（光学工程专业论文）120kmh快运轨道平车转向架设计及悬挂参数优选.pdf

目前我国的主型货车转向架为转8 a 三大件转向架，这种转向 架虽然结构简单、检修方便，但簧下质量大，抗菱刚度小，因此， 蛇行l | 伍界速度低，动力学性能较差，满足不了货车快速运行的要 求。为了适应货车的提速，采用构架式转向架是一种较好的途径。 本文重点研究了构架式转向架，并以载重3 0 t 快运轨道平车为 应用实例，对转向架结构进行了设计。采用了具有两级刚度的轴箱 悬挂和利诺尔摩擦减振器，使空重车均能获得较好的动力学性能； 并采用轴箱纵向橡胶垫，适当释放轴箱纵向定位刚度，以改善转向 架的曲线通过性能：采用常接触式弹性旁承，提高转向架的摩擦 回转力矩，以提高系统的蛇行运动临界速度。论文重点对构架和 轴箱的强度和刚度问题进行了有限元分析；对快运轨道平车的蛇行 稳定性、曲线通过性能和运行平稳性进行了研究，分析了转向架参 数、利诺尔减振器吊环角度、轴箱纵向橡胶垫刚度、轴箱磨耗板摩 擦系数、旁承摩擦系数等对动力学性能的影响，并进行了转向架动 力学性能预测。 通过本文的研究，使所设计的转向架能够满足轨道平车快速运 行的要求。 关键词：快运平车，转向架，结构设计，有限元，强度分析，动力 学性能 北京交通大学工程硕士专业学位论文 第1 j 页 a b s t r a c t t h et h r e e m a j o r - p i e c ez 8 ab 。g i ei st h em a i nt y p eo ff r e i g h tc a r b o g i ej nd n rc o u d 仃ya tp r e s e n t a l t h d u g ht h i sb o g i eh a t h ep r o p e r t i e s o fs i m p l es t r u c t u r ea n de a s ym a i n t e n a n c e ，t h eu n d e rs p r i n gm a s si sb i g a n dt h ew a r ps t i 舶s si 5s m a l l t h e r e f o r et h eb o g i ep o s s e s s e sl o w s n a k ei i k er u n n i n gc r i t i c a ls p e e da n dw o r s ed y n a m i cp e r f b r m a n c ea n d c a nn o tm e e tt h en e e do ff a s to p e r a t i o nf o rt h ef r e i g h tc a r s i no r d e rt o m e e tt h es p e e du pq ff t e i g h tc a r s ，t h eu t i n z a t i o no ft r u s sf a m e db o g i e i so n eo ft h em a i nm e a s u r e s t h i st h e s i se m p h a s i z e so nt h es t u d yo ft h et r u s sf r a m e db o g i e t a k i n gt h e 矗s ts p e e dt r a c kn a tc a rw ；t hl o a d3 q ta s 暑x a 订 p l e ，t b eb o g i e s t r u c t u r ei s d e s i g n e d t h e a x i eb o xs u s p e n s i o n s w i t ht w os t a g e s t i f f h e s sa n dl i n o r e rf i c t i o n a ld a m p e r sv i b r a t i o n e q u i p m e n t a r e a d o p t e df o ri no r d e rt op b a i nb e n e rd y n a m j cp e r f o r m a n c ef o tb o t h e m p t ya n d1 0 a d e dc a rc o n d i t i o n s t h er e l e a s eo fa x i eb o xl o n g i t u d i n a l p o s i t i o n i