9)表示為:

dh=kdpcΔs

(10)

取時(shí)間增量為Δt,磨損厚度增量為Δh,相對(duì)滑動(dòng)位移增量為Δs,得:

Δh=kdpcΔs

(11)

首先計(jì)算接觸應(yīng)力pc。當(dāng)Δs較小時(shí),認(rèn)為pc為不變量,求得對(duì)應(yīng)的Δh,根據(jù)h變化之后的模型,獲得接觸應(yīng)力pc。

設(shè)閘片和制動(dòng)盤間接觸點(diǎn)i=1,…,N,歐拉積分步數(shù)j=1,…,M,第i個(gè)接觸點(diǎn)第j個(gè)積分步的接觸應(yīng)力為pc(i,j),磨損深度為Δh(i,j),j次磨損深度為h(i,j),制動(dòng)盤轉(zhuǎn)動(dòng)位移為Δs(i,j)。則:

Δh(i,j)=kdpc(i,j)Δs(i,j)

(12)

h(i,j+1)=h(i,j)+Δh(i,j)

(13)

在ALE自適應(yīng)網(wǎng)格選項(xiàng)中設(shè)置磨損邊界為速度約束,將式(14)左右兩側(cè)同時(shí)除以第j個(gè)時(shí)間步長(zhǎng)Δt(j),得:

(14)

(15)

2 閘片熱-力耦合及磨損結(jié)果分析

2.1 閘片瞬態(tài)溫度場(chǎng)應(yīng)力場(chǎng)仿真結(jié)果分析

本節(jié)模擬計(jì)算制動(dòng)初速度為120 km/h、制動(dòng)壓力為23 000 N時(shí)的制動(dòng)工況。圖3為制動(dòng)過(guò)程中閘片溫度場(chǎng)分布云圖。制動(dòng)開(kāi)始后,摩擦產(chǎn)熱遠(yuǎn)大于摩擦散熱,閘片表面的溫度不斷上升,隨著摩擦的持續(xù),摩擦表面溫度分布有明顯的變化。在1 s時(shí)摩擦面靠近閘片外徑處開(kāi)始出現(xiàn)溫度梯度;在13 s左右,由于轉(zhuǎn)速不斷降低,摩擦熱流的輸入與熱量的耗散達(dá)到平衡,達(dá)到了制動(dòng)過(guò)程中的最高溫度;之后摩擦產(chǎn)熱小于熱量的耗散,溫度開(kāi)始下降。整個(gè)制動(dòng)過(guò)程中,閘片表面最高溫度達(dá)到了209.4 ℃,制動(dòng)結(jié)束時(shí)最高溫度為122.6 ℃,閘片的最高溫度出現(xiàn)在摩擦半徑273 mm處。

圖3 制動(dòng)過(guò)程中閘片溫度分布云圖

圖4為制動(dòng)過(guò)程中閘片應(yīng)力分布云圖。在制動(dòng)過(guò)程中,由于摩擦作用,閘片摩擦表面累積了大量的熱量,在摩擦表面存在相應(yīng)的溫度梯度,高溫使得閘片的變形向徑向擴(kuò)展,閘片摩擦區(qū)域同時(shí)產(chǎn)生很大的熱應(yīng)力。制動(dòng)初期,由于摩擦入口先發(fā)生滑動(dòng),閘片摩擦入口區(qū)域產(chǎn)生局部熱應(yīng)力;摩擦制動(dòng)持續(xù)進(jìn)行之后,摩擦出口區(qū)域應(yīng)力逐漸大于其余位置,閘片徑向的溫度梯度同時(shí)影響閘片應(yīng)力分布,在摩擦半徑273 mm附近出現(xiàn)了最大應(yīng)力。從制動(dòng)開(kāi)始13 s后閘片摩擦表面的徑向應(yīng)力分布呈明顯的梯度分布,由于應(yīng)力集中的存在,周向應(yīng)力的分布存在較大的差異。

圖4 制動(dòng)過(guò)程中閘片應(yīng)力分布云圖

2.2 閘片磨損仿真結(jié)果分析

本節(jié)將基于上述有限元模型,設(shè)置制動(dòng)初速度為160 km/h、制動(dòng)壓力為14 000 N、仿真時(shí)長(zhǎng)為10 s,不同時(shí)刻閘片磨損分布云圖見(jiàn)圖5。閘片左側(cè)為摩擦入口區(qū)域,右側(cè)為摩擦出口區(qū)域。在制動(dòng)初期,壓力大、速度快,磨損值增加迅速,閘片中間部分磨損最小,隨后在溫度以及應(yīng)力共同作用下,閘片的上下邊緣部分磨損程度最小。制動(dòng)初期摩擦入口區(qū)域磨損大,由于摩擦方向向右,隨著相對(duì)運(yùn)動(dòng)的持續(xù),逐漸演變成摩擦出口區(qū)域的磨損大。

