基于某ADAMSRail地25吨轴重摆动式货车转向架动力学仿真研究

1、实用标准基于ADAMS Rail的25吨轴重摆动式货车转向架动力学仿真研究作者：孙善超摘要：本文将应用车辆动力学仿真软件ADAMS/Rail研究装备K5转向架的C80H货车动力学性能。基于C80H的电子样机模型和有关试验数据，建立25吨轴重的K5转向架动力学非线性数学模型，并最终建立C80H的整车的模型。文中还将 K5转向架弹簧托板的有限元模型(MNF)文件引入动力学模型中进行柔性仿真分析，发现采用柔性弹簧托板可以改进车辆动力 学性能的仿真分析精度。随着铁路重载运输的不断发展， 对重载火车转向架的动力学性能提出了更高的要求。发展适应我国重载运输需求的具有大轴重、高速度、动力学性能良好的货车转向

2、架显得十分迫切。对货车转向架的结构方式、 转向架动力学性能和悬挂参数优化设计等进行综合考虑，是目前需要解决的重要问题之一。随着CAE技术的不断发展，过去只有通过最后产品试验才能完成的工作，现在通过仿真技术就可以实现。本文应用ADAMS/Rail和有关试验结果，建立K5转向架的动力学非线性数学模 型，并最终建立C80H整车的模型。通过对模型的仿真和分析，研究K5转向架的动力学特性。在计算结果与试验结果良好吻合的前提下，对可能影响K5转向架动力学的一些重要因素进行了分析研究。1摆动式货车转向架动力学模型的建立动力学模型的建立是进行动力学动态特性研究的基础。根据不同的研究目的， 可以采用不同的建模方

3、法。本文基于虚拟样机技术对车辆的各个部件进行建模。建立的模型可以用来对车辆的动力学性能进行仿真计算。建立的模型包括K5转向架模型、车体模型和轨道模型。1.1转向架模型由于本文研究的是车辆运动过程中的动态特性，而转向架的轮对、 侧架、摇枕等零部件的主要作用是产生惯性激振力，并传递力、扭矩等，因此可以不考虑它们的变形对动力学性能的 影响而将其建为刚体。对于刚体模型，建立其运动微分方程所需要的参数是零件质心的位置、 质量和惯性矩，这些参数可来自CAD实体建模。通过精确建立零部件的三维实体模型，可以获得其准确的质量参数。利用 CAD软件NX建立侧架、摇枕、弹簧托板、轮对的三维实体模 型，通过软件提供的

4、功能，赋予各个组件和零件密度，由软件自动计算出各组件的质量、转 动惯量和质心位置，采用这种建模方法，与实际物体的物理特性相差极小。最后将各个组件按实际位置装配好，完成车辆系统刚体模型的建立。建立的转向架的CAD模型如图1所示。图1转向架的CAD模型由图一可以看出：转向架由左右两个侧架、前后两个轮对、四个轴箱承载鞍、四个摩擦式楔 块减振器、十四组减振弹簧、摇动座支撑、心盘、旁承以及制动装置组成。进行系统动力分 析的关键是部件自由度的确定和各部件之间自由度的选取。下面对本动力学模型各部分的分析和考虑作详细的说明。轮对和承载鞍的连接轮对和承载鞍之间通过滚动轴承连接， 运动形式为轮轴在轴承内转动，两部

5、分之间只有相互 转动，实际建模中采用转动副连接，约束两部件之间的五个自由度， 仅允许两部件之间相互 转动来建立动力学模型。侧架与摇枕的连接侧架与摇枕之间为弹簧悬挂系统，采用弹簧单元来模拟， 通过输入弹簧的垂向和横向刚度来确定弹簧的特性。摇枕和车体的连接摇枕在转向架和车体之间起着传递力和扭矩的作用，因此采用垂向、横向、纵向的力和扭矩来模拟心盘和旁承对车体的作用。承载鞍与侧架、摩擦楔块与侧架以及弹簧摇动座支撑与侧架的连接摇动座通过半径为 125cm的圆柱作用在圆柱半径为 250承载鞍上面。弹簧摇动座支撑与上类 似，也是两个圆弧面相互接触。同时，摩擦楔块减振器与侧架和摇枕之间存在正压力和摩擦 力，它

6、们之间的力随车辆的运行不断变化，通过两者的摩擦消耗能量。 为了精确模拟以上三种连接方式，采用 con tact接触单元来模拟以上三种现象。在ADAM叩，接触的法向力有两种张算法：IMPACT函数法和恢复系数法，两种方法都是法向接触约束的罚函数规则产生的。本文采用IMPACT函数法来进行法向力的计算。IMPACT的力模型为：Fn二斤*性）十打蛮（&00dc严磴dt其中：k为接触刚度，g为接触时的侵入量。dg/dt为接触点的侵入速度，e为力指数。d为 接触阻尼系数，c为最大渗透量。Step为插值函数。接触的切向力为相当简单的基于速度的库伦摩擦模型。优先指定摩擦特性。选择适当的参数，对以上三

