混合型緩沖耗能裝置研究

崔世堂，梁琳琳，李德龍，張 科

(1.中科院材料力學行為與設計重點實驗室 中國科學技術大學, 合肥 230026;2.中國大唐集團科學技術研究院有限公司華東分公司, 合肥 230088)

在工程實踐中存在各種各樣的撞擊，安全問題引起越來越多的關注。為防止沖擊力過大，工程上常采用緩沖裝置減小碰撞過程中的載荷，其原理是利用緩沖部件吸收撞擊產生的能量，使其轉化為其他形式的能量，從而達到緩沖吸能降低載荷的目的[1]。

工程上常見的緩沖吸能裝置有很多，如油氣式緩沖器、膠泥緩沖器、摩擦式緩沖器等[2-6]。這些緩沖裝置原理簡單，結構裝置較大，加工要求高，需要提供較大的空間；其緩沖的碰撞力變化較大，結構或材料本身吸收能量的能力沒有充分發揮。余同希[7]提出利用金屬塑性變形原理設計新型緩沖吸能裝置。戴向勝[8]借助于有限元方法研究金屬圓柱殼的緩沖吸能特性，Nader Abedrabbo[9]對方形鋼管進行了系列沖擊實驗，分析了其變形模式和吸能能力。Song[10]等還對復合管進行了實驗研究。采用金屬柱殼塑性變形吸收能量，壓潰載荷與變形模式有關，壓潰載荷幅值較高但波動比較大。多孔材料相對密度小、剛度低、變形可控等優點，在緩沖吸能方面得到廣泛關注。蔣家橋[11]根據泡沫金屬的動態特性，提出用最佳吸能圖方法設計新型緩沖器。王力[12]等提出一種螺旋纏繞式圓筒形蜂窩作為新型腿式著陸緩沖器。Yang[13]等應用耐撞性設計思想，根據載荷需求調整多孔金屬的密度分布達到緩沖吸能。羅昌杰[14]等研究了泡沫金屬填充薄壁金屬管塑性耗能緩沖器的吸能特性，沖擊載荷相對平穩但幅值不高，緩沖裝置結構軸向尺寸較大，不利于緩沖器緊湊設計。本文提出一重基于摩擦和金屬塑性變形耗能的緊湊型緩沖吸能裝置，實驗和數值結果表明壓潰載荷幅值較高且相對平穩。該裝置結構簡單、尺寸小，具有廣泛的應用前景。

1 緩沖器的工作原理和理論分析

該型緩沖器由上下錐面內環和外環組成，結構如圖1所示。緩沖器在工作時主要依靠錐面內環和外環的摩擦以及外環的塑性變形來消耗外部沖擊能量。

由于錐面內環和外環在工作過程中摩擦等因素的影響，受力狀態比較復雜，為簡化分析做如下假設：

1) 外環僅考慮環向應變，環向應力沿厚度方向均勻分布；

2) 壓縮過程中不考慮錐面內環的的變形；

在如圖2所示坐標系下，取1/2外環角度為dφ的一個微元，根據靜力平衡

(1)

(2)

其中:Fa為軸向壓力，Fn為單位角度的法向力，f=μFn為單位角度的摩擦力，μ為摩擦因數，Ft=Sσ為外環切向張力，S為外環的截面積，σ為外環的環向應力。根據假設“1”，在軸向壓力作用下，緩沖器的壓縮量為h，幾何相容關系為：

(3)

其中：dr為外環半徑的變化量。根據幾何關系，環向應變ε的表達式為：

(4)

外環的材料的應力應變關系為

σ=σ(ε)

(5)

根據方程(1)-(5)，可以得到各個量值如下的表達式

(6)

(7)

(8)

從上述公式可以看出，切向張力、法向力和軸向壓力不僅受外環本身材料的性質的影響，還和錐面角度、摩擦因數有關。在相同的最大允許應變下，錐面角度越小，允許的軸向位移越大。從式(8)可知摩擦力對軸向力影響較大，進而影響緩沖器的耗能特性。

2 實驗研究和數值分析

2.1 實驗結果

為了確定脹環緩沖吸能裝置的耗能能力，進一步提高吸能裝置的耗能特性，進行了準靜態實驗。為了降低裝置的質量，提高緩沖器單位質量耗能，內環采用硬鋁(LY12)，外環采用20號鋼，該裝置高度約23.5 mm，設計行程約9 mm。內環的質量為19.57 g，外環質量112.67 g，單個緩沖器的質量為151.81 g。為了增大耗能裝置的工作行程，采用兩個或者三個緩沖器串聯，如圖3所示。

實驗在中國科學技術大學工程實驗中心進行，利用材料測試系統MTS809，壓頭以0.2 mm/s的速度向下運動，單個緩沖器加載的位移幅值為9 mm。實驗過程中時間、壓頭在豎直方向的位移以及壓力載荷均由儀器自動采集。實驗過程中外環沿環向均勻變形，沒有出現鼓包及開裂現象。每組實驗各進行三次，以保證重復性，典型實驗的載荷位移曲線如圖4所示。

