姚遠，劉紅，朱浩，盧碧紅

(1.株洲電力機車有限公司 機車事業(yè)部，湖南 株洲，412001；2.湖南大學 機械與運載工程學院，湖南 長沙，410082；3.大連交通大學 機械工程學院，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能，特別是隨著鐵路貨車編組數、載重數和運行速度不斷提高，鐵路對緩沖裝置的性能要求也不斷提升。因此對緩沖裝置的設計和研究不僅關系著鐵路運行的安全，更影響著鐵路貨車技術未來的發(fā)展趨勢。

在鐵路貨車高速重載的大背景下，國內外針對緩裝沖置的研究也層出不窮。孫樹磊等[1-2]從研究需求角度對已有的緩沖器動力學模型進行了結構修正，同時結合單自由度車輛沖擊實施了緩沖器性能的檢驗。許自強等[3]研究了重載機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。在具體分析中以重載萬噸列車運行工況為依托，找尋阻抗變化與列車縱向沖動的具體關聯。趙旭寶等[5]以緩沖器容量需求為切入點，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中得到的數據作為論證樣本，引入黏滯摩擦力、阻尼力完成緩沖器多段線性模型調整。另外，他們結合仿真工具和三角函數位移激勵等工具對緩沖器多段線性修正模型進行驗證和分析。COLE 等[7-8]研究了落錘試驗以及列車縱向動力學試驗，構建了新的摩擦緩沖式模型，該模型能夠應用在列車常規(guī)運作之中，也可應用在列車調車沖擊工況中。OPERA 等[9]設計了緩沖器模型，以數學平滑處理的方式對摩擦特性加以處理，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]在構建摩擦緩沖器模型過程中，對滑動摩擦與靜摩擦之間的過渡情況進行了探究。ZHU 等[11]建立了車鉤緩沖裝置的力學模型，研究了城際列車碰撞過程中車鉤的運動特性，結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動。WEI等[12]在現場調查的基礎上，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態(tài)行為，并對結構薄弱環(huán)節(jié)進行了改進設計，以提高車鉤在相同事故情況下的耐撞性。王晉樂等[13-14]以高速動車組端部性能系統(tǒng)為對象，通過沖擊試驗及碰撞仿真確定了其中需要優(yōu)化的部位，然后對系統(tǒng)車鉤安裝座進行了結構的調整，進而對這種新的安裝座結構實施了抗沖性能的驗證，發(fā)現新的結構能夠滿足設計預期需求。朱濤等[15]從失效原理、分類和標準、理論和應用與列車整體碰撞響應這4個方面對車鉤緩沖裝置進行研究。車全偉等[16]對動車組用中間車鉤緩沖吸能裝置進行現場試驗，研究其動態(tài)吸能特性。楊慶龍[17]在車鉤緩沖裝置的設計過程中，以車輛參數及配置為基礎信息，對碰撞情況中的緩沖裝置的吸能特性做了計算，最終建立了能夠在懸掛式空軌列車中進行應用的車鉤緩沖裝置，這種裝置達到了比較理想的輕量化目標。通過對裝置性能的驗證，發(fā)現鉤緩裝置符合預期性能要求[18]。

目前，既有的研究主要是針對緩沖裝置的阻抗力、非線性阻尼力和摩擦力，而對緩沖裝置中摩擦機構和彈性元件的動態(tài)受力特性的研究相對較少。緩沖裝置作為吸收和消耗列車間縱向力的機械裝置，其緩解能力不良是由于內部各零件的摩擦面磨耗到限或楔塊機構阻滯致使緩沖器無法正?；?，沖擊力無法較好地傳遞給彈性元件進行吸收緩解。因此，有必要對緩沖裝置內部各零件的動力學特性進行研究。本文以我國鐵路貨車某新型摩擦式緩沖裝置為研究對象，基于剛柔耦合多體動力學理論，采用仿真試驗的方式重點研究緩沖裝置內部摩擦機構和彈性元件動力學特性，為緩沖裝置設計生產和運營維護提供參考。

