鐵道車輛新型液氣緩沖器建模與仿真分析

李偉剛，張鎖懷，吳一凡

(1.陜西科技大學機電工程學院，陜西西安710021;2.上海應用技術學院機械工程學院，上海201418)

目前，我國列車運行速度日益提高，高速運行的列車一旦發生事故，就會帶來嚴重的人員傷亡和財產損失。緩沖器作為列車的第一級吸能裝置，它可以用來傳遞牽引力、緩和和削減由于列車在啟動、制動以及調車時車輛之間相互碰撞而引起的沖擊和振動，從而可以減輕車輛對貨物的破壞性、提高列車運行的平穩性和安全性［1］。

液氣緩沖器利用壓縮油液使其流過阻尼孔來實現對列車沖擊能量的緩沖、吸收和衰減，并且利用惰性氣體作為復位元件實現復位功能［2］。液氣緩沖器具有緩沖容量大、性能穩定、便于調整等優點，并且利用惰性氣體代替原來的鋼彈簧，不但消除了彈簧的疲勞現象，還實現了無損耗工作，減少了維修量，提高了使用壽命［3］。我國用于鐵道車輛的液氣緩沖器技術還不夠成熟，目前僅在從法國阿爾斯通公司引進的CRH5動車組上裝配了液氣緩沖器［4］。

1 新型液氣緩沖器的基本結構及工作原理

目前，鐵道車輛上應用的液氣緩沖器主要有德國的OLED液氣緩沖器和CRHS動車組上應用的液氣緩沖器。這兩種緩沖器均采用阻尼棒和節流阻尼環結構，這樣一旦液氣緩沖器的阻尼棒和阻尼環對中性不好，就可能導致緩沖器不能達到預期效果，甚至失效［5］。節流阻尼孔和阻尼環縫是新型液氣緩沖器的主要結構參數，也是影響液氣緩沖器特性曲線的主要因素。理想的液氣緩沖器阻抗力、位移曲線如圖1所示，曲線與橫坐標所包圍的面積就代表緩沖器的容量，容量一定的情況下，曲線越接近矩形阻抗力越小，緩沖效果越好［6］。

圖1 液氣緩沖器理想緩沖曲線

因此，設計的新型液氣緩沖器結構簡圖如圖2所示，主要由撞頭、油腔、氣腔、活塞桿、氣液隔離活塞、阻尼閥、油缸等組成。新型液氣緩沖器的油腔中充滿了液壓油，氣腔中充滿了氮氣，當液氣緩沖器的撞頭受到沖擊作用時，活塞桿向右移動，擠壓油腔a中的液壓油，使其通過阻尼孔流入油腔b中，當油腔a中的壓力大于阻尼閥的彈簧預緊力時，阻尼閥開啟，油液同時也通過阻尼閥旁的斜孔流入油腔b中，此時阻尼閥芯向左移動，與活塞壁行程環形縫隙，斜孔流入的液壓油通過環形縫隙，油腔b中的液壓油推動液氣隔離活塞向左移動，壓縮氣體，氣體壓強升高，油液溫度升高，大部分沖擊動能轉化為熱能并且通過活塞及缸體散發大氣中，緩沖結束后，氣腔中的壓縮氣體推動液氣隔離活塞向右移動，液壓油通過阻尼孔、單向閥流回到油腔a中，從而整個緩沖過程完成。

圖2 液氣緩沖器結構簡圖及力學模型

2 液氣緩沖器的動力學模型

液氣緩沖器的內部結構比較復雜，影響其動力學特性的因素很多，需要建立精確的數學模型加以描述，但是液氣緩沖器的工作原理是一樣，所以可以簡化為如圖2所示的動力學計算模型［7］，為了便于計算，并在計算精確度影響不大的前提下，做了如下假設:

(1)由于緩沖過程時間很短，認為緩沖過程是絕熱過程;

(2)不計油液重量以及活塞與缸體、氣液隔離活塞與活塞桿之間的泄漏;

(3)假定氣液隔離活塞兩側壓強相等。

(4)因為沖擊物體質量遠大于活塞桿質量，所以近似認為活塞桿初速度與沖擊物體的速度相同。

根據圖2所示，可以得到活塞桿的力學平衡方程

式中:M為沖擊物體質量;m為活塞桿質量;v為活塞桿速度;Ff為活塞桿與缸體摩擦力;Fp油液阻尼力;Ac為阻尼閥處腔體左右兩端面積差;p21為阻尼閥芯處的油液壓力。

阻尼閥的力學平衡方程

式中:mb為阻尼閥芯質量;xf為阻尼閥芯位移;AF為阻尼閥大端面積;Af為阻尼閥小端面積;Ft為作用在閥芯上的彈簧力。

式中:x0為彈簧的預壓縮量;k為彈簧勁度系數。

式中:l為緩沖器的最大行程;x為活塞桿的位移;K為油液體積模量。

阻尼閥上阻尼孔的流量方程為

式中:n1為阻尼孔個數;d1為阻尼孔直徑;l1為阻尼孔長度;μ為油液運動黏度。

斜阻尼孔的流量方程為

式中:n2為斜阻尼孔個數;Cq為流量系數;A2為斜阻尼孔孔通流面積;ρ為油液密度。

阻尼環縫流量方程為

式中:d為阻尼閥縫隙直徑;l2為阻尼閥縫隙長度;δ為阻尼閥縫隙寬度;v1為油液相對于缸體的速度。

緩沖過程為絕熱過程，氣體的理想狀態方程為

式中:p0為氣體初始壓強;V0為氣體初始體積;n為氣體多變指數，氮氣是雙原子氣體，n=1.40～1.41［8］。

補充氣體方程:

當緩沖器卸載時，要打開單向閥必須存在力平衡方程:

其中:Ax為單向閥前端有效作用面積;Ac為單向閥后端有效作用面積;pc為打開單向閥所需的基本壓力，Pa。

3 特性分析

3.1 靜態特性

液氣緩沖器的特性可以分為靜態特性和動態特性，沖擊速度對液氣緩沖器的阻抗力有較大影響，快速沖擊和緩慢壓縮所表現出的緩沖特性有很大差異。所謂靜態特性是指列車在平穩運行過程中，車輛之間的相對速度較小，緩沖器受到緩慢壓縮表現出的特性，其特性曲線一般比較光滑［3］。圖3是根據上述所建立的動力學模型，利用Matlab編程建立仿真模型，采用四階龍格庫塔數值方法模擬出緩沖器壓縮速率為5 mm/s和10 mm/s時的準靜態特性曲線，液氣緩沖器氮氣初始壓強為1 MPa。當液氣緩沖器氮氣壓強為3 MPa時，模擬計算了壓縮速率為5 mm/s和10 mm/s的準靜態曲線，如圖4所示。

圖3 靜態特性曲線 (氣體初始壓強1 MPa)

圖4 靜態特性曲線 (氣 體初始壓強3 MPa)

通過對不同壓縮速率和不同初始壓強模擬的對比，可以看出:當氣體初始壓強相同時，液氣緩沖器壓縮速率越大，阻抗力越大，靜態特性曲線包圍的面積越大，即緩沖容量越大;當液氣緩沖器壓縮速率相同時，氣體初始壓強越大，阻抗力越大;在氣體初始壓強為3 MPa時，液氣緩沖器初始阻抗力在140 kN左右，最大阻抗力在550 kN左右，緩沖容量為13.6 kJ能夠滿足列車穩態運行需要［3］。

3.2 動態特性

新型液氣緩沖器在準靜態模擬時，由于壓縮速率比較緩慢，氣缸內壓力相對較低，阻尼閥沒有開啟或者沒有完全開啟，而列車在調車作業、或者受到碰撞時，緩沖器瞬間受到較大的沖擊力，阻尼閥會迅速開啟，所以新型液氣緩沖器的準靜態特性和動態特性存在比較大的差異。液氣緩沖器的動力學特性對列車的縱向動力學性能起著決定性作用，而液氣緩沖器的動力學特性體現在其緩沖特性曲線上。假設沖擊物質量為20 t，緩沖器的活塞、氣缸質量相對于沖擊質量來說太小，可以忽略不計。當液氣緩沖器的氣體初始壓強為6 MPa，沖擊速度分別為3，4，5 m/s時，得到如圖5所示的動態特性曲線。從圖5中可以看到隨著沖擊速度的增加，液氣緩沖器的最大最抗力和緩沖行程也隨之增加。當液氣緩沖器的氣體初始壓強為3 MPa，沖擊速度分別為3，4，5 m/s時，得到如圖6所示的動態特性曲線。從模擬特性曲線中可以看到，當氣體壓強減小，受到同樣的沖擊作用時，液氣緩沖器的最大阻抗力明顯降低，但是緩沖行程卻增加了。

圖5 動態特性曲線 (氣體初始壓強6 MPa

圖6 動態特性曲線 (氣 體初始壓強3 MPa)

3.3 性能分析

通過對液氣緩沖器的動態特性模擬，得到了如表1所示的液氣緩沖器性能參數。從表中可以看出當沖擊速度為3 m/s時，若氣體初壓力為3 MPa，緩沖器的最大阻抗力為1 060.8 kN，實際容量為81.22 kJ，若氣體初壓力為6 MPa，緩沖器的最大阻抗力為1 199.2 kN，實際容量為80.69 kJ，可以很好的滿足列車在制動及平穩運行過程中，緩沖器對列車能量吸收的要求。當沖擊速度為5 m/s時，氣體初壓力為6 MPa，最大阻抗力為1 836.3 kN，實際吸收能量為221.89 kJ，能夠滿足列車在調車工況、緊急制動中的需求，液氣緩沖器的特性曲線和性能參數表明它與彈簧緩沖器、橡膠緩沖器有較大差異，傳統緩沖器在沖擊速度達到5 m/s時，最大阻抗力遠遠超出了車輛結構所允許的強度范圍，并且容量也不能滿足需求［8］。

表1 液氣緩沖器性能參數

當氣體初壓力相同時，隨著沖擊速度的增大，液氣緩沖器的最大阻抗力和緩沖行程也有不同程度的增加，緩沖器的容量也隨之增加，這就可以保證當列車發生碰撞時，緩沖器可以盡可能多的吸收能量。當沖擊速度相同時，隨著氣體初壓力的增加，液氣緩沖器的最大阻抗力也增大，緩沖行程卻在減小。因此在實際使用時，在不超過車輛強度允許的范圍內，適當的調整氣體初壓力，可以更好的發揮緩沖器的性能。當然，理想的液氣緩沖器曲線應該如圖1所示，但這在實際中由于油液黏度變化、油壓形成時間等因素的影響很難實現。液氣緩沖器能夠以較小的阻抗力獲得較大的緩沖容量，因此它可以對提高調車作業效率及列車提速提供有力保障。

4 結論

通過對現有鐵道車輛液氣緩沖器的結構研究，在此基礎上設計了一種新型液氣緩沖器并且建立了詳細的數學模型。對新型液氣緩沖器進行了靜態、動態仿真并對性能參數進行分析，結果表明:這種新型液氣緩沖器可以以較低的阻抗力獲得較大的緩沖容量，能適應5 m/s左右的沖擊速度，對提高調車作業效率、列車運行速度具有重要意義。

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