圖4(a)給出了單個緩沖器的載荷位移曲線。理論分析的結果接近數值分析，理論分析中沒有考慮加工誤差等因素，平臺段的載荷呈線性增加。每組緩沖器均進行三次實驗。從圖4可以看出，無論是單個緩沖器，還是多個緩沖器串聯，載荷位移曲線均明顯呈現出三個階段，初期的加載段、平臺段和密實段。在加載初期，載荷急劇上升達到峰值，隨著串聯的緩沖器個數增多，加載階段的峰值載荷略有下降。隨著變形量的增加，載荷略有減小并趨于穩定，載荷位移曲線上表現出很長的平臺段。從圖4可以看出，載荷變化的幅值不大，這有利于被保護的對象得到有效防護。

2.2 數值仿真分析

從實驗數據中可以得到該裝置耗散的能量，該能量由錐形內環和外環錐面上的摩擦耗散的能量以及內、外環塑性變形耗散的能量兩部分組成，但從實驗中無法確定這兩部分耗散能量的具體數值，為明確緩沖器摩擦耗能及塑性變形耗能的比例，進一步優化緩沖器尺寸提高吸能效率，利用有限元軟件ABAQUS對實驗進行數值仿真。計算中取1/4模型，采用對稱邊界條件，錐面內環和外環采用面面自動接觸，摩擦因數取為0.2，其余摩擦均不計。蓋板和底板定義為剛體，錐形內環和塑性外環均采用C3D8實體單元，共劃分 26 800個單元，如圖5所示。錐形內環和外環采用雙線性各向同性硬化模型，材料力學參數如表1所示。

表1 材料參數

圖4(a)給出了單個緩沖器實驗和數值仿真的載荷位移曲線，數值模擬的結果與準靜態實驗吻合較好。從計算的結果來看，緩沖器壓縮的最大行程為9.60 mm，和設計行程非常接近。壓縮位移繼續增大，上下錐形內環接觸，載荷急劇增大，緩沖器失去緩沖功能，因此只考慮緩沖器在達到最大行程前各量的變化情況。圖6(a)為錐形內環和外環沿著壁厚方向的位移，其中“a”代表內徑，“b”代表外徑，從圖上可以看出，錐形內環在壓縮位移為9.60 mm時達到最大行程，此時錐形內環和外環內徑和外經處的徑向位移為0.075 mm和0.080 mm。外環中部沿壁厚進行五等分，等分點分別為1,2,…,6，圖6(b)給出了6個等分點處的Mises應力隨加載位移的變化曲線。在緩沖器受壓初期，外環Mises應力隨壓頭位移的增大而迅速增大，材料仍處于彈性狀態。從圖6(c)的耗能曲線上可以看出，在此階段緩沖器耗散的能量完全是由內、外環錐面的摩擦承擔。當壓縮量超過1.1 mm時，外環開始發生塑性變形，從圖6(b)可以看出，外環6個點幾乎同時進入塑性狀態，Mises應力隨壓縮位移的增大而緩慢增長，載荷位移曲線上表現較長的平臺段。此階段摩擦耗散的能量以及外環塑性變形耗散的能量均隨壓縮位移的增大而增大，但摩擦耗散的能量略高于塑性變形吸收的能量。從以上數值計算分析結果來看，文中理論分析的基本假設是可行的。

2.3 緩沖器的吸能特性分析

為了描述緩沖器吸收能量的能力，定義WT為緩沖器吸收的總能量，Wf為摩擦耗散的總能量，Wm為單位質量耗散的能量，WP為塑性變形耗散的總能量。根據能量守恒，吸收器吸收的總能量為

WT=Wf+Wp

(9)

以單個緩沖器為例，由于摩擦力耗散的能量為192.6 J，外環塑性變形耗散的能量為181.5 J，上下兩個錐形外環耗散的能量僅為0.6 J。由于錐形內環耗散的能量比較少，錐形內環絕大部分材料處于彈性狀態，為簡化起見，忽略上下錐形內環塑性變形耗散的能量，下文塑性變形耗散的能量Wp僅指外環耗散的能量。

為了減輕緩沖器的質量，提高材料的利用率。定義緩沖器單位質量吸收的能量為：

(10)

式(10)中m為緩沖器的總質量。

定義壓潰載荷為Fm，其表達式為：

(11)

式中δ為緩沖器壓縮最大行程，F(x)為壓縮距離為x時的載荷。

實驗和計算結果如表2所示。從表2可以得到，串聯的緩沖器個數增加，可以有效增加緩沖裝置的行程和耗散的能量，當緩沖器的個數由1個增至2個或3個時，該裝置的最大行程由8.80 mm增至15.96 mm或22.21 mm。其耗散的能量由357.1 J增至648.5 J或915.1 J。不難看出，串聯時增加緩沖器的個數，其行程和吸收的能量并非倍數增加，而是有所降低，數值分析也證實了這一點。

表2 緩沖器吸能特性匯總

3 結論

本文提出了一種基于摩擦和塑性變形耗能的緩沖裝置，通過實驗和數值仿真分析研究，緩沖裝置在軸向壓縮過程中的載荷位移曲線表現為初期的載荷增長階段和較長平臺段，壓潰載荷穩定且幅值高，有利于防護對象得到有效防護。該裝置結構簡單、尺寸小、造價低、耗散能量多，尤其適用于空間狹小且載荷較大的場所，具有廣泛的應用前景。