n gs t i f f l n e s sb yu s i n gt h ea x l eb o xl o n g i t u d i n a lr u b b e rp a dc a n e n s u r eb e t t e rc u r v ep a s s i n gp e r f o r m a n c e t h ei n c r e a s eo fb o g i ef r i c t i o n r o t a t i o n a lt o r q u eb yt h eu s eo fc o n s t a n tc o n t a c te i a s t i cs i d eb e a “n gc a n r a i s et h es n a k el m er u n n i n gcr i t i c a ls p e e d ，t h es t r e n g t ha n ds t i f f n e s s p r o b i e m so ft h eb d g i ef a m ea n da x 】eb o xa r ea n a l y z e db yu s i n gt h e f i n i t ee l e m e n tm e t h o d t h ed y n a m i c si n c l u d i n gt h es n a k el i k er u n n i n g s t a b i l i t y ， c u r v ep a s s i n ga n dr u n n i n gp e r f b r m a n c eo ft h en a tc a fa _ r e l n v e s t i g a t e d t h ee f f 色c t ss u c ha sb o g i ep a r a m e t e r s ，t h eh a n g i n gr i n g a n 9 1 e o fl i n o r e r d a m p e r s v i b r a t i o n e q u i p m e n t ， t h e a x l eb o x l o n g i t u d i n a lr u b b e rp a ds t i f f h e s s ， f f i c t i o nc o e f 矗c j e n to fa x j eb o x f i c t i o n a lp l a t ea n df r i c t i o nc o e 筒c i e n to fs i d eb e a r i n g ，e t c ，o nt h e d y n a m i c sa r ea n a l y 2 e d f i n a l l yt h ed y n a m i cp e r f o r m a n c eo ft h eb o g i e i sp r e d i c t e da sw e j l t h r o u g ht h es t u d yo ft h i st h e s i s ，i tc a nb ek n o w nt h a tt h ed e s i g n e d b o g i ec a nm e e tt h 号d e m a n do fo p e r a t i o no ft h ef l a tc a rw 1f a s ts p e e d 北京交通大学工程硕士专业学位论文第1 i i 页 k e yw o r d s ： f a s ts p e e dn a tc a r ， b o g i e ；，s t r u c t u r ed e s i g n ， f i n i t e e l e m e n t ， s t r e n g t ha n a l y s i s ， d y a m i c sp e r f o r m a c e 北京交通大学工程硕士专业学位论文 第l 页 第1 章绪论 1 1 选题意义和研究现状 在交通运输市场激烈竞争的今天，提高铁路运输的速度势在必 行；现代科学技术的快速发展，给铁路的发展也带来了前所未有的 机遇和挑战。运量大、运行速度高、能量消耗低、污染小和运输成 本低等特点，显示出提速后铁路运输的巨大生命力。随着我国国民 经济的发展，铁路已进行了四次大提速，产生了良好的社会效益及 巨大的经济效益，它可以显著缓解交通运输的压力，促进我国经济 的快速发展，并带动沿线地方经济的高速发展。 