圖5 不同時(shí)刻閘片磨損分布云圖

選擇閘片不同周向以及徑向節(jié)點(diǎn),周向節(jié)點(diǎn)從左到右編號(hào)1～19,徑向節(jié)點(diǎn)從下到上編號(hào)1～11,見(jiàn)圖6。閘片表面磨損規(guī)律見(jiàn)圖7, 閘片徑向磨損呈

圖6 閘片表面磨損分析節(jié)點(diǎn)圖

(a) 周向磨損

(b) 徑向磨損圖7 閘片表面磨損規(guī)律

現(xiàn)先增大后減小的趨勢(shì),在制動(dòng)過(guò)程中閘片內(nèi)徑的線速度相對(duì)較小,因此節(jié)點(diǎn)1磨損值最小,隨著各節(jié)點(diǎn)摩擦半徑的增大,磨損程度相比于內(nèi)側(cè)均有所增大。制動(dòng)過(guò)程中溫度及應(yīng)力最大值區(qū)域位于摩擦半徑273 mm(節(jié)點(diǎn)8)附近,溫度與應(yīng)力大小與磨損深度成正比,因此節(jié)點(diǎn)8處磨損最大,節(jié)點(diǎn)8向兩側(cè)呈現(xiàn)磨損梯度值。

2.3 制動(dòng)初速度對(duì)閘片磨損的影響

將初始?jí)毫υO(shè)定為23 kN,隨著制動(dòng)初速度的增大,閘片表面磨損深度不斷增加,但閘片摩擦表面磨損分布趨勢(shì)無(wú)明顯變化。速度從80到180 km/h,最大磨損深度為1.40×10-2、1.69×10-2、2.01×10-2、2.27×10-2、2.53×10-2、2.80×10-2mm。制動(dòng)過(guò)程中,初始速度直接決定摩擦副之間的相對(duì)滑動(dòng)速度,在相同時(shí)間、相同制動(dòng)壓力下,初速度越大,摩擦副表面相對(duì)滑動(dòng)距離越大,導(dǎo)致閘片表面磨損加劇,不同制動(dòng)初速度下閘片磨損曲線見(jiàn)圖8。

圖8 不同制動(dòng)初速度下閘片磨損曲線

從圖8可以看出,在制動(dòng)初期,不同轉(zhuǎn)速下最大磨損量差值較小,隨著制動(dòng)時(shí)間的增加,其差值逐漸增大,且差值存在一定的差異。以80 km/h為起點(diǎn),20 km/h為一個(gè)跨度,速度每增加20 km/h,磨損深度分別增加2.91×10-3、3.19×10-3、2.66×10-3、2.52×10-3、2.78×10-3mm。如圖9所示,隨著速度的增加,磨損深度差值的變化呈現(xiàn)先上升后下降再上升的趨勢(shì),但磨損深度的變化率逐漸減小,后期趨于平穩(wěn)。速度增大,磨損深度變化較大,速度達(dá)到120 km/h以后,摩擦副溫度較大。同時(shí),由于閘片節(jié)點(diǎn)磨損,摩擦副接觸面積發(fā)生變化,摩擦力大小發(fā)生一定的變化,導(dǎo)致磨損深度增加量減小,因此磨損變化率逐漸減小。由于速度不斷上升,摩擦副相對(duì)滑動(dòng)速度逐漸變大,滑動(dòng)速度的增大將會(huì)加劇閘片接觸表面的磨損,磨損深度進(jìn)一步增大。

(a) 磨損深度差值

(b) 磨損變化率圖9 磨損變化曲線

2.4 制動(dòng)壓力對(duì)閘片磨損的影響

將初始速度設(shè)定為120 km/h,閘片摩擦表面磨損分布趨勢(shì)隨著制動(dòng)壓力的增大無(wú)明顯變化。圖10為不同制動(dòng)壓力下閘片磨損曲線,不同壓力下,磨損深度的變化趨勢(shì)相同,摩擦面摩擦力隨著制動(dòng)壓力的增大而增大,進(jìn)一步增大摩擦表面接觸應(yīng)力,迫使閘片表面發(fā)生變形。隨著制動(dòng)壓力的增大而增大,擠壓摩擦力和剪切力也增大,進(jìn)一步加劇了磨損程度。