7、种连接方式进行精确的模拟。1.2车体模型NX模型导入ADAMS车体为C80车体，如上所述，本文中，可以把车体看作一个刚体，把得到车体的模型，最后组装成整车的模型如图2所示：图2整车的动力学模型1.3线路模型轨道几何形状的变化是引起车辆各种动态响应的主要原因。本文选用与试验对应的铁科院环形试验道的实测不平顺，建立线路的不平顺模型。2整车重车直线运行过程仿真利用以上建立的重车模型进行仿真计算，车辆的速度分别取为 40、60、80、100、120、135km/h，仿真共进行40秒。取前轴左轮的受力，分别得到以下结果。2.1车体横向加速度当速度为80km/h时，得到车体的横向加速度如图3所示。得到各速

8、度下的车体横向加速度文案大全的平均值和最大值如表1所示。参考铁科院研究报告 TY字第1766号-C80H型铝合金浴盆运煤敞车动力学性能试验报告，得到比较图表如以下所示。图3 80km/h时重车车体横向加速表1重车时不同速度时的车体横向加速度最大值比较卩速度佃速住(km/h)试验值计鼻值100 070.08600.080. I0 800.280. 370* 300.391200.300.36135Lj0.220. 32把以上数据绘成曲线，如图 4所示。H向加速上-W图4车体横向加速度计算值和试验值的比较22车体垂向加速度当速度为80km/h时，得到车体的垂向加速度如图5所示。得到各速度下的车体垂

9、向加速度的最大值如图6所示所示。图5 80km/h时车体垂向加速度PO SO 1001?0140图6车体垂向加速度计算值和试验值的比较2.3脱轨系数当速度为80km/h时，得到重车的脱轨系数如图 7所示。得到各速度下的脱轨系数的最大值 如图8所示。图7重车80km/h脱轨系数图8重车时不同速度下的脱轨系数的平均值比较3修改承载鞍处的圆弧大小后的仿真结果如图9所示：把承载鞍处的接触圆弧由原来的R250、125mm分别修改为R80、70mm然后在R300的弯道上进行仿真计算。比较修改承载鞍圆弧的大小前后R300的弯道上的仿真结果，可以看出其差别不大，各曲线的变化规律和最大值基本相同。如40km/h

10、时车身垂向振动加速度的变换如图10所示。阁g承哉鞍修改处*4|*-If h曲IfffVi4v * i图10承载鞍修改前后垂向加速度的比较4刚柔耦合模型的仿真结果因为弹簧托板刚度较低，考虑弹簧托板的柔性，把弹簧托板做为柔性体。又因为弹簧托板的 厚度较小，所以在划分有限元网格时使用壳单元。将弹簧托板的有限元模型转入到ADAMSK根据Craig-Bampton法原理，需要确定固定界面子结构的外部节点(attachment point)，这里选择的是弹簧托板与其相连接的各个部件处的 节点，主要是弹簧托板和弹簧的连接处。将弹簧托板的有限元模型(MNF)文件引入ADAM软件，得到弹簧托板的柔性体模型如图1

11、1所示。由于外部节点选取较多，在ADAM软件中的保留模态数较多，考虑到高阶频率对应的振型对系统的运动贡献不大，对于此系统，使高于300Hz的各阶振型无效掉(disable)。最后得到转向架的柔性体模型如图12所示。二：图11弹簧托板的柔性体模型图12含有柔性弹簧托板的转向架模型把转向架的柔性体模型和车体模型装配，得到整车模型，利用该模型进行动力学分析，得到含有柔性弹簧托板的整车的动力学性能。取车体的横行、垂向加速度以及前轮左侧的脱轨系数如图1315所示。圈13刚耒牌買托皈时T体檢向加迪度比较图14刚柔弹賛託板时车体垂向孔阳L ' L*41 Htt'fI、曲 d Fli >4 ir< Tin* iuci图15刚柔悍赞托板时筒轮畅轨嚴数比较由图1315可以看出：由于存在冲击，特别是在使用接触来模拟楔块的时候，不考虑刚度 较小的部件的柔性可能造成加速度的计算结果偏大。但弹簧托板的柔性使脱轨系数略为增 加。因此，在使用多刚体系统研究脱轨时，应该考虑刚度较小部件的柔性作用。5结论与展望1.由以上结果可以看出， 本文计算所得到的计算结果和试验结果吻合的相当好，说明本文建立的车辆动力学模型是正确的。该模型可以较精确的模拟C80的动力学性能。2修改承载鞍处圆弧的直径对车辆的动力学性能影响不大