由于我国铁路采用客货混跑运输模式，货车能否提速是制约铁 路提速的关键。我国目前的主型货车转向架为转8 a 转向架，该转 向架主要由两侧架、一摇枕和两轮对组成，又称三大件转向架。 这种转向架虽然结构简单、检修方便，但簧下质量大，抗菱刚度 小，因此，蛇行临界速度低，动力学性能较差，满足不了货车快 速运行的要求。为了适应货车的提速，近年来，我国对转8 a 转向 架进行了改造，也引进了美国的侧架交叉支撑转向架技术池1 ，对 于货车的提速起到了一定的成效。 由于构架式转向架有优良的动力学性能，因此，采用构架式 转向架也能够达到货车提速的目的。 北京交通大学工程硕士专业学位论文第2 页 1 2 本文的主要工作 本论文的主要研究内容包括： ( 1 ) 进行了1 2 0 k m h 轨道平车转向架的设计，提出了转向架主要 技术参数： ( 2 ) 应用有限元方法对转向架的强度、刚度进行了分析，使其满 足有关标准的要求； ( 3 ) 进行了转向架动力学分析，优选了转向架主要参数，使转向 架的动力学性能满足轨道平车快速运行的要求。 北京交通大学工程硕士专业学位论文 第3 页 2 1 引言 第2 章转向架设计说明 为确保快运轨道平车能以1 2 0 k m h 的速度安全运行，选择合适 的转向架类型，是转向架设计的前提。我国目前使用的主型货车转 向架是转8 a 转向架，该转向架主要由两侧架、一摇枕和两轮对组成， 又称三大件式转向架，轴重为2 1 t ，新轮轮径8 4 0 m m 。这种转向架结 构简单。检修方便，但簧下质量大，两侧架通过摇枕、斜楔连接， 配合松散，抗菱刚度小，因此在运行一段时间后，临界速度迅速下 降，动力学性能变差，满足不了货车快速运行要求。 为满足铁路运输向高速重载发展的需要，特别是为实现铁路货 车的提速创造条件，我国也先后开发了一些适合快速和重载运输需 要的新型货车转向架。y 2 5 型转向架是法国铁路部门研制出的一种 带一系悬挂的焊接构架式货车转向架。由于其性能理想，国际铁路 联盟u i c 将其确定为欧洲铁路的标准货车转向架。该转向架最大特 点是结构简单，性能稳定，对制造尺寸公差要求相对较低，因此特 别适合小批量生产。 本论文选用构架式转向架作为1 2 0 k m h 快运轨道平车的转向架 结构型式进行研究。 2 2 转向架方案特点 ( 1 ) 构架为焊接一体式刚性构架，侧梁和横梁均采用箱形梁型式，构 架上设平面心盘、常接触弹性旁承。轴箱悬挂的采用，使簧下重量 大大降低，减小轮轨之间相互作用力，提高了车辆运行的安全性。 ( 2 ) 轴箱采用两级刚度弹簧，轴箱弹簧由高度不等的内外簧组成，使 空车和重车都能获得较好的动力学性能。 ( 3 ) 采用常接触弹性旁承”，给运行中的车辆提供一定的回转阻力 矩，以限制转向架的蛇行运动，提高车辆运行稳定性，同时可限制 车体的侧滚运动，有利于提高车辆的倾覆安全性。 北京交通大学工程硕士专业学位论文 第4 页 ( 4 ) 采用利诺尔减振器，减振性能稳定，且对横向及垂向都有减振作 用，摩擦力大小受外界的影响较小。 ( 5 ) 适当释放轴箱的纵向定位刚度，使车辆在有较高的蛇行运动临界 速度的同时，也有较好的曲线通过性能。 ( 6 ) 合理的构架结构设计，使转向架在满足运用要求的前提下，制造 工艺力求简单。 2 3 转向架主要技术参数 1 轨距( 咖) 2 最高运行速度( k m h ) 3 最高试验速度( k m h ) 4 通过最小曲线半径( m ) 5 转向架自重( t ) 6 轴重( t ) 7 转向架轴距( m m ) 8 轮对 9 轮径( m m ) l o 车轮踏面 1 1 心盘 1 2 下心盘面自由高( m m ) 13 旁承 1 4 旁承中心横向跨距( m m ) 1 5 旁承表面距轨面高( m m ) 1 6 轴承 17 轴颈中心距( m m ) 1 8 轴箱悬挂横向跨距( m m ) 1 9 镉8 动距离( m ) ： 1 4 3 5 1 2 0 13 2 连挂 1 4 5 单车 1 0 0 4 2 2 i 17 5 0 货车r d 2 轮对 新轮 中8 4 0 磨耗到限 中7 6 0 l m 磨耗型 中3 7 5 大平面心盘 7 0 3 常接触式弹性旁承 1 5 2 0 7 8 1 d 型滚动轴承 1 9 5 6 】9 5 6 初速9 0 kr f 【h 时，在平直道上紧急制动8 0 0 2 0 基础制动装置 2 l 限界： 车轮踏面制动 北京交通大学工程硕士专业学位论文 第5 页 符合g b l 4 6 卜8 3 标准轨距铁路机车车辆限界车限一2 要求 2 2 结构强度要求： 符合t b t 1 3 3 5 1 9 9 6 铁道车辆强度设计及试验鉴定规范 2 3 动力学性能要求： 符合g b 5 5 9 9 8 5 铁道车辆动力学性能评定和试验鉴定规范 横向及垂向平稳性指标w 3 5 脱轨系数( q p ) 1 0 轮重减载率( p p ) o 6 轮轴横向力( 3 0 t 载重时) 3 6 6 8 k n 2 4 转向架技术设计说明 转向架由h 型构架、轴箱悬挂装置和轮对组成。