长大特货车横向稳定性分析

第三届中国 CAE工程 分析 定性数据统计分析pdf销售业绩分析模板建筑结构震害分析销售进度分析表京东商城竞争战略分析 技术年会论文集 长大特货车横向稳定性分析 朴明伟1 魏鸿亮2 兆文忠1 （1 大连交通大学机械工程学院，大连 116028；2 齐齐哈尔铁路车辆（集团）公司技术中心，齐齐哈尔 161000） 摘要：为了将大型刚柔耦合系统动态仿真技术应用到长大特货车研制过程，利用车辆模板模型组装技术建立 了新型 D35 钳夹车重载长联挂和空载长联挂整车模型，并讨论了重载横向稳定性和空车回放速度等问 题 快递公司问题件快递公司问题件货款处理关于圆的周长面积重点题型关于解方程组的题及答案关于南海问题 。在 模板模型接口关系中，将液压旁承油缸同侧连通简化为旁承活塞位移之和为零的代数约束。根据钳夹梁受力 条件确定了其柔性体约束自由度：枢轴转动、等分杆绞点三向转动。重载长联挂复杂线路仿真对比分析发现： 为了降低轴重减载率，在小半径曲线内导向通过时应有必要超高，而在最小半径曲线外导向通过时则应尽量 减小超高；为了确保压柱油缸摩擦稳定性，安全销在曲线通过时应当承受一定横向力。在三轴 H 构架式转向 架性能分析基础上，空载短联挂回放速度分析表明：辊子旁承摩擦激振是造成摆尾现象的主要原因之一,其结 果得到了动力学试验验证。 关键词：钳夹车；刚柔耦合；液压旁承；内导向外导向；横向稳定性 中图分类号: U271.91 U270.11 文献标识码: A Lateral Dynamic Stability Analysis of Long-huge Special Freight Wagon PIAO Ming-wei1 WEI Hong-liang2 ZHAO Wen-zhong1 1 Machinery Engineering School, Dalian Jiaotong University, Dalian 116028 2 Tech. Center, Qiqiha’er Rolling Stock (Group) Co.Ltd., Qiqiha’er 161000 Abstract: In order to apply the simulation technology of large-scaled rigid-flex-coupling system to the development of long-huge special freight wagon, the newly-built D35 Schnabel Wagons (include laden long-trailer and tare short-trailer ) were found by vehicle’s template-based modeling methodology, and the issues such as laden lateral stability and tare returning velocity were discussed. In the interface relations the side-bearing (SB) hydraulic cylinders connected on the same side are simplified as the algebraic constraints that the sum of the SB pistons’ displacements is zero. According to the clamp-holding girder’s interaction condition the constraint DOFs of the flexible body are defined as pivot’s rotation and the three rotations of half-rod’s spherical joint. The contrast simulation analyses of laden long-trailer running on complex curves find that for the sake of lowering the wheel unloading, the necessary superelevation should be needed when the