基于多體動力學的17型車鉤防跳性能研究

孟慶民，韓朝建，金朋迪，郭宏遠，盧碧紅

(1.中車齊齊哈爾車輛有限公司，遼寧 大連 116041;2.大連交通大學 機械工程學院，遼寧 大連 116028)*

我國鐵路貨車基本實現了運營速度120km/h、列車牽引重量5000～10 000 t、重載專用線路開行20 000 t列車、貨車總重提高到 100 t的目標［1］.車鉤裝置作為鐵路車輛車端連接裝置重要組成部分，其綜合性能的好壞對其運行的品質影響尤深，是制約列車速度和牽引質量進一步提高的重要因素［2］.

車輛實際運行中，會承受隨機沖擊，其在運用過程中的工作條件十分復雜，當列車起動、制動和緩解時以及列車通過彎道、坡道等復雜路況時在車輛之間會引起很大的沖擊，有時這種沖擊力作用可導致車鉤明顯損傷，或導致車鉤分離，影響鐵路運輸返券和效率［3-4］.

大多數車鉤自動分離故障的內因是車鉤防跳裝置失效［5］.因此，對車鉤防跳性能進行研究，防止車鉤分離，對保證鐵路客貨運輸秩序、節約成本、提高鐵路運力具有更重要的現實意義.

現有研究對于車鉤可靠性研究主要集中在現場故障調查與統計分析，但是上述方法無法將車輛實際運行中承受的隨機沖擊進行再現.本文將車鉤裝置實際運行過程中承受的隨機沖擊進行再現，利用全新一代的多體動力學仿真軟件Recurdyn，模擬車鉤裝置實際運行中受到沖擊后鎖鐵的運動狀態，求解車鉤裝置防跳可靠性.

1 17車鉤防跳原理

1.1 17型車鉤組成

17型車鉤是我國鐵路70t級以上貨車的主型車鉤，17型車鉤連掛間隙為9.5mm，比13系列車鉤減少了52%，可降低列車的縱向沖動，改善列車的動力學性能，提高鐵路貨運的安全可靠性，延長車輛使用壽命.

17型車鉤組成如圖1所示:由車鉤鉤體、鉤舌、鉤舌推鐵、鎖鐵、下鎖銷、下鎖銷桿、下鎖銷轉軸等主要零部件組成.

圖1 17車鉤組成

17型車鉤具有下鎖銷防跳和下鎖銷桿防跳的兩次防跳功能，同時加裝了防跳插銷和提鉤桿復位彈簧，以保證車鉤的防跳性能，預防列車分離事故的發生.

1.2 下鎖銷防跳

當車鉤在運行時受到振動、沖擊的時候，鎖鐵、下鎖銷向上竄動，如圖2(a)所示.當下鎖銷向上竄動到一定高度的時候，下鎖銷頂部防跳臺會與鉤舌座鎖臺下方防跳面相碰，限制下鎖銷繼續上升，同時將給鎖鐵一個反向的作用力使鎖鐵不能繼續上升，鎖鐵受到反向力后落回到鉤舌座鎖臺面，重新回到了閉鎖位置，從而起到防跳的作用.

圖2 下鎖銷防跳

1.3 下鎖銷桿防跳

車輛運行產生的振動、沖擊使鎖鐵、下鎖銷、下鎖銷桿向上竄動，下鎖銷沿鎖鐵掛軸孔上升躲過鉤舌座鎖臺下方防跳面而失去防跳作用，見圖2(b).此時下鎖銷桿沿下鎖銷轉軸平面向斜上方運動，由于下鎖銷桿防跳臺受到鉤體防跳臺阻擋，使得下鎖銷桿不能繼續旋轉，同時下鎖銷、鎖鐵不能繼續上升，鎖鐵在重力的作用下落回到鉤舌座鎖臺面，起到了防跳的作用，見圖3.

圖3 下鎖銷桿防跳臺

1.4 防跳插銷與復位彈簧

17型車鉤除了具有下鎖銷防跳和下鎖銷桿防跳兩次防跳功能以外，還在下鎖銷桿中安裝了防跳插銷，如圖4所示.當車鉤在運行時受到振動、沖擊的時候，鎖鐵、下鎖銷桿、下鎖銷會向上竄動.當下鎖銷桿發生向上的竄動或者轉動時，防跳插銷會與鉤體下鎖腔立壁接觸，進而限制其發生向上竄動，起到防跳作用.

圖4 防跳插銷

同時，17型車鉤的提桿裝置加裝了復位彈簧，防止運行中車鉤提桿過度擺動，進一步提高了車鉤的防分離可靠性，如圖5所示.

