机车车辆液气缓冲器特性研究.docx

文章编号 : 100128360 (2005) 0520031205机车车辆液气缓冲器特性研究黄运华1 ,芾1 ,廖小平2 ,傅茂海1李(1 . 西南交通大学 机械工程学院 , 四川 成都 610031 ; 2 . 中国南车集团北京二七车辆厂 技术中心 , 北京 100072)摘 要 : 概述了铁道机车车辆液气缓冲器的基本结构及其工作原理 ,并根据流体力学和热力学的基本理论 ,建立了液气缓冲器的动力学计算模型 ,利用数值模拟方法分析研究了液气缓冲器的静态特性和动态特性 ,为液气缓冲 器在铁道机车车辆上的应用提供了理论依据。关键词 : 液气缓冲器 ; 特性 ; 机车车辆 ; 原理中图分类号 : u270 . 34文献标识码 : aresearch on characteristics of the hydro2pneumat icbuff er f or locomotives and vehiclesh u a n g yun2h ua1 ,l i fu1 ,l ia o xiao2pi ng2 ,fu mao2hai1( 1 . school of mechanical eng . , so ut hwe st j iaoto ng u niver sit y , chengdu 610031 , chi na ;2 . technical cent er , csr beiji ng feb . 7 t h rolli ng stock wo r k s , beiji ng 100072 , chi na)abstract : the ba sic st r uct ure a nd wo r ki ng p ri ncip le of t he hydro2p ne umatic buff e r fo r railwa y loco mo tive s a ndve hicle s a re su mma rized . ba se d o n t he t heo rie s of hydro dyna mic s a nd t he r mo dyna mic s , t he dyna mic calc ulati ng mo del of t he buff e r i s e st a bli she d. a nd t he st atic a nd dyna mic cha ract eri stic s of b uff er s a re a nal yze d by numeri2 cal si mulatio n . the t heo reti s ba si s i s p ro vi de fo r t he hydro2p ne umatic buff e r app lie d o n railway loco mo tive s a nd ve hicle s.key words : hydro2p ne u matic buff er ; c ha ract e ri stic ; loco mo tive a nd ve hicle ; p ri ncip le缓冲器是铁道机车车辆的重要部件之一 ,其具有减缓及耗散列车在运行中由于机车牵引力的变化或在 起动、制动及调车作业时车辆相互碰撞而引起的纵向 冲击和振动的功能 ,从而减轻对车体结构和装载货物的破坏作用 ,以提高列车运行的平稳性及安全性。目 前应用最为广泛的缓冲器有摩擦式和摩擦橡胶式 2 种 ,其特点是结构简单、制造成本低 ,但容量小且性能 不稳定。弹性胶泥缓冲器是欧洲 20 世纪 80 年代开发 的一种新型缓冲器 ,其具有容量大、阻抗力小、结构简单、性能稳定、体积小 、重量轻等优点。国内相关单位 及研究部门于上世纪 90 年代后期开始对弹性胶泥缓 冲器进行研究和开发 ,并已制造出样机进行了装车试 验。但与国外相比 ,其弹性胶泥材料及胶泥缓冲器尚有一定的差距 13 。随着中国改革开放进程的不断深入 ,提速和重载已成为铁路发展的既定目标。列车运行速度和质量的不断提高 ,对缓冲器性能提出了更高 的要求 。现有的摩擦式缓冲器性能日趋恶化 ,导致行 车品质下降和维修费用急剧增加的问题凸现 ,故开发适应高速和重载运行的新型缓冲器已迫在眉睫。 液压缓冲器具有容量大 、性能稳定且便于调整等特点 ,其较好的阻抗特性不仅改善了车辆的结构受力 , 同时也提高了平稳性。