铁道车辆油压减振器失效机理分析

盘文森

摘要：本文就铁路车辆油压减震器的结构及原理进行了分析，而后就其失效形式进行了介绍，进而以仿真模型的形式进行失效机理进行了探讨。

关键词：铁道车辆；油压减振器；失效机理

引言

油压减振器作为铁道车辆转向架的重要组成部分，对于提高铁道车辆行驶的安全性和平稳性有着十分重要的作用。随着铁道运输载重和速度的不断提高，研究其失效机理对提高这些关键零部件的服役可靠性以及保障车辆安全运行具有重要意义。

1油压减振器的基本结构

为研究油压减振器疲劳失效和磨损漏油失效机理，首先研究其基本结构组成，油压减振器主要由活塞杆组件和油压缸筒两大部分组成。活塞杆组件由多个零部件焊接而成，其受力最为复杂，主要承受垂向作用力。由于焊缝结构强度一般比母材结构强度低，疲劳裂纹一般先会出现在焊缝上。油压缸筒主要由工作油缸和储油缸组成，在活塞杆组件高频振动时，油液通过各种阀产生阻尼力从而起到减振作用，但由于活塞杆组件上黏附的微细颗粒对油压缸筒及自身有摩擦磨损作用，造成油液泄漏从而导致阻尼力下降。通过以上分析对油压减振器基本结构及产生失效原因有了直观的了解，对后续研究做了很好的铺垫。

2油压减振器的工作原理

油压减振器在工作过程中有两个基本动作：一是拉伸、二是压缩。根据油液的循环

流向进行分类，油压减振器可分为以下两大类。

①往复循环式油压减振器

往复循环式油压减振器工作原理如图1所示。当减振器活塞杆组件受到拉力Fe作用时，由于活塞的运动，腔1体积被压缩形成高压油腔，腔2体积增加形成低压油腔，高压油通过活塞拉伸阀由腔1进入腔2中，腔1与腔2的截面积差异导致腔2出现负压，使得腔2油液的压强小于腔3，因此腔3中的油液通过底阀单向阀进入腔2中实现补油，使腔2中始终充满液压油。当减振器活塞杆组件受到压力Fc作用时，腔2体积被压缩形成高压油腔，腔1体积增加形成低压油腔，高压油通过活塞压缩阀由腔2进入腔1中，腔1与腔2的截面积差异导致腔2出现高压，使得腔2油液的压强大于腔3，因此腔2中的油液通过底阀压缩阀进入腔3中。由此可见，往复式油压减振器在受拉和受压过程中，液压油在腔1、腔2、腔3中往复循环流动，油液的流经方向会出现相反的情况。

图1往复循环式油压减振器工作原理

②单向循环式油压减振器

单向循环式油压减振器工作原理如图2所示，当减振器活塞杆组件受到拉力Fe作用时，腔1中液压油受压，腔内油压升高，活塞单向阀在压力作用下关闭，高压油液在压力作用下经阻尼阀进入腔3中，腔3一般充当储油的作用。腔2由于活塞的运动体积增大，从而形成了低压腔，此时，腔2与腔3之间出现了压力差，使底阀单向阀打开，腔3中的低压油经底阀单向阀进入腔2，使腔2内始终充满液压油。当减振器活塞杆组件受到压力Fc作用时，腔2中液压油受压，体积减小，腔内油压升高，底阀单向阀在压力作用下关闭。由于腔1体积增大形成了低压腔，两腔的压力差使活塞单向阀打开，油液由腔2进入腔1中，由于活塞杆的存在，腔2的容积截面积大于腔1容积截面积，所以使得腔1中油液的压力大于腔3中的压力，高压油通过阻尼阀流入腔3中。由此可见，减振器在整个工作过程中，不管受到拉力还是压力，油液的流经方向不变，始终为箭头标出的方向。

图2单向循环式油压减振器工作原理

3油压减振器常见的失效模式

油压减振器常见的失效模式大致可分为两类：一类是直观失效模式，主要表现为减振器漏油、外部损坏等。这类失效模式发生时，检修工作人员容易发现，在检修工作中，可以做到随时进行更换；另一类失效模式则是隐形失效模式，一般为活塞杆组件疲劳断裂失效、内部零部件松动变形等。这类失效模式在外观上不易被发现，当此类失效模式发生时，此时减振器已失去作用，只有在检修工作人员检测其阻尼特性时才会被发现，在铁道车辆检修过程中，此类失效模式不能得到及时检修更换，铁道车辆在运行时会就可能发生交通事故。如果油压减振器在服役工作期间发生失效，造成严重交通事故，其后果不堪设想，这是任何铁道车辆都不被允许的。