圖5 復位彈簧

2 Recurdyn仿真平臺

多體系統動力學是研究多體系統運動規律的科學.多體系統動力學包括多剛體系統動力學和多柔體系統動力學.多剛體系統動力學就是為多個剛體組成的復雜的運動學和動力學系統尋找適宜于計算機程序求解的數學模型，并尋求高效、穩定的數值求解方法［6］.

Recurdyn軟件是韓國FunctionBay公司基于遞歸算法開發出的新一代多體系統動力學仿真軟件，它采用相對坐標系運動方程理論和完全遞歸算法，使求解速度更快更穩定［7］.

17型車鉤裝置中車鉤鉤體、鎖鐵以及下鎖銷等零部件，其開鎖、閉鎖以及防跳等動作過程，均是通過各個構件之間的配合實現的.Recurdyn包含多種碰撞接觸模塊，非常適用于求解大規模及復雜接觸的多體系統動力學問題，可為預測車鉤裝置的運動可靠性提供一種新方法［8］.故本文采用Recurdyn軟件實現多剛體動力學仿真研究機構防跳性能.

3 防跳性能仿真分析

3.1 虛擬樣機搭建

(1)在三維造型軟件中進行裝配幾何建模，再將車鉤裝配模型通過STEP格式將模型導入Recurdyn中，對模型進行簡化(刪除和合并)，以減小計算量;

(2)根據零部件相互聯系，對各部件進行約束、接觸建模，實現各部件間相對運動;

(3)進行驅動載荷的施加，創建驅動函數以便模擬實際承受沖擊.由于車輛實際運行中，所受沖擊是通過鉤體傳遞給其他零部件，且承受沖擊時間極短，故給鉤體施加一個與加速度方向矢量相同的驅動，驅動函數為 STEP(TIME，0，0，T，A)，其中T=0.01 s，函數圖像如圖6所示;最后進行仿真條件設置，由于承受沖擊持續時間較短，故將上升后持續時間設為3 s.

圖6 加速度驅動函數

3.2 仿真方案設計

由于17型車鉤裝置與車體相互之間連接十分復雜，故在保證17型車鉤裝置的性能基礎上做了相應的簡化，去除鉤尾框等零部件，簡化后車鉤模型如圖7所示.根據產品圖樣和車鉤作用原理，鎖鐵垂向上升離開鉤舌座鎖面的位移達到58mm是發生車鉤分離的臨界值.本研究只關注該必要條件，為防止鉤舌與鎖鐵相互作用，建模時將鉤舌與鉤體固定.

圖7 17車鉤裝置簡化模型

車鉤裝置運動性能與車鉤承受隨機沖擊的加速度方向及大小有關，隨機沖擊加速度可分為縱向、垂向及其耦合加速度，故本研究設計了三種基本工況的仿真實驗方案.

由于車輛實際運行中，防跳插銷以及復位彈簧可能會發生丟失或失效，故在三種基本工況下還設置了無防跳插銷+無復位彈簧、無防跳插銷+有復位彈簧、有防跳插銷+無復位彈簧和有防跳插銷+有復位彈簧四種工況.因為實際運行中，車鉤裝置零部件會產生磨耗，故本研究又設置了磨耗到檢修限度的工況.所有仿真實驗方案如圖8所示.

圖8 仿真方案匯總

3.3 仿真結果分析與討論

為避免車鉤零部件在仿真過程中發生干涉等異常情況，按照真實工況設置對應摩擦系數等相關參數.模仿車輛實際運行中承受沖擊時間與大小，施加驅動載荷時，能真實反映現場工況，故該仿真結果可靠性.

縱向、垂向以及二者耦合三種沖擊分別作用下的鎖鐵垂向位移如表1～表4所示.表中，g=9.8 m/s2，第二列是兩位工況編碼，其中第一位代表仿真系統有無防跳插銷，第二位代表有無復位彈簧，0-無，1-有.

3.3.1 縱向加速度仿真實驗結果分析與討論

(1)各工況下，鎖鐵上升位移基本呈隨加速度增大而增加的趨勢.

①工況“00”鎖鐵上升位移均小于21 mm，其原因是提桿座鑰匙孔限制提鉤桿擺動，但由于鑰匙孔與提鉤桿的間隙，使提鉤桿發生輕微擺動，產生相應位移;且下鎖銷與鉤舌座鎖面接觸，會限制下鎖銷繼續上升.

②工況“01”鎖鐵上升位移均小于15 mm，其原因是復位彈簧限制提鉤桿擺動;鑰匙孔也限制提鉤桿擺動;進而限制鎖鐵上升.

③工況“10”鎖鐵上升位移均小于5 mm，由于防跳插銷限制下鎖銷桿轉動;進而限制鎖鐵上升.