液压缓冲器虽具有上述优点 , 但在国内铁道机车车辆上的应用目前仍是空白 ,究其原因主要是液压密封件的可靠性问题。随着液压领域 的技术进步 ,密封效果和密封寿命得到了大大提高 ,适 合于不同场合的液压缓冲器在工业自动化生产线上得 到了广泛的应用 ,并逐渐扩展到交通运输领域。目前 , 液压缓冲器在起重机 、汽车等领域已得到较为广泛的应用。由于铁道机车车辆所需缓冲要求的特殊性 ,使得液压缓冲器在铁道机车车辆上的应用受到一 定的限制 。液压缓冲器一般多采用钢弹簧作为复原弹 46 收稿日期 : 2004212206 ; 修回日期 : 2005204209基金项目 : 教育部高等学校骨干教师资助计划作者简介 : 黄运华( 1973 ) , 男 , 四川邻水人 , 助理研究员 , 工学博士。e2ma il : fj hyhfj 163 . co m铁道学报第 27 卷32簧 ,而由于铁道机车车辆经常出现往复性冲击 ,钢弹簧的疲劳寿命问题极大地限制了其应用。液气缓冲器正 是为克服这一缺陷发展起来的 ,其采用压缩气体作为复位弹簧 ,不仅消除了钢弹簧的疲劳现象 ,且实现了无磨耗工作 ,可大大提高其使用寿命和减少维修量 。计算模型2由图 1 可见 , 液气缓冲器的内部结构比较复杂 , 诸多因素影响其动力学特性 , 故需要建立较为精确的数 学模型加以描述 5 , 6 , 811 。根据图 1 所示的基本结构 和工作原理 , 通过简化可建立如图 2 所示的液气缓冲器动力学计算模型 。其中 , p1 、p2 和 a 1 、a 2 分别为油液气缓冲器结构及工作原理1图 1 所示为液气缓冲器的结构原理图 7 。在油腔1 和油腔 2 中注满了液压油 ,在气腔中充有一定初始腔 1 和油腔 2 中液压油的压力和有效作用面积 ; p3 和a 3 分别为氮气腔的氮气压力和有效作用面积; fc 为 缓冲器的阻抗力 , 在列车系统中即为纵向车钩力 ;x 和v 分别为缓冲器行程和速度 , 在列车系统中即为 相邻两节车的相对位移和相对速度。由图 2 即可建立 缓冲器的数学模型 。根据流体力学理论 , 在直角坐标系下流体运动的 连续性微分方程的一般形式为压强的氮气 , 液压油与氮气之间通过浮动活塞隔离。当相邻车辆间发生碰撞时 ,柱塞即被压入油腔 1 中 ,油 腔 1 中的液压油通过节流阻尼环与节流阻尼棒形成的 环缝及单向锥阀与柱塞端部形成的锥阀节流孔 ,流到 油腔 2 中 ,使得油腔 2 的油量增大 ,从而使浮动活塞向 左移动 ,气腔中的氮气被压缩。根据流体力学理论 ,压缩的氮气可起到弹簧的作用 ,但与钢弹簧相比 ,其不会出现疲劳现象。在冲击过程中 ,绝大部分动能转变为 热能 ,并由缸体逸散到大气中 ,只有少量能量转化为油液的液压能 , 因而液气缓冲器的能量吸收率比较大。当车辆间的冲击减缓或消失时 ,氮气通过活塞给油腔2 的液压油施以压力 ,将液压油通过柱塞端部的单向 阀流回到油腔 1 中 ,柱塞又回到工作位置。其中 ,单向 锥阀可相对柱塞端部轴向移动 ,但其只在缓冲器被压 缩加载时才打开。当缓冲器卸载时 ,单向锥阀在液压油压力作用下压紧在柱塞端部的阀座 ,锥阀节流孔 (件号 7) 被封闭 ,而油腔 2 的油则通过柱塞端部的单向阀 流回到油腔 1 ,完成缓冲器的卸载 。节流阻尼棒的形状和尺寸是确定液气缓冲器特性的关键 ,只要正确选取节流阻尼棒的形状和尺寸 ,就能 使缓冲器达到比较理想的缓冲特性。对于型号和行程 相同的液气缓冲器 ,改变节流阻尼棒的形状和尺寸 ,缓 冲力可在相当大的范围内变化 ,以满足各种运行速度 和牵引质量对机车车辆缓冲器的要求。同其他模式缓 冲器相比 ,液气缓冲器的这一特性使其具有更为广泛 的使用范围 ,故其近 10 a 来在欧洲得到广泛的应用 。9 9(u x )9(u y ) 9(u z )+= 0( 1 )9t9x9y9z式中 ,为流体密度 , kg/ m3 ; x 、y 、z 为直角坐标系的 3个坐标方向 ; ux 、uy 、uz 为某时刻流体质点的速度分 量 , m/ s 。式 ( 1 ) 表达了任何流体运动所必须满足的连续 性条件 , 对于管道中的流体 , 其沿程阻力与管内流体运 动状态直接相关 12 。因此 , 油腔 1 处节流阻尼孔流量 方程因流体运动状态的不同可根据式 ( 1 ) 推导出相 应的表达式。当流体运动状态为层流时 , 流量方程为p12 r1 )-r4 r4( 2 )q1=2 - 1 -2 1式中 ,p1 为节流阻尼孔前后压差 , pa ;为液压油运动粘度 , n s/ m2 ; l 为节流阻尼环的长度 , m ; r2 为节 流阻尼孔半径 , m ; r1 为节流阻尼棒半径 , m 。