基于虛擬樣機技術的動力穩定車新型穩定裝置研究

韓世昌， 黃亞宇， 胡 斌

(1昆明理工大學 機電工程學院，昆明 650500；2昆明中鐵大型養路機械集團有限公司，昆明 650217)

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基于虛擬樣機技術的動力穩定車新型穩定裝置研究

韓世昌1， 黃亞宇1， 胡 斌2

(1昆明理工大學 機電工程學院，昆明 650500；2昆明中鐵大型養路機械集團有限公司，昆明 650217)

運用虛擬樣機技術，結合剛柔耦合多體動力學，針對穩定車穩定裝置開發新型的激振結構，利用ADAMS軟件建立了新型穩定裝置的虛擬樣機，根據現行穩定車工作參數標準在其有效工作范圍內各取三組激振頻率和垂直靜壓力對裝置工作進行仿真，并從激振頻率與激振力兩方面對新結構的動力學響應進行分析，并與列車真實運行情況和現行機構工作參數進行了對比評價，總結了不同激振頻率和垂直靜壓力對新型穩定車穩定裝置的激振力的影響。同時針對新結構的工作特點，提取了關鍵部件的實時仿真載荷譜，運用擴展有限元法對其進行有限元分析，仿真結果與后期進行的樣機試驗一致，其虛擬仿真結果的可信性為進一步開發改進提供了有效的動力學參數依據。

動力穩定車;新型穩定裝置;虛擬樣機;擴展有限元

動力穩定車是先進的大型鐵路線路養護機械[1]，經過大、中修后的鐵道路線通過動力穩定車作業能夠迅速地提高線路的橫向阻力和道床的整體穩定性，從而為取消線路作業后列車慢行創造了條件。這對于日益繁忙的高速、重載和大運量的鐵路干線運輸來說，意義十分重大。WD320型穩定車是我國在引進國外機器、技術的基礎上，通過消化、吸收，逐步實現國產化自主研發成功的第一臺穩定車，在此過程中許多專家學者以及從事相關行業的工程技術人員做出了不少貢獻。朱興良[2]針對DGS-62N型動力穩定車不同引進批次的不同激振器結構進行了對比和分析，總結了新結構的優點。蘇保生[3]介紹了DGS-62N型動力穩定車穩定裝置的國產化研究狀況。杜利偉[4]對WD320穩定裝置進行了結構改造，解決了早期生產的穩定裝置底板及枕梁間焊接缺陷及滾輪斷裂等問題。同時他和孫建英[5]對穩定裝置振動系統進行分析，建立了振動系統微分方程并討論了其振動特性。馬占川[6]和劉永健[7]也針對穩定車在控制系統和電氣系統方面進行了改進。但是，自WD320穩定車研發成功以后并沒有較大的升級及改造。本研究正是服務于昆明中鐵大型養路機械集團有限公司自主研發的改造項目，意在運用虛擬樣機技術，結合剛柔耦合多體動力學，針對穩定車穩定裝置開發一種新型的激振結構，對新結構的動力學響應與現行機構工作參數進行對比，并通過提取關鍵部件的載荷譜運用擴展有限元法進行重點分析，仿真結果與樣機試驗一致，其虛擬仿真的可行性為進一步的開發和改進提供了有效的動力學參數依據。

1 模型建立

1.1 穩定裝置及其新結構工作原理

穩定裝置是動力穩定車的主要作業裝置，它在穩定車的安裝位置如圖1(a)所示，兩個穩定機構在車架中部的下方，通過四桿機構和垂直油缸柔性地連接在車架上。作業時由一臺液壓馬達通過傳動軸同時驅動兩個激振器，使其產生同步振動，調節液壓馬達的轉速可以改變激振器的振動頻率。作業結束時將穩定裝置提起，并用鎖定機構鎖在車架上。

穩定裝置的工作原理是模擬列車對軌道的動力作用而設計的。新結構的設計目的在于取消齒輪副，以及減少軸承等易磨損件的數量，從而提高使用可靠壽命。同時，能夠控制參與激振的質量，相應的控制穩定裝置激振器的振幅。其新結構簡圖如圖1(b)， 激振器改為單偏心軸，并通過兩片板彈簧懸掛在穩定裝置的內部。同時由于滑軌機構解放了其上下自由度，所以偏心軸轉動引起的上下振動被抵消，只有水平方向的振動通過懸掛板彈簧傳遞到整個穩定裝置并且參與到穩定車對軌道的作業。