4减振器结构失效机理研究案例

(1)以某型电力机车一系垂向油压减振器活塞杆组件为研究对象，分别建立3种常见的焊缝缺陷模型（即气孔缺陷、不对中缺陷、气孔+不对中缺陷），借助AnsysWorkbench软件工具，对这几种模型进行静强度分析。从分析结果静应力分布云图中可以看出，活塞杆组件上最大静应力出现的位置在焊缝上，焊缝在理想载荷和在实际服役载荷作用下，最大静应力分别为51.22MPa和73.985MPa，均远远小于材料屈服强度（254MPa），活塞杆组件焊缝静强度完全可靠，为后续活塞杆组件结构疲劳失效分析奠定基础。活塞杆组件在实际服役载荷作用下，其最大静应力整体上升（即根据焊缝缺陷情况，最大静应力可提升25%~44.4%）。静强度分析结果表明：如果减振器活塞杆组件在实际服役载荷作用下，并且活塞杆组件焊缝状况不理想，有各种缺陷，那么减振器活塞杆组件应力集中必然增大，大大增加了焊缝结构断裂失效几率，以上研究为活塞杆组件焊缝结构强度评估和预测提供了参考。

(2)基于实际服役载荷谱研究活塞杆组件疲劳寿命，所运行的电力机车仿真模型在建模过程中，已根据铁道部门道路实验数据验证了模型的正确性，在正确的模型基础上仿真获得的载荷谱可认为是真实的。因此运用SIMPACK软件，参照电力机车实际参数，分别建立理想与实际工况下的多体系统动力学模型，并对其进行动力学仿真分析，分别得到减振器在理想与实际工况下的载荷谱。并通过雨流循环计数处理，得到了适用于疲劳寿命分析计算的全程载荷谱。载荷谱分析结果表明：由于油压减振器受安装间隙的影响，实际服役载荷谱不连续，具有多个冲击峰，且其最大载荷值明显增大，增幅约为30％，由此大大增加结构件疲劳失效几率。考虑到油压减振器活塞杆组件在实际服役工况下的仿真结果更加准确，在工程应用中应采用在实际服役工况下的载荷谱来研究疲劳寿命，这样更能符合实际情况，也能保证分析数据准确可靠。

(3)基于在实际服役载荷谱及焊缝缺陷条件下，对活塞杆组件进行疲劳寿命分析。首先将所建立的活塞杆组件有限元模型通过AnsysWorkbench软件导入Ncode软件中，然后基于名义应力法，使用全寿命疲劳分析模块对活塞杆组件及焊缝进行疲劳寿命计算。分别得到活塞杆组件整体疲劳循环破坏寿命和焊缝疲劳循环破坏寿命，并通过相关计算公式算出其运行里程。结果表明：减振器活塞杆组件在同等焊缝缺陷条件下，并在实际服役载荷谱作用下，其疲劳寿命运行里程整体降低（即根据焊缝缺陷情况，疲劳寿命整体降低49.4%~89%）。并通过对比分析静应力分布云图，疲劳破坏发生点往往并不是静应力分析的最危险点。该研究过程中，将多体系统动力学分析、有限元分析以及疲劳寿命分析等研究方法结合在一起，避免了传统的基于动载荷系数的疲劳设计缺陷，定量地给出了减振器活塞杆组件的薄弱环节和运行公里数，对缩短减振器活塞杆组件的设计周期，节约设计成本可以起到参考作用。

结束语

由于油压减振器结构的特殊性、流场的复杂性以及磨损泄漏的不确定性等因素，要全面准确分析减振器的静强度、瞬态响应、疲劳寿命、阻尼特性以及阻尼力评估比较困难。本文只对油压减振器在运行过程中常见的焊缝缺陷和磨损对减振器疲劳寿命和阻尼性能影响进行了一些探讨。

参考文献

[1] 陈瑞.油压减振器关键结构的力学特性分析与研究[D]．成都：西南交通大学,2012：1-3.