成家寶 ，萬 靂 ，徐 巍 ，熊 新 ，華中平 ，何 健

0 引言

單軌跨座式作業(yè)車是城市軌道交通系統(tǒng)中用于單軌線路檢修與設(shè)備維護(hù)的專用車輛，在作業(yè)過程中走行的速度一般在0～5 km/h，在運(yùn)行過程中速度要求達(dá)到40 km/h，且軌道平面高出地平面3 m～10 m[5]不等，是高空特種作業(yè)。故對其關(guān)鍵部位進(jìn)行結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的計算與分析是車輛設(shè)計制造的前提。

單軌跨座式作業(yè)車的結(jié)構(gòu)、運(yùn)行和控制與普通鐵道車輛大不相同。普通鐵道車輛的走行、導(dǎo)向和穩(wěn)定控制依靠的都是鋼制車輪，而單軌跨座式作業(yè)車則包含有走行輪、導(dǎo)向輪和穩(wěn)定輪，且均采用橡膠輪胎。其每臺轉(zhuǎn)向架共使用8個橡膠輪胎，常規(guī)情況下單個橡膠輪胎的承載力不得大于4 t.因此，作業(yè)車轉(zhuǎn)向架必須在滿足強(qiáng)度要求的前提下，對結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，盡量減少自重。

本文以單軌跨座式作業(yè)車轉(zhuǎn)向架構(gòu)架的結(jié)構(gòu)入手，利用有限元軟件對構(gòu)架的強(qiáng)度進(jìn)行分析和校核，以提出優(yōu)化改進(jìn)意見。

1 轉(zhuǎn)向架有限元模型

轉(zhuǎn)向架作為單軌跨座式作業(yè)車的走行部，由構(gòu)架2、走行輪1、穩(wěn)定輪4、導(dǎo)向輪3、驅(qū)動馬達(dá)、減振彈簧等部件組成，結(jié)構(gòu)參見圖1.轉(zhuǎn)向架整體跨座在PC梁5上面的軌道上，PC梁5上面的軌道是作業(yè)車的運(yùn)行線路；構(gòu)架2上部的兩個走行輪1的作用是實現(xiàn)作業(yè)車的前后運(yùn)行，上部兩邊側(cè)梁安裝有四個導(dǎo)向輪3，從側(cè)面抱住軌道梁，實現(xiàn)鐵道車輛車輪踏面斜度的自動對中導(dǎo)向作用，下部左右側(cè)梁上安裝有兩個穩(wěn)定輪4，從兩側(cè)邊抱住軌道梁，保證車輛的穩(wěn)定性。

圖1 單軌跨座式作業(yè)車轉(zhuǎn)向架

轉(zhuǎn)向架構(gòu)架由走行輪主梁、導(dǎo)向輪梁、穩(wěn)定輪梁、減震彈簧支撐梁等組合焊接而成，整體呈π字型結(jié)構(gòu)，全部梁體均為12 mm厚Q235A鋼板折彎焊接成型。走行輪部件跨前后主梁安裝，通過橡膠充氣輪胎與走行梁面接觸，為整車的受力承載點，轉(zhuǎn)向架通過減震彈簧支撐梁與車體連接。

根據(jù)轉(zhuǎn)向架主要原材料及結(jié)構(gòu)形式，確定有限元分析的材料系數(shù)[1]如表1所示。

表1 材料參數(shù)表

因本次校核針對轉(zhuǎn)向架系統(tǒng)進(jìn)行分析，故不將傳動系統(tǒng)的振動及平臺、車體部分位移造成的受力點變化納入應(yīng)力變化的考慮范圍，而是將車體、升降平臺簡化為一個整體架設(shè)于轉(zhuǎn)向架之上，且考慮為靜態(tài)受力。

利用Soildworks對轉(zhuǎn)向架進(jìn)行實體構(gòu)造，三維實體模型如圖2所示。通過ANSYS與Soildworks的接口，將三維實體導(dǎo)入后進(jìn)行有限元分析。

圖2 轉(zhuǎn)向架實體模型

2 載荷工況分析

轉(zhuǎn)向架在實際工作過程中，基本載荷組合主要為靜載、直線走行和彎道走行三種工況。

（1）靜載工況

構(gòu)架靜載主要來自于車體的垂直載荷、電機(jī)座的垂直載荷以及穩(wěn)定輪和導(dǎo)向輪末端的預(yù)壓力。

車體的垂直載荷等于由垂直靜載荷和垂直動載荷兩部分之和。垂直靜載荷包括車體自重、車輛載重和構(gòu)架上的驅(qū)動裝置的重量三部分。垂直動載荷等于垂直靜載荷與垂直動荷系數(shù)的乘積，其值與車輛的速度、車體的構(gòu)造等因素相關(guān)，單軌跨座式作業(yè)車采用橡膠輪胎在軌道梁上運(yùn)行，安全起見，取動載荷系數(shù)為0.6.