圖1 穩定裝置及新結構示意圖Fig.1 Stabilizing device and its new structure

1.2 動力學分析方法

1.2.1 柔性體坐標系和基本參量

柔性體任一點運動是連體坐標系的剛體運動與彈性變形的合成[8-9]。柔性體上任一點的位置、速度、加速度定義如下。

對任一點P，其位置向量是

r=r0+A(sp+up)

(1)

式中:r是P點在慣性坐標系中的位置向量；r0是連體坐標系原點在慣性坐標系中的位置向量；A是方向余弦矩陣；sp是柔性體未變形時P點在連體坐標系中的位置向量；up是相對變形量。相對變形量up可用不同的方法離散化，如采用模態坐標描述

up=ΦPqf

(2)

式中:ΦP是滿足里茨基向量要求的假設變形模態矩陣；qf是變形的廣義坐標。

P點的速度和加速度可以對應求導得到

(3)

1.2.2 剛柔耦合系統的動能和勢能

(1) 動能

設ξ是(6+k)維的廣義坐標，則考慮P點變形前后的位置、方向、模態其速度表示為

(4)

柔性體的動能為

(5)

(2) 勢能

柔性體的勢能為

W=Wg(ξ)+0.5ξTKξ

(6)

式中:Wg(ξ)是重力勢能，K是結構的廣義剛度矩陣(對應于模態坐標q)。

Wg(ξ)=∫vργPgdV=∫vρ[rB+A(SP+ΦPq)]TgdV(7)

(3) 能量損失和阻尼

能量損耗函數為

(8)

式中:D是阻尼系數矩陣，在正交模態振型假設下是由對角線模態阻尼率Ci組成的。

1.2.3 剛柔耦合系統動力學方程的建立

以拉格朗日方程導出柔性體動力學方程，并通過約束方程組裝成多柔體系統，再運用拉格朗日乘子法，建立剛柔耦合系統動力學控制方程[10]。

(9)

式中:L=T-W是拉格朗日項；Ψ=0是約束方程；λ是對應于約束方程的拉格朗日乘子向量；Q是投影到廣義坐標的廣義力。將上節中的T、W、Γ代入上式，代入剛柔耦合系統的動力學微分方程為

(10)

1.3 動力學仿真建模

1.3.1 動力學模型工況參數設定

相對于原結構的工作模式，液壓馬達提供的振動頻率為0～45 Hz，垂直靜壓力0～240 kN，且根據我國的線路條件，在新鋪設的線路上作業時，激振器的振動頻率一般為25～28 Hz；在既有線路上的作業，振動頻率一般為29～30 Hz 。因此，仿真參數也選擇在這個范圍內，振動頻率將采用25 Hz，30 Hz和最大45 Hz，同時垂直靜壓力分別采用120 kN，180 kN和最大240 kN。

1.3.2 柔性體的導入

本研究將懸掛激振器的板彈簧，以及軌道兩個部分通過.mnf中性文件將仿真中的剛體替換為柔性體。由于板彈簧是傳遞激振器振動和激振力的關鍵部件，而且在初期設計時只是對其進行了靜態校核，所以了解其動態加載后的受力情況對于后期評價其工作效率、工作壽命有著重大意義。同時，由于軌道是軌枕系統中直接受到激振力沖擊的部件，為了減小沖擊變形對整個系統仿真誤差的影響，也將其替換為柔性體。圖2分別為導入ADAMS的柔性體。

圖2 柔性體文件Fig.2 Flexible bodies for ADAMS

1.3.3 穩定裝置模型的建立

本文將運用多體仿真軟件ADAMS對整個穩定裝置的新結構進行建模求解。將三維模型和一段枕軌導入ADAMS，并使用板彈簧和軌道的.mnf柔性文件替換剛性板彈簧和軌道文件，完成替換后將板彈簧的上下螺栓孔分別與激振器和穩定裝置通過固定副連接，軌道與軌枕通過固定副連接。之后設置各個構件和零件的屬性，根據工作原理添加相應的約束，例如穩定裝置中的連桿與連桿，連桿與框架之間用旋轉副連接，輪子與鋼軌之間建立接觸關系并設置摩擦因數，偏心軸與激振器之間采用旋轉副連接，對該旋轉副施加驅動等。設置完的穩定裝置如圖3。同時，根據作業走行速度，設穩定裝置的初速度為2.5 km/h(695 mm/s)。軌枕系統與地面增加阻尼(預設100 NS/mm)以模擬道砟的緩沖效果。