inner-guiding negotiation on small-radius curve, but the superelevation should be decreased as possible when the out-guiding negotiation on minimum-radius curve; In order to insure the friction stability of clamp-holding hydraulic cylinders the safety pins should bear the relevant lateral forces. Based on the performance analysis of 3-axle H-type frame bogie, the simulation analysis of tare short-trailer’s returning velocity shows that the self-excited vibration due to roller-type SB friction interaction is one of the main factors which cause the swing-tail phenomenon and the analysis result is validated by dynamic test. Keywords: clamp-holding vehicle, rigid-flex coupling, hydraulic side-bearing, inner/out guiding, lateral stability 基金项目：辽宁省教育基金项目（05L047）. 作者简介：朴明伟(1962—), 男（汉族），辽宁人，硕导副教授，博士生。 14 第三届中国 CAE工程分析技术年会论文集 大型凹底车、钳夹车和落下孔车是长大特货车的三大主要类型，其中，钳夹车是目前铁 路特货运输市场的主力车型之一。为了满足铁路特货运输市场需求，齐车厂（齐齐哈尔铁路 车辆（集团）公司简称）在老D35基础上设计了新型D35钳夹车。新型D35体现了现代长大特 货车辆的高科技特征，如内导向与外导向结合提高了小半径曲线通过能力，重物提升和侧移 增强了专用线路障碍物避让的灵活性，增加了远距离操作控制和监视等功能。对于这样的大 型车辆系统，车辆开发设计过去只能依靠有限的静强度和动力学试验。继T450 落下孔车之后 [1]，刚柔耦合整车模型仿真再次在新型D35研制中得到应用，并在直线和曲线通过的车辆横向 稳定性、旁承心盘载荷以及钳夹梁侧向挠度与约束力的内力分析和轮轨动力作用的安全指标 分析等三个方面取得了令人满意的结果，同时，如此大型刚柔耦合系统仿真也促进了车辆动 力学仿真理论技术水平的提高。 为此，本文结合新型D35钳夹车动力学性能与内力分析课题工作[2]，首先简要介绍车辆模 板模型接口技术和柔性体约束与模态，然后，分析重载长联挂内/外导向曲线通过时的横向稳 定性，最后，结合三轴H构架式转向架（简称三轴H转向架）动力学性能，分析空载短联挂最 高回放速度。 1 D35 模板组装模型 根据 D35钳夹车构造特点，建立三轴 H转向架、小底架、大底架和车体（长联挂和短联 挂）等四类模板模型，其中，钳夹梁为柔性体。利用这些模板模型组装重载长联挂和空载短 联挂刚柔耦合整车模型，见图 1。 （a）重载长联挂 S形曲线通过仿真 （b）空载短联挂（道岔）侧线通过仿真 图 1 D35 长联挂短联挂复杂线路通过仿真 Fig. 1 The complex curve negociation simulation of D35 (laden long-trailer and tare short-traile) 1.1 四类模板模型 （a）（有钩缓）转向架 （b）（无钩缓）转向架 图2 H 转向架模板模型 Fig. 2 Template model of H-type bogie 转向架为三轴 H-型焊接构架、直顶式斜楔摩擦减振、轴箱导框定位、承载鞍与轴箱平面 接触，见图 2。转向架采用球面心盘和常接触式旁承。 15 第三届中国 CAE工程分析技术年会论文集 图 5 大底架模板模型 Fig. 5 Template model of super-frame 大底架 活动心盘 液压旁承 导向销 垂向横向加速度 测量点 对于H转向架的接触间隙一类问题，非线性 约束内力即可以满足运动约束精度要求，又能够 使整个动力学系统仿真求解保持动态稳定[2]。