1 緩沖裝置的概述

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

1.1 緩沖裝置的組成

摩擦式緩沖裝置主要是由摩擦機構、彈性元件以及箱體這3大部件所構成，某新型緩沖裝置的內部結構如圖1所示[14]。

圖1 緩沖裝置的內部結構Fig.1 Internal structure of cushioning device

由圖1可知：摩擦機構可分為2大部分。第一部分包括如下結構：中心楔塊，這是核心內容；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構：2 塊動板和2 塊外固定板，安裝于箱體上側口部凸肩上，在固定斜板和外固定板則是動板滑動范圍；彈性元件，由內、外圓彈簧以及復位彈簧(輔助恢復原位，防止產生卡滯)組成[18]。

1.2 緩沖裝置的組成

當動力機車提供牽引力或是列車調車時的慣性動力使車輛啟動，列車之間均通過鉤緩裝置來進行作用力的傳遞。當列車向前進方向運動時，前、后車鉤緩裝置之間受到牽引力的作用，其會基于車鉤傳導到鉤尾銷、鉤尾框，進而基于緩沖器傳導到前從板、前從板座，最終傳導到牽引梁；若列車行進方向為動力機車的反方向，則鉤緩裝置間會產生沖擊力，并通過車鉤傳導到前從板，然后經過緩沖器傳導到后從板座和牽引梁之上[19]。在鉤緩裝置中，力的傳導過程如圖2所示。

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

由圖2可知：在列車運行過程中，緩沖裝置所承受的沖擊荷載一部分被摩擦機構所消耗，另一部分轉化為彈性元件中彈簧的彈性形變。當緩沖裝置處于復位階段時，彈簧彈性形變所產生的能量將隨著形變的恢復而釋放，其中大部分能量將被摩擦機構所消耗，小部分沖擊荷載將會傳遞到后續(xù)車體，進而影響列車運行時的安全性和穩(wěn)定性。

1.3 緩沖裝置工作狀態(tài)下的理論計算

根據緩沖裝置的工作原理可知，緩沖裝置存在壓縮和復位2種工作狀態(tài)，這2種工作狀態(tài)又會根據動板和前從板、動板和支撐座的接觸狀態(tài)產生4種不同的工況[18]。

以下公式中：S為緩沖器運行中的阻抗力(下標為工況差異下受力)；A為在各個零件間存在的豎直作用力(下標為零件序列號)；N為正壓力；f為摩擦因數；R為彈簧力；Q為在各個零件間存在的水平作用力(下標為零件序列號)；L為摩擦角；α，β和γ為楔塊零件的3個夾角。

工況一：當緩沖裝置受壓力時，前從板與動板未接觸，摩擦機構受力簡圖如圖3所示。

圖3 摩擦機構受力簡圖Fig.3 Force diagram of friction mechanism

由于外圓彈簧和內圓彈簧剛度總和R2遠比復位彈簧剛度R1大，因此要引入轉換系數ω。

由式(1)可得工況一阻抗力的表達式為

工況二：當緩沖裝置受壓力時，前從板與動板接觸，其受力簡圖如圖4所示。

圖4 工況二受力簡圖Fig.4 Force diagram of working condition two

工況三：當緩沖裝置從壓縮狀態(tài)復位時，動板與支撐座未接觸。

工況四：當緩沖裝置從壓縮狀態(tài)復位時，動板與支撐座相接觸，可由式(4)得出工況四阻抗力Sg4的表達式：

其中，

2 緩沖裝置落錘試驗的設計與仿真

落錘試驗是檢測緩沖裝置性能最基礎的試驗，試驗所檢測出的最大阻抗力、行程以及容量等參數是評價緩沖裝置緩沖性能最主要的指標[20]。

2.1 落錘試驗設計

依據TB/T 1961—2006“機車車輛緩沖器”標準，試驗共選取5套緩沖裝置進行初始容量試驗和正式容量試驗，并在12 t的落錘試驗臺上進行。

2.1.1 初始容量試驗

對5套緩沖裝置進行初始容量試驗，試驗程序如下：將錘起始高度設置為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。當行程距壓死差0.25 mm或達到(或接近)額定阻抗力時，錘擊停止[19]。