（2）直線走行工況

在直線行走工況下，左右導(dǎo)向輪預(yù)壓力大小相等。但當(dāng)車體通過曲線時，左右導(dǎo)向輪預(yù)壓力隨曲率半徑和左右轉(zhuǎn)向的變化而變化。前轉(zhuǎn)向架左轉(zhuǎn)時，前左和后右導(dǎo)向輪預(yù)壓力增加，而前右和后左導(dǎo)向輪預(yù)壓力減小，從而自然產(chǎn)生一個搖頭力矩，它是引導(dǎo)車輛通過曲線的主要轉(zhuǎn)動力。右轉(zhuǎn)時受力情況則相反。

構(gòu)架上除了承受預(yù)壓力和垂直載荷外，還要承受由車體引起的縱向慣性力以及由慣性力引起的垂直增減載荷[3]。

跨座式單軌車輛在啟動時的受力示意圖如圖3所示，慣性力Q將引起前后構(gòu)架上空氣彈簧座處的垂直增減載荷Pa.

圖3 受力示意圖

由慣性力引起的附加垂直載荷大小與車輛的重心高低h成正比，與兩轉(zhuǎn)向架中心距L大小成反比。若要減小轉(zhuǎn)向架的受力可以降低車輛的重心，或增大車輛轉(zhuǎn)向架的中心距。

（3）彎道走行工況

車輛在轉(zhuǎn)彎行走時，構(gòu)架上除了承受預(yù)壓力和垂直載荷以外，還要承受車體所受的側(cè)向風(fēng)力、曲線行駛時的離心力以及由此引起的附加垂直載荷。

側(cè)向風(fēng)力按風(fēng)壓力乘車體側(cè)向投影面積計算；單軌跨座式作業(yè)車按垂直靜載荷的10%來計算未抵消的離心力，而附加垂直載荷可由式（1）計算得到。

H為作用在車體上的側(cè)向力；h為車體重心到彈簧座的垂直距離（mm）；m為轉(zhuǎn)向架軸數(shù)；L為構(gòu)架兩空氣彈簧的橫向間距（mm）.

有限元分析時主要考慮的載荷組合如表2所示。

表2 轉(zhuǎn)向架各工況載荷組合表

在有限元模型上的各個左右點上分別施加3種工況的載荷的最大值，進(jìn)行工況模擬分析，從而可以獲得相應(yīng)工況下的轉(zhuǎn)向架結(jié)構(gòu)分析結(jié)果。各個工況受力情況如表3所示。

表3 轉(zhuǎn)向架各工況受力表

3 構(gòu)架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析

由于單軌跨座式作業(yè)車為高空特種作業(yè)車輛，其安全性能相對要求較高，故將轉(zhuǎn)向架架構(gòu)的的強(qiáng)度提升一個等級，定為在以上各種載荷的作用下，構(gòu)件的最大應(yīng)力不得超過對應(yīng)材料屈服極限的80%[2]。

基于上述分析，分別對靜載工況、直線行走工況、彎道行走工況建立好構(gòu)架有限元模型，并對以上各工況下的構(gòu)架進(jìn)行強(qiáng)度分析計算，得到了整個構(gòu)架的應(yīng)力和變形分布。

3.1 靜載工況

靜載狀態(tài)下，轉(zhuǎn)向架主要承受車輛自身的自重及導(dǎo)向輪、穩(wěn)定輪施加的預(yù)緊力，轉(zhuǎn)向架在該工況下的應(yīng)力云圖如圖4所示。由云圖可知，其最大應(yīng)力值為29.4 MPa，位于走行輪主梁與走行輪交接處，此處為一個應(yīng)力集中點；另外，穩(wěn)定輪處應(yīng)力達(dá)到17 MPa左右，與走行輪的預(yù)警力有關(guān)；其余位置應(yīng)力云均較均勻且遠(yuǎn)小于材料的屈服極限，滿足設(shè)計的強(qiáng)度要求。

圖4 靜載工況轉(zhuǎn)向架應(yīng)力云圖

3.2 直線走行工況

直線走行狀態(tài)下，轉(zhuǎn)向架主要承受在勻速直線運(yùn)動狀態(tài)下所受的自重、走行部提供的牽引力，此時車輛在勻速運(yùn)動狀態(tài)下所受自重與工況1相同，故對走行部提供牽引力部位的應(yīng)力進(jìn)行重點分析，其應(yīng)力云圖如圖5所示。由云圖可知，該狀態(tài)下應(yīng)力主要集中于走行輪梁與走行部安裝支座的結(jié)合部位，其最大等效應(yīng)力152.5 MPa，為走行馬達(dá)在運(yùn)轉(zhuǎn)過程中的牽引力施加，其他部位受力均勻，可知此工況下最大應(yīng)力遠(yuǎn)小于材料屈服極限的80%，且此工況下仍有不小于1.2倍的安全系數(shù)。