为 了回避斜楔摩擦副的接触问题，将斜楔摩擦减振 力等效为簧上和簧下质量之间的作用力与反作 用力。斜楔和承载鞍静摩擦和动摩擦采用连续摩 擦模型计算。 小底架模板模型，见图 3，其中，心盘采用 弹性约束内力定义。旁承为辊子旁承（间隙 6mm），采用止挡定义，其刚度曲线见图 3。旁 承平面摩擦和心盘球面摩擦采用连续摩擦模型。 大底架模板模型包括：大底架、活动心盘、 液压旁承和导向销等，其中，活动心盘横移是利用横向移动副定义的，同时，根据运动副纵 向约束力定义活动心盘与承冲梁之间摩擦力，根 利用止挡定义的（间隙±1mm）。 当外导向时，导向销不激活，活 图 3 小底架模板模型 Fig. 3 Template model of infra-frame 心盘 辊子旁承 垂向横向加速度 测量点 据垂向约束力定义滚动摩擦阻力。导向销是 当内导向时，内导向距由前后导向销确定； 动心盘横移由位 移驱 竖轴、等份杆和拉杆-2，其中，拉杆-2 （试验用，见图 6b）和钩挂（运输用，未示）。钳夹梁 动控制，此时，外导向距由前后活动心盘决 定。 在空载短联挂车体（图 6a）中，（1）钳夹梁约束： 前导向梁 后导向梁 等份杆 拉杆-1 拉杆-2 钳夹梁（柔性体） 重物 安全销 压柱油缸及球面座 （b） 重载长联挂（箱挂） 垂向横向加速度 测量点 钳夹梁上下中点 挠度和加速度 测量点 重物前后加速度测试点 （a） 空载短联挂车体 前导向梁 后导向梁 等份杆 （拉压杆） 斜承杆 拉杆-2 垂向承杆 横向梁 压柱油缸 及球面座 钳夹梁（柔性体） 卡环 垂向横向加速度 测量点 钳夹梁上下中点 挠度和加速度 测量点 图 6 长联挂和短联挂车体模板模型 Fig. 6 Template model of carbody (laden long-trailer and tare short-traile) 枢轴 枢轴 图 4 辊子旁承止挡刚度曲线 Fig. 4 Stiffness curve of roller SB bompstop 贯穿量控制在 0.5mm 左右 ?? ? ? ? ?? 贯穿量(m) 看作辅助约束（采用约束内立定义）。（2）联挂装置：卡环（转动副）、斜承杆和垂向承杆（球 铰）、压柱油缸（球铰及球面摩擦）。 重载长联挂车体有两种形式：箱挂 16 第三届中国 CAE工程分析技术年会论文集 增加 扑关系，见图 8，其中，对于“同侧液压旁承油缸连通”，根据 性体有两类模态运动[3]：边界固有模态和约束运动模态，见图 9。 由度就是内部质点所允许的自由度。对于钳夹梁而言（见 杆-1、 24m，外导向距 34m，活动心盘最大允许侧移量 500mm。 ，同时，横向侧移 500mm，此时侧向风荷取 38.8KN，作 下风荷动荷系数很小，但是，在上述极限工况下， 风荷对整车稳定性影响最严重，其轴重减载率对比见图 10。 拉杆-1，亦作为辅助约束。钳夹梁与重物之间增设安全销，采用约束内立定义，见图 7。 1.2 模板模型接口关系 四类模板模型之间接口拓 静液压原理将其简化为如下代数约束：即同侧“旁承活塞”垂向位移之和为零。 1.3 柔性体约束与模态 在多体动力学系统中，柔 车 体 （重载长联挂/空载短联挂） 前导向梁 后导向梁 前大底架 活动心盘、导向销、液压旁承 后大底架 液压旁承、活动心盘、导向销 液压旁限位行程 25mm 同侧连通（代数之和为 0） 四位小底架 辊子旁承、心盘 三位小底架 辊子旁承、心盘 二位小底架 辊子旁承、心盘 一位小底架 辊子旁承、心盘 ? ?? ? ?? H ?? ? 常接触式旁承、心盘 ?? H ?? ? ?? H ?? ? ?? H ?? ? ?? H ?? ? ?? H ?? ? ?? H ?? ? ? ?? ? ?? H ?? ? 图 8 四类模板模型接口关系 Fig. 8 Interface relation of four template models 边界固有模态是固定边界条件确定的固有 振型和频率，也就是通常的机械振动模态。 约束运动模态是指约束构件之间相对运动 所确定的模态，它们是固有模态与约束自由 度运动的迭加。 约束自由度是根据约束条件边界质点之间所 无侧风 有侧风 允许的自由度；相对而言，内部自 图 6），枢轴（绕 Z）和等份杆（绕 XYZ）应当定义为约束自由度，而内部自由度应当根据其 它约束条件（如拉 2）确定。 