圖10 不同制動(dòng)壓力下閘片磨損曲線

在10 s時(shí)間內(nèi),制動(dòng)壓力為17 kN時(shí)最大磨損深度為1.52×10-2mm,隨后壓力每增加3 kN,最大磨損深度分別增加2.313 8×10-3、2.580 6×10-3、2.231 4×10-3、2.332 9×10-3、2.253 7×10-3mm,利用差值計(jì)算磨損變化率繪圖,見(jiàn)圖11。隨著制動(dòng)壓力的增大,摩擦力線性增大,摩擦制動(dòng)使得閘片溫升變大,導(dǎo)致閘片發(fā)生熱變形,在摩擦副相對(duì)滑動(dòng)的同時(shí),由于熱變形的影響,摩擦接觸面積一直變化,因此磨損差值會(huì)呈現(xiàn)出上下波動(dòng),但其磨損變化率呈現(xiàn)逐漸降低的趨勢(shì)。

(a) 磨損深度差值

(b) 磨損變化率圖11 磨損變化曲線

3 動(dòng)車組閘片壽命預(yù)測(cè)系統(tǒng)設(shè)計(jì)

3.1 動(dòng)車組閘片磨損預(yù)測(cè)模型的建立

數(shù)據(jù)預(yù)處理保證數(shù)據(jù)庫(kù)完整性的同時(shí)還可以減小數(shù)據(jù)庫(kù)的量,數(shù)據(jù)預(yù)處理包含數(shù)據(jù)去噪、特征選取以及特征數(shù)據(jù)處理3個(gè)過(guò)程。

(1)輸入輸出層結(jié)構(gòu)

以閘片各節(jié)點(diǎn)的磨損值為輸出參數(shù),輸入層為制動(dòng)初速度、制動(dòng)壓力、制動(dòng)時(shí)間。輸出層神經(jīng)元包括閘片209個(gè)節(jié)點(diǎn)的磨損仿真數(shù)值。

(2)隱藏層結(jié)構(gòu)

本文采用單隱層、3層輸入、多輸出的BP神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)建立預(yù)測(cè)模型。目前,隱層神經(jīng)元數(shù)量有幾種相關(guān)的經(jīng)驗(yàn)公式可供參考,本文參考公式(16):

(16)

式中:m、n為輸入層、輸出層神經(jīng)元數(shù)量;a∈[1,10]。

確定該網(wǎng)絡(luò)結(jié)構(gòu)的隱藏層神經(jīng)元數(shù)量個(gè)數(shù)為15～24,該模型選擇18個(gè)隱層神經(jīng)元。

(3)激勵(lì)函數(shù)

選擇S型正切函數(shù)tansig作為隱藏層神經(jīng)元的激勵(lì)函數(shù),選取S型對(duì)數(shù)函數(shù)logsig作為輸出層神經(jīng)元的激勵(lì)函數(shù)。

(4)學(xué)習(xí)率

學(xué)習(xí)率大小直接影響學(xué)習(xí)精度、學(xué)習(xí)速度。通常情況下,學(xué)習(xí)率的范圍大概取0.01～0.70即可,本模型學(xué)習(xí)率為0.01。

選擇3種制動(dòng)壓力,分別為14、23、32 kN;初速度選擇范圍為60～200 km/h,以20 km/h為一個(gè)跨度;仿真時(shí)長(zhǎng)20 s,以2 s為一個(gè)時(shí)間跨度選擇數(shù)據(jù)進(jìn)行訓(xùn)練,共提取出230組數(shù)據(jù)進(jìn)行模型的訓(xùn)練、驗(yàn)證以及測(cè)試。

表3 為Progress區(qū)域訓(xùn)練結(jié)果統(tǒng)計(jì)表,Epoch表示實(shí)際訓(xùn)練次數(shù)(19次);Time表示訓(xùn)練總時(shí)間(31 min 9 s);Performance為性能指標(biāo),該模型訓(xùn)練均方誤差為1.37×10-7;Gradient為梯度,進(jìn)度條中顯示當(dāng)前的梯度值為8.37×10-8,右側(cè)設(shè)定的梯度值為1×10-7,梯度值達(dá)到設(shè)定值則停止訓(xùn)練。

表3 網(wǎng)絡(luò)訓(xùn)練結(jié)果數(shù)據(jù)統(tǒng)計(jì)表

3.2 磨損量-行駛里程對(duì)應(yīng)關(guān)系的建立

目前復(fù)興號(hào)動(dòng)車組閘片厚度原型為20 mm,其余動(dòng)車組閘片厚度原型為17 mm。其中毫米磨耗行駛里程=壽命萬(wàn)公里/(原型厚度-磨耗到限)。根據(jù)最大磨損深度計(jì)算失效磨耗量,以CRH380BL上的博科瑞B(yǎng)KR380FA為例,動(dòng)車組閘片最大壽命為79.3 萬(wàn)km(取79 萬(wàn)km),拖車為44.2 萬(wàn)km(取44 萬(wàn)km)。閘片原型厚度為17 mm,允許磨耗到限厚度最薄為5 mm。對(duì)上述數(shù)據(jù)進(jìn)行計(jì)算,閘片每磨耗1 mm,可行駛里程動(dòng)車取n1=658 33 km,拖車取n2=36 666 km。根據(jù)動(dòng)車與拖車行駛里程和單位磨損量的關(guān)系,當(dāng)動(dòng)車組閘片磨損x時(shí),計(jì)算得到拖車閘片磨損x2=xn1/n2≈1.8x。綜合以上選擇數(shù)據(jù),其壽命計(jì)算為:

y1=(12-x)×65 833

(17)

y2=(12-1.8x)×36 666

(18)