2.1.2 正式容量試驗

正式容量試驗分為5個程序段，各段的試驗內容及序列如表1所示。其中，第一段的初始高度為0 mm，不設定壓死差，當行程超過35.00 mm 時，則轉為第二段試驗。

表1 容量試驗方法Table 1 Capacity test methods

2.1.3 容量試驗結果分析

對試驗數據進行整理換算，可得出5套緩沖裝置的最大阻抗力、行程以及容量等參數，計算結果如表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“機車車輛緩沖器”標準對偏差的要求。

表2 容量試驗計算結果Table 2 Calculation result of capacity test

2.2 仿真試驗設計

2.2.1 研究模型的建立

首先，對模型進行虛擬樣機的建立和模型的簡化，由于模型內的彈簧為剛體，無預緊力，所以需要將彈簧模塊進行重建，使內圓彈簧和外圓彈簧合并；其次，設置緩沖裝置內部所有零部件的接觸參數和約束條件，其中接觸面涉及的參數取值如表3所示；再次，對緩沖裝置實施二次靜平衡試驗，分析內部零件彼此是否存在干涉及冗余約束的情況；最后根據落錘試驗流程，對緩沖裝置進行動態(tài)仿真分析。

表3 裝置落錘試驗仿真模型接觸參數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現場結果的對比

將動態(tài)仿真所得的正式容量試驗數據與現場落錘試驗所得數據進行對比，對比結果如表4所示。

由表4可知：緩沖裝置動態(tài)仿真試驗的最大阻抗力與現場試驗結果相對誤差為-7%～9%，最大阻抗力平均相對誤差為-1%；而行程相對誤差與容量相對誤差分別為-9%～2%和-16%～0%，兩者的平均相對誤差分別為-4%和-10%，并且這3 種性能參數均值相對誤差的絕對值均小于15%。這表明仿真試驗所得結果與落錘試驗所得數據相近，從側面也反映出該緩沖裝置的動力學仿真模型可靠性較高，可在動態(tài)仿真試驗中使用。

表4 動態(tài)仿真試驗數據與現場試驗數據對比Table 4 Comparison of dynamic simulation test data and field test data

3 摩擦機構剛柔耦合多體動力學分析

摩擦機構是保證緩沖裝置緩沖性能的重要部件，摩擦機構性能將直接影響緩沖裝置對列車間縱向作用力的吸收和消耗，而楔塊、固定斜板以及動板是摩擦機構中最主要的磨耗零件。因此，本節(jié)基于剛柔耦合多體動力學理論，再結合之前緩沖裝置的動力學仿真模型，對主要磨耗零件進行剛柔耦合多體動力學仿真研究。

3.1 磨耗零件剛柔耦合模型的建立

結合緩沖裝置的動力學仿真模型，將楔塊、固定斜板和動板逐一進行柔性化處理，處理方式如下：

1)劃分網格。采用8節(jié)點6面體單元進行網格劃分，單元類型選擇為Solid8，經過網格劃分后，楔塊、固定斜板和動板的單元數分別為6 314，14 468 和3 531 個，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構鋼制成，因此材料屬性可按合金結構鋼賦予。

3)柔性化處理。對楔塊、固定斜板和動板進行柔性化處理，可得到3個剛柔耦合模型；在創(chuàng)建片集時，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，然后實施接觸面的定義，同時對施加分布荷載進行界定。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、柔體與柔體間設置彈性系數、阻尼系數、靜摩擦因數和動摩擦因數等，接觸參數按表3設置。

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。對柔性體的各個自由度狀況和邊界條件的參考坐標進行定義，邊界條件參數如表5所示；模型仿真試驗荷載的加載方式和大小與落錘試驗相同。

表5 邊界條件參數Table 5 Boundary condition parameters

3.2 磨耗零件的仿真結果分析

3.2.1 楔塊

楔塊的主要作用是實現沖擊動能的能量轉化，且達到緩和沖擊的目的，其仿真結果云圖如圖7所示。

由圖7可知：楔塊與中心楔塊接觸側的應力較大，并且拱形曲面上部分的應力要比下部分的應力大；有3 個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；受到沖擊力干預后，拱形至支撐座區(qū)域的位移要明顯比上半部分的位移大；楔塊在整個沖擊過程中，內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，復位階段持續(xù)0.168 s，最大應力為平均值的9.76倍。