2 重载长联挂横向稳定性 重载长联挂的内导向距约为 .1 2 极限工况侧向风荷作用 极限工况为重物提升 200mm 用 于距轨面 3.5m（高于重物重心）。 相对重物而言，在多种线路工况 侧向 图 10 极限工况的风荷作用对比 Fig. 10 Windy loading contrast in utmost condition ?? ?? ? ? 时间(s) 图 7 安全销弹性约束刚度曲线 Fig. 7 Constraint’s stiffness curve of safety pins 横向 Y刚度 安全销横向间隙±6mm ?? ?? ? ?? ? 贯穿量(m) （a）边界固有模态 （b）约束运动模态 图 9 柔性体约束与模态 Fig. 9 Constraint and mode of flexible body 甲 甲 甲 乙 17 第三届中国 CAE工程分析技术年会论文集 2.2 小半径曲线超高与轴重减载率 较大，通常某些车轮会出现比较大的轴重减载率。 过时，内导 看，安全销设置（见 1.1节图 7）是非常必要的。首先，活动心盘横移 越大 于重载联挂运动稳定性而言，安全销作用有助于压柱油缸的横向稳定。由于活动心盘 在小半径曲线通过时车体横向侧移比 这里的内侧减载率偏大不会影响到整个车辆的稳定性，但是，它涉及到转向架构架强度和轨 距宽展等问题。 内/外导向方式不同，最大轴重减载率的形成 方式也不同。对于内导向（图 11），由于导向销横 向力偏向 2、3位小底架，转向架（3、6位）的轴 重减载率最大。而对于外导向（图 12），1、5 位 转向架在顺坡段上的轴重减载率最大，在圆曲线 上与直线减载率的稳态值比较接近。 从上述对比可见，在小半径曲线通 (a)R300h150,V10m/s (b)SR180h20,V5m/s 图 13 安全销横向力 Fig. 13 Lateral force of safety pins ?? ? ? ?? ??? ? ?? 时间（s） 时间（s） 1.5 向则需要一定的超高调节，以降低轴重减 载率。相反，外导向方式时，轴重减载率主要取决于顺坡超高，超高越大，减载率也越大。 2.3 安全销横向力 从仿真数据分析来 ，钳夹梁横向挠度变形（见图 14）也越大；其次，在直线顺坡快速通过时，钳夹梁产生 横向振动，频率约 4.7Hz。由此可见，钳夹梁动态横向挠度变形是产生安全销横向力的主要原 因。 对 SR180h20, V5m/s 图 14 前夹梁中部上边挠度变形 Fig. 14 Deformation of clamp-holding girder at top- middlet 安全销局部视图 压柱油缸 ??? ? 安全销 ? ??? ? ?? ? ? （ M） 时间（S） 0 100 200 300 400 500 600 -1 -0.5 0 0.5 1 distance w he el u nl oa di ng h50mm h20mm h0 图 11 小半径曲线内导向超高与减载率对比 Fig. 11 Wheel unloading contrast with superelevation in inner-guiding small-radius curve negociation 双曲夹线 SR180 ?? ??? ? 线路长度(m) 1 位转向架 1轴 5 位转向架 1轴 小半径R150m超高h50mm 图 12 小半径外导向最大减载率 Fig. 12 The most wheel unloading in out-guiding mini-radius curve negotiation 侧移 500mm，曲线 R150m 超高 h50mm ?? ? ? ? ? 时间(s) 18 第三届中国 CAE工程分析技术年会论文集 向外横移，重物倾摆所产生的横向分力不可能完全由油缸球面座承担，所以，安全销的主要 功能应当是在曲线通过时限制重物与钳夹梁之间的相对横移量，以维持油缸球面座处于稳定 的摩擦状态，见图 13。 3 空载短联挂回放速度 横向动力学的关键性指标之一。尽管车体采用短联挂形 式和 放速度验证 （4.5m, 7.6m, 6.5m），有利于车辆临界速度的提高，但是， 上部 位 空车回放速度是大型长大特货车 降低车体重心等措施，但是，钳夹梁和压柱油缸之间摇头和扭转振动是最大回放速度的 主要影响因素。 