当流体运动状态为紊流时 , 流量方程为d1 3d1 p1( 3 )q1=-v12l2式中 , d1 为节流阻尼孔直径 , m ;为节流阻尼缝隙长度 ,= d1 / 2 - r1 , m ; v 为流体相对于缸体的运动速度 ,m/ s 。 1994-2013 china academic journal electronic publishing house. all rights reserved. ( r2 2 2l n r / r 8l第 5 期机车车辆液气缓冲器特性研究33油腔 1 流量连续性方程a 1 v = q1式中 , v 0 为氮气腔中氮气的初始充气体积 , m3 ; p0 为氮气的初始充气压强 , pa ;为气体多变指数 , 对于绝 热过程取 1 . 4 。对于浮动活塞两侧 , 有补充方程d p+ v 1 1( 4 )k d t式中 , v 1 为油腔 1 中液压油的体积 , m3 ; k 为油液体积弹性模量 , pa 。油腔 2 处单向锥阀流体阻力方程p2 p3根据图 2 , 可得柱塞的力平衡方程fc = p1 a 1 - p2 a 2 + p3 a 3( 10)v 2p2 = 2( 11)( 5 )2将上述方程与列车纵向动力学微分方程联立 ,再利用四阶 ro nge2 kut t a 数值积分法求解 ,即可得液气 缓冲器的阻抗力、位移、速度及缓冲器内部各腔的压力 随时间的变化关系 。式中 ,p2 为单向锥阀阻尼孔前后压差 , pa ;为单向锥阀流体阻力系数 , 根据流体力学理论 , 取经验值 ; v2为流体流过锥阀阻尼孔的速度 , m/ s 。 根据液气缓冲器的基本结构和工作原理图 1 可知 , 欲打开油腔 2 处的单向锥阀 , 单向锥阀阻尼孔前后 必存在力平衡方程特性分析33 . 1 静态特性一般来说 ,缓冲器的静态特性和动态特性是不同 的。缓冲器的静态特性是指其在缓慢受压过程时表现出的力 位移特性 ,其特性曲线较为平滑。动态特 性则是指缓冲器在落锤试验 、列车运行及调车作业中 受到冲击作用时表现出的力 位移特性 ,其特性曲 线通常呈不规则状 。缓冲器静态特性和动态特性的差 异与其结构及模式等因素有关 ,有的缓冲器 (如 2 号缓冲器) 静态特性和动态特性差异不大 ,在进行列车纵向 动力学数值模拟时可用静态特性 ; 而有的缓冲器 ( 如 ma r k50 缓冲器) 则差异较大 ,数值模拟计算时须采用 其动态特性。= pa()6p2 a 2z z式中 , a z 为单向锥阀阻尼孔前端有效作用面积 , m2 ;pz 为单向锥阀阻尼孔前端打开锥阀所需的基本压力 ,pa 。由此 , 油腔 2 处单向锥阀阻尼孔前液压油的压强 为p z +p2( 7 )p z=式中 , p z 为单向锥阀阻尼孔前液压油的压强 , pa 。于是 , 油腔 1 的工作压强应为p z +p1( 8 )p1=氮气腔气体状态方程p3 = p0 v 0 / ( v 0 - xa 3 ) ()9对于液气缓冲器来说 ,由于冲击速度对其阻抗力影响极大 ,故其静态特性和动态特性存在很大差异。 当然 ,这里所说的静态 ,也仅是准静态 ,是指液气缓冲 器在压缩速率很小的情况下所表现出的力 位移特 性。列车在稳态运行过程中 ,由于车辆间相对速度较小 ,此时缓冲器所表现出的特性就是其静态特性 , 因此 ,有必要对液气缓冲器的静态特性进行分析研究。图 3 所示是根据上述模型 ,利用数值模拟方法得出的 液气缓冲器在压缩速率为 0 . 5 mm/ s 和 10 mm/ s 时的 静特性曲线。其中 , 缓冲器内氮气初始冲气压强为0 . 5 m pa 。由图可见 ,在不同的压缩速率下 ,其静态特性十分接近。模拟计算时 ,对压缩速率为 1 mm/ s 及 5 1994-2013 china academic journal electronic publishing house. all rights reserved. 铁道学报第 27 卷34mm/ s 进行了同样的计算 ,结果与图 3 类似。该模拟计算结果与四方车辆研究所对液气缓冲器准静态压缩 试验结果是一致的 ,不同的压缩速率对缓冲器的初压力的影响不大 ,对其最大阻抗力有影响 ,随着压缩速率的增加 ,最大阻抗力也随之增加 ,只是增大幅度不同而已 13 。3 . 2动态特性 缓冲器在调车作业、落锤试验及列车制动时表现出的特性为其动态特性。