式中:y1、y2分別為動(dòng)車組閘片的剩余行駛里程和拖車閘片的剩余行駛里程;x為動(dòng)車組閘片磨損厚度。

3.3 系統(tǒng)軟件界面設(shè)計(jì)結(jié)果及應(yīng)用

壽命預(yù)測(cè)計(jì)算App基于Matlab中的圖形用戶界面設(shè)計(jì),在用戶與計(jì)算機(jī)之間建立交互操作。使用面板、圖標(biāo)按鈕等功能框進(jìn)行設(shè)計(jì)界面布局,通過(guò)編輯回調(diào)函數(shù),邏輯選擇的switch分支結(jié)構(gòu)見(jiàn)圖12。

圖12 switch分支結(jié)構(gòu)

圖13為預(yù)測(cè)系統(tǒng)使用案例?？梢钥闯?當(dāng)輸入制動(dòng)初速度為160 km/h、制動(dòng)壓力為32 kN、制動(dòng)時(shí)間為20 s時(shí),磨損預(yù)測(cè)模型磨損深度預(yù)測(cè)結(jié)果最大值為0.030 76 mm,期望輸出最大目標(biāo)值為0.030 741 mm,誤差值為1.9×10-5mm;磨損深度預(yù)測(cè)結(jié)果平均值為0.024 52 mm,期望輸出目標(biāo)的平均值為0.024 485 mm,誤差值為3.5×10-5mm,可以看出磨損深度預(yù)測(cè)精度較高。隨后針對(duì)壽命計(jì)算模塊進(jìn)行型號(hào)選擇,閘片型號(hào)選擇DC20,動(dòng)車型號(hào)選擇CRH380AL,選擇型號(hào)之后動(dòng)車、拖車磨損極限彈出初始值為12 mm,此時(shí)計(jì)算按鈕的回調(diào)函數(shù)根據(jù)switch語(yǔ)句選擇出CRH380AL車型上DC20閘片對(duì)應(yīng)的壽命計(jì)算方式,隨后根據(jù)輸入磨損量計(jì)算剩余行駛里程以及剩余磨損厚度,并自動(dòng)更新迭代至動(dòng)車、拖車磨損極限。

圖13 預(yù)測(cè)系統(tǒng)使用案例

4 結(jié)論

(1) 本文基于熱-力耦合仿真模型,結(jié)合自適應(yīng)網(wǎng)格技術(shù)進(jìn)行二次開(kāi)發(fā),模擬計(jì)算了閘片磨損過(guò)程,分析了制動(dòng)初始參數(shù)對(duì)于閘片磨損的影響。結(jié)果表明:該模型磨損仿真結(jié)果與試驗(yàn)閘片磨損分布趨勢(shì)相同,閘片的摩擦出口區(qū)域出現(xiàn)了較嚴(yán)重的磨損,磨損在徑向呈現(xiàn)梯度分布。制動(dòng)初速度從80 km/h增大到180 km/h時(shí),最大磨損深度增加了1.40×10-2mm。制動(dòng)壓力從17 kN增大到32 kN時(shí),最大磨損深度增加了0.94×10-2mm。

(2)本文主要分析動(dòng)車組閘片壽命預(yù)測(cè)的實(shí)現(xiàn)途徑及實(shí)現(xiàn)過(guò)程,根據(jù)閘片磨損仿真結(jié)果,建立磨損與制動(dòng)參數(shù)對(duì)應(yīng)關(guān)系的數(shù)據(jù)庫(kù),基于BP神經(jīng)網(wǎng)絡(luò)模型,運(yùn)用數(shù)據(jù)庫(kù)數(shù)據(jù)對(duì)預(yù)測(cè)模型進(jìn)行了訓(xùn)練、驗(yàn)證和測(cè)試,建立了閘片磨損預(yù)測(cè)模型。根據(jù)動(dòng)車組運(yùn)行數(shù)據(jù)建立了閘片磨損量-行駛里程的對(duì)應(yīng)關(guān)系。通過(guò)編程語(yǔ)言調(diào)用訓(xùn)練好的模型,編寫了各車型閘片的壽命計(jì)算邏輯,建立了集磨損預(yù)測(cè)、壽命計(jì)算為一體的動(dòng)車組閘片壽命預(yù)測(cè)系統(tǒng)。