圖7 楔塊的仿真結果云圖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行傳遞，當傳遞至動板時，會使動板夾緊，從而產生較大的摩擦力去消耗沖擊力，當傳遞至箱體時，箱體會將沖擊力傳遞給車體，從而使車體產生振動，仿真結果云圖如圖8所示。

由圖8可以發(fā)現：在固定斜板和箱體接觸面中存在更大的應力，同時在壓力作用下，與支撐座接近的一側承受的拉應力比另一側的壓應力更高；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、動板間與箱體更近側面的接觸壓力也較高，同時接觸面之中右側壓力更小；在沖擊作用下，內部節(jié)點將由中心向兩側進行遞減延伸；固定斜板在整個沖擊過程中，內部受力趨于均衡，均值都不超過1 000 kN，出現激增狀態(tài)的持續(xù)時間是0.043 s，而復位階段時長是0.011 s，最大應力為平均值的11.36倍。

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

3.2.3 動板

動板雖然結構簡單，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 仿真實驗后動板云圖Fig.9 Cloud diagram of simulation results of moving plate

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

4 彈性元件剛柔耦合多體動力學分析

彈性元件主要是由外圓彈簧、內圓彈簧和復位彈簧等組成，其中外圓彈簧剛度較大，并且相較于內圓彈簧，它緩解沖擊力的能力較強，具有一定的代表性。因此，本節(jié)基于剛柔耦合多體動力學理論，再結合之前緩沖裝置的動力學仿真模型，對外圓彈簧進行剛柔耦合多體動力學仿真研究。

4.1 外圓彈簧剛柔耦合模型的建立

考慮彈簧端部與彈簧內測的精度要求，對外圓彈簧進行柔性化處理，處理方式如下：

1)劃分網格。由于彈簧端部和有效圈之間的連接處結構較特殊，所以采用6面體單元和4面體單元相結合的方式進行網格劃分，單元數為17 486個，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。對外圓彈簧展開片集并創(chuàng)建點集，片集創(chuàng)建位置是彈簧端部與支撐座、箱體接觸面，其作用是立足剛柔面接觸模式達到連接效果，如圖11所示；點集位置需要結合節(jié)點與柔體彈簧的位置關系加以確定，應該在有效圈和端部接觸位置，各層有效圈內外徑之上實施點集創(chuàng)建，點集的創(chuàng)建如圖12所示。在創(chuàng)建好片集和點集的接觸面上設置彈性系數、阻尼系數、靜摩擦因數和動摩擦因數等接觸參數，接觸參數按表2設置。

圖11 片集的創(chuàng)建Fig.11 Set creation

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

3)邊界條件及荷載施加。邊界條件根據彈簧內部單元的受力情況以及試驗目的來進行設定，對彈簧的縱向移動和旋轉進行設置，其平動剛度為1.0×109，轉動剛度為3.5×109；模型仿真試驗荷載的加載方式和大小與落錘試驗相同。

4.2 外圓彈簧的仿真結果分析

由圖13 可以發(fā)現：彈簧外徑存在的應力比內徑更低，同圈之中內徑應力的最高點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力，連接處的最大應力為同圈內徑應力的1.399倍，并且接觸力集中分布于連接處，會產生彈簧兩端局部磨耗過度的現象。

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

5 結論

1)緩沖裝置動態(tài)仿真試驗的最大阻抗力、行程與容量與現場試驗結果相對誤差的絕對值均小于15%，符合標準中的規(guī)定，這表明該緩沖裝置的動力學仿真模型具有較高的可靠性，可以在動態(tài)仿真試驗中使用，為今后的研究節(jié)約了成本。

2)楔塊、固定斜板和動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部應力集中現象較嚴重，長期承受分布不均且數值較大的應力和接觸力會使磨耗零件內部出現裂紋和表面磨損程度不同的情況，將導致零件無法正常工作，進而影響列車運行的穩(wěn)定性。

3)當外圓彈簧受到動態(tài)作用時，彈簧內側應力是外側的1.5倍左右，并且在彈簧簧圈端部與有效圈連接處會產生較大應力，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產生接觸力集中分布的現象，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力特性將會直接影響緩沖裝置的緩沖性能，進而影響整個列車的安全性。