圖3 穩定裝置虛擬裝置模型Fig.3 Virtual model of stabilizing device

2 仿真結果分析

上述設置替換等步驟完成后，分別采用不同垂直靜壓力和激振頻率來研究穩定裝置工作受力狀況、工作效率，得到激振力隨著不同參數輸入產生的變化規律，給出垂直靜壓力和激振頻率對激振力的影響。分析新型穩定裝置對模擬列車運行時對軌道產生的振動和壓力兩方面是否滿足工作要求。

2.1 對軌道振動模擬的驗證分析

考慮到穩定裝置的走行輪是傳遞激振力和下壓力的主要工具，它與柔性軌道的接觸力，即激振力將作為重點輸出進行研究，如圖4所示。

圖4 不同工況各走行輪總激振力功率譜Fig.4 PSD of total vibrating force for walking wheels under different working conditions

圖中僅選擇了25 Hz/120 kN，30 Hz/180 kN，45 Hz/240 kN三組參數下穩定裝置四個走行輪總激振力的功率譜，其激振力頻率平均值分別為1.445 Hz，1.734 Hz和2.589 Hz，從圖中可見，在每個工況參數下四個走行輪的激振力的頻率穩定一致，其激振力的頻率隨激振頻率和垂直靜壓力的增大而增大。到工作范圍的極值參數45 Hz/240 kN時，頻率達到了2.6 Hz。該最大頻率與文獻[11]中2004年朔黃鐵路典型貨車車輛運行動力學試驗中得到的空載貨車臨界蛇形失穩狀態的車體橫向蛇形運動的主頻，2.69 Hz，(試驗中C64貨車空車以75 km/h的速度運行，已到達蛇形失穩的邊緣狀態)一致，說明該穩定裝置在工作頻率方面確實能夠達到模擬列車運行時對軌道產生的振動作用。

2.2 對軌道壓力模擬效率的驗證分析

將各個工況參數下的每個走行輪激振力的載荷譜求有效值，可以得到不同工況下的總激振力，如表1所示。

表1 不同工況參數下新型穩定裝置的有效激振力(kN)

根據國家規定的穩定車穩定裝置的參數標準[12]，表1中的激振力工作范圍完全符合標準為0～Nmax,(Nmax>320 kN)，并且考慮到下壓力能夠做到無級調節，該裝置的激振力范圍能夠符合在不同環境下軌道作業對激振力的要求。

同時，將四個走行輪的仿真數據在不同垂直靜壓力下的有效值進行對比，如圖8所示，可以得到以下結論：

(1) 新型穩定裝置在工作激振力方面的仿真結果能夠達到模擬列車運行時對軌道產生的壓力作用且按照標準符合實際作業的要求。

(2) 工作走行輪的激振力隨著垂直靜壓力的增大而增大，這將能大大提高道碴充填和密實的效果。

(3) 激振器的振動頻率增大，激振力也會相應的隨之增大，但在增大幅度上并不明顯。

(4) 實際中對新型線路采用25～28 Hz，既有線路采用29～30 Hz比較合理，激振力已經能夠滿足作業需要，且較低頻率的采用也能在一定程度上延長軸承等耗損件的壽命。

2.3 板彈簧動力學載荷譜

為了更詳細的研究穩定裝置中關鍵部件的受力情況，還需要借助有限元方法進一步對其工作過程的應力應變狀態進行分析。新型穩定裝置中的懸掛板彈簧是傳遞激振器振動和激振力的關鍵部件，所以詳細分析其工作受力、工作壽命對于保證工作效率，保障安全生產都有重要的意義。根據圖5中的規律，現將最大激振力時，即垂向靜壓力240 kN，振動頻率45 Hz時的板彈簧的載荷譜導出，如圖6所示為板彈簧下端與激振器的螺栓鏈接之一的三個軸向的受力情況，供分析其動力學響應使用(共三個連接，篇幅原因僅在文中畫出其中一個)。

圖5 不同工況各走行輪總激振力有效值Fig.5 Effective value of total vibrating force of walking wheels in different working conditions