圖5 直線走行工況轉(zhuǎn)向架應(yīng)力云圖

3.3 彎道走行工況

彎道走行狀態(tài)下，車輛在通過最小彎道的情況時，轉(zhuǎn)向架主要承受軌道面對轉(zhuǎn)向架施加的反作用力及過彎過程中的離心力，此工況受力點多且凌亂，是本次分析中可能出現(xiàn)集中應(yīng)力最大的工況，因此分別從轉(zhuǎn)向架構(gòu)體及導(dǎo)輪梁兩個部位進(jìn)行分析，其應(yīng)力云圖如圖6、7所示。由圖7可知，在彎道走行狀態(tài)下，其應(yīng)力主要集中于導(dǎo)輪梁部位，此時由于導(dǎo)輪預(yù)緊力與離心力的作用，該處最大等效應(yīng)力載荷達(dá)到177.7 MPa，同時此時走行輪在過彎道的過程中，也受到一個離心力的作用，使得走行輪梁等效應(yīng)力也達(dá)到162.5 MPa.在這種工況下，彎道內(nèi)側(cè)的導(dǎo)輪梁的應(yīng)力已經(jīng)基本達(dá)到了極限的安全值，該應(yīng)力最大值應(yīng)是由于應(yīng)力的集中引起的，其他部位應(yīng)力值都較低，且分布均勻。因此應(yīng)對此處的應(yīng)力集中點進(jìn)行一定手段的改進(jìn)，如增加過渡角或者直接加強(qiáng)，如圖8所示，將導(dǎo)輪梁面積縮小整體架構(gòu)并增加過渡角設(shè)計后，其最大應(yīng)力值為153.5 MPa，雖然依然存在一定程度上的應(yīng)力集中現(xiàn)象，但其最大應(yīng)力值已經(jīng)有所減低。

圖6 彎道走行工況轉(zhuǎn)向架應(yīng)力云圖

圖7 彎道走行工況導(dǎo)輪梁應(yīng)力云圖

圖8 優(yōu)化設(shè)計后的彎道走行工況導(dǎo)輪梁應(yīng)力云圖

4 結(jié)束語

本文以單軌跨座式作業(yè)車轉(zhuǎn)向架構(gòu)架的結(jié)構(gòu)入手，通過三維建模及有限元分析，進(jìn)行了一次較為全面的強(qiáng)度校核，結(jié)果表明：

（1）通過3種工況對轉(zhuǎn)向架的強(qiáng)度校核，轉(zhuǎn)向架在彎道運(yùn)行的情況下，受力最為復(fù)雜且應(yīng)力集中現(xiàn)象最為嚴(yán)重，直線狀態(tài)其次，雖在校核過程中，幾種工況下轉(zhuǎn)向架均滿足設(shè)計的強(qiáng)度要求，但根據(jù)應(yīng)力云圖所示，轉(zhuǎn)向架如穩(wěn)定輪梁、救援輪梁強(qiáng)度遠(yuǎn)小于設(shè)計強(qiáng)度值，存在強(qiáng)度冗余的情況，可著手從這些方面的優(yōu)化設(shè)計達(dá)到降低自重的目的。

（2）3種工況中，最大應(yīng)力達(dá)到177.7 MPa，發(fā)生在導(dǎo)輪梁處，雖然經(jīng)過優(yōu)化設(shè)計后有所降低，但依然存在應(yīng)力集中現(xiàn)象，轉(zhuǎn)向架結(jié)構(gòu)優(yōu)化應(yīng)針對這些應(yīng)力集中部位進(jìn)行，從而滿足車輛安全行駛的需要。

前述工作一方面驗證了現(xiàn)有轉(zhuǎn)向架設(shè)計能完全滿足強(qiáng)度需求，一方面也為后續(xù)的優(yōu)化設(shè)計工作提供了可行的建議，具有一定的工程應(yīng)用價值。

[1]杜子學(xué)，李吉慧，朱興高.跨座式單軌車輛轉(zhuǎn)向架構(gòu)架結(jié)構(gòu)疲勞壽命分析[J].機(jī)車電傳動，2011（6）：52-53.

[2]田合強(qiáng)，鄔平波，王建斌，等.焊接構(gòu)架疲勞強(qiáng)度的有限元分析及評估[J].內(nèi)燃機(jī)車，2008（3）：1-5.

[3]劉紹勇.重慶跨座式單軌車輛轉(zhuǎn)向架[J].現(xiàn)代城市軌道交通，2006（1）：5-9.

[4]朱興高，顧 亮，杜子學(xué).跨座式單軌車輛轉(zhuǎn)向架三維建模與仿真[J].農(nóng)業(yè)裝備與車輛工程，2014（12）：7-9.

[5]趙洪倫.軌道車輛結(jié)構(gòu)與設(shè)計[M].北京：中國鐵道出版社，2009.