众所周知 ,列车纵向动力学 性能在很大程度上取决于缓冲器的动力学特性 ,而缓 冲器的特性曲线直接反映其动力学特性。图 4 是模拟车辆一对一冲击时得到的液气缓冲器的动态特性曲线。其中 ,冲击车辆和被冲击车辆的质量均为 100 t , 且二者配装相同型号的液气缓冲器 ,与静态特性计算 时相同 ,氮气的初始冲气压强仍为 0 . 5 m pa 。由图 4 可见 ,不同的冲击速度下 ,液气缓冲器的特 性曲线不尽相同 ,也即冲击速度对液气缓冲器的动态 特性影响较大。速度较低时 ,缓冲器的工作行程较短 , 且阻抗力较低。随着冲击速度的提高 ,缓冲器的工作行程和阻抗力都相应增大 ,且特性曲线的形状也发生 了变化 。同时 ,由图 4 缓冲器加载曲线下面积大小可 见 ,随着冲击速度的增大 ,缓冲器的容量也相应增加。显然 ,液气缓冲器的动态特性与传统的弹簧和橡胶缓冲器存在很大差异 , 这是由其特殊结构所决定。 图 5 是液气缓冲器与弹簧和橡胶缓冲器的特性曲线比 较示意图 4 。由图可见 ,如果 3 种缓冲器的容量相等 , 即缓冲器加载曲线下面积相等 ,则液气缓冲器的最大阻抗力最小 ;缓冲加载曲线与卸载曲线所包围的面积 为该缓冲器在整个冲击过程中吸收的能量 ,可见液气 缓冲器几乎把冲击能量全部吸收 ,因此其具有较大的 能量吸收率 ,这正是液气缓冲器的优势所在。传统的 弹簧和橡胶缓冲器受结构限制 ,欲提高缓冲器的容量 ,就必须相应地增大缓冲器的最大阻抗力 ,因而极大地限制了调车速度和快速重载运输的发展。而液气缓冲 器则克服了上述缺点 ,可以以较小的阻抗力获得较大 的缓冲容量 ,这对提高调车作业效率 ,发展快速重载运 输提供了强有力的技术保证。当然 ,理想的液气缓冲器特性曲线应该是矩形曲 线(如图 5 ( c) 虚线所示) , 即在整个冲击过程中 ,缓冲 器的阻抗力始终保持不变 ,从而可以利用较小的冲击 力来缓和车辆间的冲击。但实际上矩形特性曲线是很 难获得的 ,其主要原因是油压的建立和消失总需要一 1994-2013 china academic journal electronic publishing house. all rights reserved. 第 5 期机车车辆液气缓冲器特性研究35定的时间才能完成。 3 李明 ,缪忠海 ,王悦明. 我国铁路货车缓冲器的现状及其发展中的几个问题j . 中国铁道科学 , 1994 ,15 (3) :16 26 . 4 赵歧岭. 起重机用液压缓冲器 j . 太重技术导报 , 1991 , (3) :1 7 . 5 詹永麒 ,孙巍 ,张世华. 液压缓冲器动态仿真j . 液压气动 与密封 ,1996 , (1) :5 8 . 6 pf l ugbeil k. l angsdyna mik de s ei senba hnzuge s bei geteil2ter zugeincht ung d . dre sden : t h dresden ,1980 . 7 ringf eder fa . kuppl ung und puff er z . dsseldo rf : d in gf ed er , 1992 . 8 郝鹏飞 ,张锡文 , 何枫. 小型液压缓冲器的动态特性分析j . 机械工程学报 ,2003 ,39 (3) :155 158 . 9 reich o , grewoll s h j . rechenp ro gramme zur digitalen simulatio n langsdyna mi scher vo r gange bei wagen und zgen der ei senba hn j . zev2gla s , 1990 , 114 ( 3 ) : 80 86 . 10 reich o , do mini k r. pro gramme zur simulatio n vo n a u2f la uf vo rg ? ngen mit beliebigen puff er n j . zev2gla s ,1992 ,116 (11/ 12) :467 472 . 11 duym s , stiens r , reybro uck k. eval uatio n of shock a b2 so r ber mo del s j . vehicle system dyna mic s , 1997 , 27 (2) :109 127 . 12 盛敬超. 液压