3 懸掛彈簧動力學響應分析

3.1 擴展有限元分析及樣機結果對比

本文即借助有限元軟件ABAQUS，采用XFEM方法對板彈簧進行有限元建模分析。從圖6可以看出板彈簧在X方向(沿軌道方向)的受力相對其他兩個方向受力非常小，在接下來的動態響應分析中將予以忽略，并將另外兩個方向的載荷譜做簡化作為邊界條件加載以簡化計算時間。有限元計算后，板彈簧隨加載時間的應力情況如圖7所示。其受力特點如下：① 彈簧下部曲線過渡邊緣出現應力集中；② 在仿真開始不久(時間步0.544 s時)裂紋開始產生；③ 裂紋繼續擴展；④ 在接近完成仿真時間2 s時裂紋長度已經達到失效

長度，同時裂紋方向發生了變化已轉至水平方向，且板彈簧下端發生彎卷。仿真結果表明懸掛彈簧下端在較短時間內發生了斷裂，且斷裂一直隨時間擴展直至失效。

圖6 板彈簧載荷譜Fig.6 Loading history of hanging board

圖7 擴展有限元仿真結果Fig.7 Simulation result of XFEM

3.2 樣機實驗

有限元的仿真結果說明在此工況下現行結構的板彈簧強度不足，仍有必要改進以保證正常工作壽命。將此結果與工廠技術部分討論后，在提前做好安全防范措施的前提下進行了樣機試驗，圖8為實驗裝置，工作人員在做最后檢查，實驗結果與仿真結果一樣，板彈簧作為傳遞振動的關鍵部件很快出現裂紋并失效，如圖9所示。試驗中板彈簧的裂紋位置及開裂方向與仿真一致，很好的說明了虛擬樣機數據的可信性，能夠為針對新型結構的板彈簧強度設計的改進提供有力數據支撐。

圖8 新型穩定裝置樣機試驗Fig.8 Prototype of new stabilizing device

圖9 樣機中失效板彈簧Fig.9 Failed hanging board

4 結 論

(1) 利用ADAMS軟件建立了新型穩定裝置的虛擬樣機，并在其工作有效范圍內各取三組激振頻率和垂直靜壓力對裝置工作進行仿真，仿真結果證明新型穩定裝置能夠有效地模擬列車對軌道的動力作用，并且符合實際作業的標準。

(2) 通過仿真結果可以看出工作走行輪的激振力隨著垂直靜壓力的增大而增大，這將能大大提高道碴充填和密實的效果。激振器的振動頻率增大，激振力也會相應的隨之增大，但在增大幅度上并不明顯。實際中對新型線路采用25～28 Hz，既有線路采用29～30 Hz比較合理，激振力已經能夠滿足作業需要，且較低頻率的采用也能在一定范圍上延長軸承等耗損件的壽命。

(3) 將穩定裝置的關鍵部件板彈簧的載荷譜提取并運用擴展有限元方法對其進行應力分析，結果表明現行板彈簧的結構并不合理，強度不能滿足工作狀態下的載荷譜需求，實際樣機試驗也證明了擴展有限元結果的有效性，板彈簧有必要在后期進行再設計以滿足新型穩定裝置的工作要求。

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A new type of stabilizing device for a dynamic track stabilizer based on virtual prototype technology

HAN Shichang1, HUANG Yayu1, HU Bin2

(1. School of Mechanical and Electrical Engineering, Kunming University of Science and Technology，Kunming 650500, China;2. China Railway Large Maintenance Machinery CO.,LTD. Kunming 650217, China)

Virtual prototype technology combined with the rigid-flexible coupled multi-body dynamics was applied in this study for a newly developed stabilizing device of a dynamic track stabilizer. The virtual prototype for the new stabilizing device was modeled using ADAMS software. 3 sets of exciting frequencies and vertical static pressures in its effective working range were introduced in the device’s simulation. The dynamic responses of the new device were analyzed from both exciting frequency and exciting force aspects, and they were compared with working parameters of the current stabilizing device and the situation of the real vehicle operation. The effects of exciting frequency and vertical static pressure on the exciting force of the new device were studied. Aiming at the working features of the new device, the simulated realtime load spectrum of key parts was extracted, the new device was analyzed with the extended FE method. The simulation results agreed well with those of the physical prototype tests. The simulation results of the virtual prototype for the new device provided a reference for further improving the new stabilizing device.

dynamic stabilizer; new stabilizing device; virtual prototype; extended finite element method

2015-07-23 修改稿收到日期：2015-11-02

韓世昌 男，博士生，1985年7月生

黃亞宇 男，碩士，教授，1962年7月生

E-mail:731968982@qq.com

TP391.9；U273.4

A

10.13465/j.cnki.jvs.2016.21.034