3.1 D35 空车回 走行部转向架群中定距比较短 结构横向振动能量容易造成“摆尾”现象。为此，根据现场调查，承载鞍横向窜动并不 是可以轻易产生的，一般都是一个漫漫的蠕动过程。为此，将承载鞍摩擦面蠕滑系数改为 6E6Ns/m，以 100、105、110和 120km/h速度进行非线性临界速度试算，其结果一致为：8 转向架出现蛇行振动，其它转向架都处于稳定状态。通过仿真数据，分析产生上述“摆尾” 现象的原因是 8位转向架一系悬挂和承载鞍摩擦面出现横向位移振动，基本与轮对蛇行频率 同步，见表 1。 表 1 D35 空车回放速度分析 Tab. 1 Analysis of D35 tare short-trailer’s returning velocity D35 整车参数 非线性临界速度 轮对蛇行产生原因 载鞍和斜楔摩擦阻尼作用： λS=6E6（Ns/m）；λS=1.5E5（Ns/m） 车速 100、105、110、115、120km/h 下 8 位转向架蛇行 承载鞍、轴箱悬挂 横向位移振动 增强 1、8 位转向架承载鞍和斜楔 摩擦阻尼作用： λS=126E6（Ns/m）；λS=36E6（Ns/m） 车速 100km/h 为临界速度； 其它速度仍然 8 位转向架蛇行 后大底架和 4位小底架心盘 摇头和侧滚方向位移振动， 难以利用摩擦衰减 为此，进一步提高1位和8位转向架的承载鞍和斜楔摩擦面蠕滑系数，即承载鞍1.2E Ns/m, 斜楔 尾” 7 3E6 Ns/m。再次进行非线性临界速度验证，其结果为在车速 100km/h时，8位转向架轮 对横移刚好处于临界阻尼状态（见图 15），而其它车速仍然出现“摆尾”现象。 3.3 辊子旁承摩擦激振 仿真分析表明：上述“摆 现象产生的主要原因是辊子旁承 摩擦激振，见图 16。与转向架常 接触式旁承不同，小底架辊子旁承 无预载，一般一侧辊子旁承接触。 当车速接近临界速度时，由于车体 惯性作用，辊子旁承力比较小，几 乎无摩擦力产生。在承载鞍和斜楔 的摩擦阻尼作用下，8位转向架轮 对横移处于临界阻尼衰减复位过 程。但是，由于小底架需要利用辊 子旁承摩擦耗散其动能，辊子摩擦 是某厂在大型凹底车（空车回放速度 120km/h）上采用常接触式旁承取代辊子旁承的主要原因。 图 15三轮对横移的临界阻尼状态 Fig. 15 Wheelset lateral displacement in critical damping state 轮对 1 轮对 2 轮对 3 8 位转向架，时速 100km/h 增强了 1 位、8 位转向架的斜楔 和承载鞍摩擦阻尼作用 ?? ? ? ?? ? 时间(s) 逐渐增强，并使 8 位转向架轮对也逐渐形成蛇行。这可能 19 第三届中国 CAE工程分析技术年会论文集 由于连续摩擦模型简化误差[2]，上 述最高直线回放速度 100km/h的结论 趋于保守。实际上，由于新装斜楔和 承载鞍摩擦机理有利于提供可靠的摩 擦阻尼作用，因而实际车辆临界速度 完全有可能高于 100km/h。但是，对 于出现磨耗的斜楔和承载鞍，情况并 非乐观。 上述结论与动力学试验结果是基 本一致的：空载短联挂直线最大回放 速度 110km/h[4]。D35回放速度分析主 要是以三轴H转向架动力学性能分析 作为基础，如斜楔等效摩擦模型、静 摩擦与动摩擦连续计算模型。利用这些等效连续摩擦模型，仿真分析不仅得到了斜楔和承载 鞍摩擦蠕动和滑动过程，而且对摩擦作用的三个特点（即摩擦阻尼、摩擦减振和摩擦激振） 也得到了比较充分认识。 （a）8位转向架3-轴轮对横移 （b）4位小底架刚性辊子旁承摩擦纵向分力 图 16 小底架辊子旁承的摩擦激振（车速105km/h） Fig. 16 Self-excited vibration of roller SB on infra-frame(V=105km/h) （c）4位小底架刚性辊子旁承摩擦横向分力 ?? ? ? ?? ??? ?? ? ??? ?? ?? ? ??? 时间（S） 时间（S） 时间（S） 4 结论 （1）在无先例参考对比的情况下，利用车辆模板接口技术建立四类模板模型：三轴 H转 向架、小底架、大底架和车体（重载长联挂和空载短联挂）。大型刚柔耦合整车组装模型的复 杂线路仿真分析为铁路车辆动态仿真理论技术增添了新的内容。 （2）重载长联挂横向稳定性和空载短联挂回放速度的仿真分析是车辆动力学试验的必要 补充。