④工況“11”鎖鐵上升位移均小于5 mm，其原因是復位彈簧的作用限制提鉤桿擺動;鑰匙孔也限制提鉤桿擺動;防跳插銷限制下鎖銷桿轉動上升;以上原因共同限制鎖鐵上升.

(2)隨著加速度增大，工況“01”鎖鐵上升位移大于等于工況“11”，但上升位移均未達到開鎖位，說明有防跳插銷更可靠;工況“00”鎖鐵上升位移大于等于工況“01”越明顯，但上升位移均未達到開鎖位，說明有復位彈簧更可靠.

(3)設計尺寸鎖鐵上升位移基本都較大于磨耗到限.這是因為鎖鐵掛鉤軸與下鎖銷軸磨耗后，兩者間隙變大，致使下鎖銷軸不能充分推著鎖鐵上移.此外，轉軸直徑磨耗后與鉤體轉軸孔之間間隙變大，導致轉軸轉動后不能與圓柱孔緊密接觸會產生晃動，反而導致下鎖銷桿抵到防跳臺上限制鎖鐵上升位移.

表1 縱向沖擊時鎖鐵上升位移 mm

3.3.2 垂向加速度仿真實驗結果分析與討論

(1)各種工況下，鎖鐵上升位移基本呈隨加速度增大而增加的趨勢.

①工況“00”鎖鐵上升位移均小于27mm，其原因是下鎖銷上升與鉤舌下平面接觸，鉤舌限制下鎖銷上升，進而下鎖銷限制鎖鐵上升.

②工況“01”、“10”、“11”其鎖鐵上升位移分別小于27、25、26mm，其原因與縱向沖擊下該工況相同.

(2)對比工況“11”與“01”得到與縱向沖擊同樣的結果.

(3)對比工況“01”與“00”得到，同一加速度下，兩種工況鎖鐵上升位移基本相同，且均未達到開鎖位.

(4)垂向沖擊下，加速度超過1g時鎖鐵上升量急劇增加，與縱向加速度相比，垂向加速度對防跳性能影響更大;垂向加速度大于1g后，磨耗到限工況下鎖鐵上升量略大于設計尺寸方案的鎖鐵上升量，說明磨耗對防跳性能影響較小.

表2 垂向沖擊時鎖鐵上升位移 mm

3.3.3 耦合加速度仿真實驗結果分析討論

(1)耦合加速度沖擊中設置了設計尺寸與磨耗到限下的實驗，兩種實驗分別設置四種基本工況耦合實驗:Ax=3、9、21、36 g 與 Ay=0.5、1、1.5、2 g耦合，每種基本工況共計4×4組實驗.

(2)耦合加速度沖擊下設計尺寸鎖鐵的最大垂向位移為24 mm，磨耗到限的鎖鐵最大垂向位移為26 mm，均沒有達到開鎖位，具有很大安全余量，如表3所示.

表3 耦合沖擊鎖鐵上升最大位移 mm

(3)GB/T5599-1985中規定:“貨車最大振動加速度為貨車振動強度的極限值，對于垂向振動為0.7 g”;通過查閱相關報告和資料，萬噸編組列車縱向加速度一般不超過2 g，沖擊連掛時不超過3 g.以垂向振動加速度為1 g、縱向振動加速度為3 g的極端耦合工況仿真試驗結果見表4.

表4 極端耦合工況鎖鐵上升最大位移 mm

仿真分析結果表明，17型車鉤防跳裝置在垂向振動加速度為1 g、縱向振動加速度為3 g的極端耦合工況下的設計尺寸與磨耗到限時的鎖鐵最大上移量為2和5 mm，遠小于鉤鎖坐入量的閾值58 mm;即使在防跳插銷和復位彈簧失效的情況下，鎖鐵最大上移量為21 mm，仍遠小于鉤鎖座入量的閾值.因此，17型車鉤防跳性能可靠，應不會發生開鎖現象.

4 結論

(1)縱向、垂向及其耦合加速度沖擊下鎖鐵均未達到開鎖位，即小于設計尺寸下鎖鐵垂向上升位移的58 mm臨界值，故該車鉤裝置防跳性能可靠;

(2)當17型車鉤裝置受到沖擊時，防跳插銷與復位彈簧會首先起到限制鎖鐵上升的作用.即使以上兩種防跳裝置失效，下鎖銷與下鎖銷桿仍具有可靠的防跳作用，限制鎖鐵達到開鎖位，避免車鉤分離事故的發生;

(3)基于多體動力學的方法首次從理論和技術上系統實現了鐵路貨車車鉤防跳性能的預測研究，為我國鐵路車輛車鉤設計和運用提供了全面的防跳性能信息，有助于提高車輛運行可靠性.