为了进一步提高长大特货车模型质量，正在进行大量的试验对比后期工作。由于目前 试验手段和经费制约，车辆动态规律（小半径曲线超高与轴重减载率、压柱油缸摩擦稳定条 件等）只能在多种重复仿真分析中应用有关理论知识加以总结归纳。 （3）长大特货车空载短联挂回放速度分析不仅具有特种车辆铁路运输安全的实际意义， 而且在铁路车辆动态仿真上奠定了长大特货车动力学理论的基础。 参考文献： [1] PIAO Ming-wei, ZHAO Wen-zhong, Dynamic Loads and Stability Analysis of 450T Well-hole Full Wagon[Z], Report of Finished Project, Research Group of Dalian Jiaotong University, 2006.9 [2] PIAO Ming-wei，ZHAO Wen-zhong, Dynamic Performance and System Internal force analysis of D35 Schnabel Wagon[Z]．Report of Finished Project．Group of Dalian Jiao Tong University．2007.5 [3] Flex/ADAMS, FlexTherory, MSC.ADAMS HELP, [EB/OL]. http://www.mscsoftware.com, 2005.10 [4] Wang Xinrui，Xiong Xin，Loaded 350t New-built Schnabel Wagon Dynamic Test Research Report[Z]. 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Railway Science Academe.2007.5 [5] 王成国.MSC.ADAMS/Rail 基础 教程 人力资源管理pdf成真迷上我教程下载西门子数控教程protel99se入门教程fi6130z安装使用教程 [M]，科学出版社.2005 [6] L.米罗维奇.振动分析基础[M].上海交通大学理论力学教研室译.1983 作者简介： 朴明伟（身份证：210106196206033810） E-mail:m_w_piao@126.com。手机: 13898619848，电话: 0411-84106207（办公室） 通信地址：大连市黄河路 794 号，大连交通大学机械工程学院车辆 CAE 技术中心 365 信箱,116028 20 长大特货车横向稳定性分析 作者： 朴明伟， 魏鸿亮， 兆文忠 作者单位： 朴明伟,兆文忠(大连交通大学机械工程学院,大连,116028)， 魏鸿亮(齐齐哈尔铁路车辆(集团)公司技术中心 ,齐齐哈尔,161000) 相似文献(5条) 1.期刊论文 祝震.朴明伟.兆文忠.ZHU Zhen.PIAO Ming-wei.ZHAO Wen-zhong 新型D35钳夹车导向方式与轮轨安全性对策 -大连交通大学 学报2008,29(5) 为了分析新型D35钳夹车重载长联挂的横向稳定性,利用模板建模技术建立了D35刚柔耦合整车模型.对于专用线路,多种曲线工况仿真分析表明:轮轨安全性(如减载率)是与导向方 式相关的,如内导向R180m曲线通过应当要求20～50mm超高;而外导向R150m曲线通过时则应当尽量降低顺坡率.新型D35联挂改进设计是合理的,因为车耳球铰改为车耳铰销联结后,利用 钳夹梁的侧扭刚度来减小安全销相对横向位移,进而保障压柱油缸球面座的摩擦稳定性. 2.期刊论文 杨爱国.朴明伟.兆文忠.YANG Ai-guo.PIAO Ming-wei.ZHAO Wen-zhong 新型D35钳夹车转向架的动力学性能 -大连交通大学 学报2008,29(5) 为了分析D35钳夹车转向架动力学性能,利用模板建模技术建立刚柔耦合整车模型.在3轴H形构架式转向架模型中,从轴箱悬挂和承载鞍摩擦作用角度,对多年来货车转向架的设计 经验加以总结与验证,如1、3轴的直顶斜楔在垂向和横向上起到摩擦减振作用,而2轴承载鞍与轴箱之间金属-金属接触,在曲线通过时发生横向摩擦滑动以降低轮轨横向力和轴向力;在 直线通过时接触摩擦产生迟滞阻尼作用以增强轮对纵横向定位刚度.D35空车回放仿真分析表明:"摆尾"现象是由辊子旁承摩擦激扰"打破"了末位转向架轮对临界阻尼状态所导致. 3.学位论文 王云鹏 长大特货车的动态稳定性与动载荷分析 2008 D35钳夹车是长大特货车的主力车型之一，整车由如下部件组成：8个三轴H构架式转向架(简称3轴H转向架)、4个小底架、2个大底架和车体，车体利用摩擦作用实现两种联挂形 式：空载短联挂和重载长联挂。该特种车辆可以采用两种导向方式：内导向和外导向。为了降低在顺坡段通过时车体侧扭变形，采用了液压旁承技术，即同侧旁承油缸连通。D35复 杂动力学系统具有如下三个主要难点：重载长联挂的曲线通过横向稳定性；长大车体的内力约束复杂性；空载短联挂的回放横向稳定性。 本文在T450落下孔车刚柔耦合系统仿真分析工作基础上，进一步完善了大型刚柔耦合系统建模及其柔性体接口处理技术对策，并利用如下模板建立的子系统组装整车模型：3轴 H转向架、小底架、大底架和(长联挂和短联挂)车体。根据静液压原理，将液压旁承简化为旁承油缸活塞位移的代数和为零。为了分析在干摩擦作用下3轴H转向架的动态性能，提出 了采用连续摩擦计算模型来描述诸如承载鞍和旁承等摩擦力。在直顶式斜楔受力分析基础上，建立了1轴、3轴轴箱变摩擦悬挂。由于具有过约束和摩擦约束的钳夹梁静态变形复杂 ，根据受力分析将复杂约束划分为主要约束(如定位约束)和辅助约束(如局部增强约束)。以最少的约束模态实现主要约束，利用弹性内力约束逼近辅助约束。 D35大型刚柔耦合系统仿真试验对比表明：仿真结果不仅其动态行为规律是与试验基本吻合的，而且也给出了某些试验现象的合理解释。如在完全相同的车况条件下，导向销横 向力所引起的动应力系数实测结果为1.366；而动态仿真所给出的动荷系数是1.343。对于空载短联挂，最高直线试验速度为110km/h，而保守的回放仿真验证临界速度为100km/h，其 “摆尾”现象是由四位小底架上刚性辊子旁承摩擦激振引起的。对于重载长联挂小半径曲线通过的安全性，按照内导向和外导向方式，给出了与试验规律相吻合的减载率变化曲线对 比，并提出了如下建议：为了降低轴重减载率，在小半径曲线内导向通过时有必要超高(20-30mm)，而在最小半径曲线外导向通过时则应尽量减小超高。 本文在D35钳夹车的系统内力、轮轨安全性和车辆限界等分析中采用了如下新的建模仿真技术：(1)柔性体接口处理技术；(2)参数化、模块化的模板建模技术；(3)刚性等值预载 法。 4.期刊论文 朴明伟.丁彦闯.李繁.兆文忠.PIAO Ming-wei.DING Yan-chuang.LI Fan.ZHAO Wen-zhong 大型刚柔耦合车辆动力学系统仿真 研究 -计算机集成制造系统2008,14(5) 为缩减柔性体集成规模,满足约束作用精度要求,提出了一种体现柔性体约束运动特征的接口处理技术对策及其相应预载方法.特征约束模态体现了柔性体接口界面的主要静态变 形特征,必须全部保留.为此,根据柔性体受力分析将复杂约束划分为主要约束和辅助约束.以最少的约束模态数目实现主要约束,利用弹性约束内力逼近辅助约束.按照具体的约束变形 情况,在子结构模态求解之前,合理确定固有模态的截取.由于柔性体预载变形,刚柔耦合系统只能以部件或构件刚性耦合方式进行预载分析.D35 钳夹车刚柔耦合仿真表明,上述技术对 策的应用不仅得到了与动应力试验相吻合的内力分析结果,而且验证了其柔性体摩擦约束的稳定性. 5.会议论文 朴明伟.魏鸿亮.兆文忠 长大特货车横向稳定性分析 2007 为了将大型刚柔耦合系统动态仿真技术应用到长大特货车研制过程,利用车辆模板模型组装技术建立了新型D35钳夹车重载长联挂和空载长联挂整车模型,并讨论了重载横向稳定 性和空车回放速度等问题。在模板模型接口关系中,将液压旁承油缸同侧连通简化为旁承活塞位移之和为零的代数约束。根据钳夹梁受力条件确定了其柔性体约束自由度:枢轴转动、 等分杆绞点三向转动。重载长联挂复杂线路仿真对比分析发现:为了降低轴重减载率,在小半径曲线内导向通过时应有必要超高,而在最小半径曲线外导向通过时则应尽量减小超高;为 了确保压柱油缸摩擦稳定性,安全销在曲线通过时应当承受一定横向力。在三轴H构架式转向架性能分析基础上,空载短联挂回放速度分析表明:辊子旁承摩擦激振是造成摆尾现象的主 要原因之一,其结果得到了动力学试验验证。 本文链接：http://d.g.wanfangdata.com.cn/Conference_6434556.aspx 下载时间：2010年5月21日