构架为焊接构 架，由两根侧梁、一根横梁组成。轴箱弹簧悬挂装置包括内外弹簧 和利诺尔减振器。车体全部的重量通过心盘和弹性旁承作用在构架 上，再通过构架的导框、吊环、弹簧帽至轴箱弹簧，并通过轴箱作 用在轮对上。转向架三维设计模型见图2 1 2 4 。 2 4 1 构架 构架是转向架的关键部件，是受力最为复杂的构件，同时还起到 传递各方向力以及为其它部件提供安装基座的作用。轴距1 7 5 0 m m ， 两侧梁中心线间距1 9 5 6 m m ，最大外型尺寸为长2 5 0 0 m m 宽 2 1 9 0 m m 高4 7 0 m m 。构架板材采用1 6 m n r 低合金结构钢。 构架采用全焊结构，由两侧梁和一横梁组焊而成。其中侧粱由上、 下盖板和双腹板组焊而成，侧梁腹板上下盖板均贯通，由钢板组焊 而成接近等强度的封闭箱体。侧梁中部断面尺寸为宽2 0 0 m m 高 2 5 3 m m ，从轴箱处按等强度设计，到端部断面尺寸为宽2 0 0 m m 高 1 1 0 m m 。侧梁两贯通腹板厚1 0 m m ，上盖板厚1 2 m m ，下盖板厚1 4 m m 。 构架侧梁上焊有轴箱弹簧装置的导框。 横粱由上、下盖板和双腹板组焊而成，横粱上、下盖板与侧梁连成一体， 腹板伸到侧梁内侧并由隔板伸到侧梁外侧，使横梁与侧梁焊接部位得到了加 强。中间断面尺寸为宽3 5 0 m m 高2 5 3 m m ，上盖板厚1 2 m m ，两腹板厚1 0 m m ， 下盖扳厚1 4 m m 。横粱两腹扳中心线间距3 5 0 m m ，横粱腹扳上焊有制动吊座。 北京交通大学工程硕士专业学位论文第6 页 上盖板上有旁承座和下心盘。旁承为常接触式弹性旁承，心盘为中3 7 5 平面 心盘。 2 4 2 轴箱弹簧装置 采用轴箱弹簧支承，使用两级刚度弹簧，即由两组高度不同的 内外簧组成。空车时外簧起作用，重车时内外簧同时起作用，弹簧 材质6 0 s i 2 c r v a 。 减振器采用利诺尔减振器，包括导框、弹簧帽、弹簧、吊环、 吊环销、顶子和磨耗板。转向架的垂向载荷由导框传到吊环销上， 再由吊环反传到弹簧帽上，弹簧帽再把垂向载荷作用到轴箱钢簧的 外簧，并由外簧作用在轴箱上，构架的一部分垂向载荷也直接通过 内簧作用在轴箱上。由于吊环的安装有一个倾斜角，这里设计为2 2 0 。 轴箱弹簧的设计参数为： 外簧 簧条直径( m m ) 中2 8 簧条中径( m m ) 审1 6 l 有效圈数6 2 总圈数7 7 自由高( m m )3 0 6 垂向刚度f k n m m )o 2 3 8 最大剪应力( m p a )5 8 3 9 弹簧组空车静挠度( m m ) 弹簧组外簧重车静挠度( m m ) 弹簧组重车当量静挠度( m m ) 弹簧组变刚度点( m m ) 外簧最大挠度( m m ) 2 4 3 制动装置 3 4 2 7 6 8 3 9 5 7 8 1 0 4 1 基础制动采用与转8 a 转向架类似的单侧踏面制动型式，其结构 包括制动杠杆、闸瓦，闸瓦托，制动梁、安全吊，滚子轴，滚动套， 下拉杆等。闸瓦为高磨合成闸瓦，每个闸瓦托上带一块闸瓦。 簧弛骺眈栅叭搬蚴溉蚰”凇似 北京交通大学工程硕士专业学位论文第7 页 图2 1转向架三维模型图 图2 2 转向架三维模型主视图 北京交通大学工程硕士专业学位论文第8 页 图2 3 转向架三维模型俯视图 图2 4 转向架三维模型侧视图 北京交通大学工程硕士专业学位论文 第9 页 3 1 引言 第3 章转向架有限元分析 有限单元法是力学、计算数学和现代计算技术相结合的产物， 是一种求解微分方程边值问题和初值问题的强有力的数值方法，是 一种根据变分原理来求解数学、物理问题的数值计算方法，对分析 复杂结构或多自由度系统来说是一种新型而有效的方法。该方法在 解决不同类型的应用科学和工程问题方面显示出了巨大的潜力。计 算机技术的飞速发展为有限元法的应用和发展提供了充分的物质基 础。实际上，有限元法到今天，已发展得较为完善，被认为是工程分 析中最强有力而且最通用的一种计算方法，因其实践性强而具有强 大的生命力。利用有限元进行结构分析，实质上是一种“电子计算 机的数值实验”。它不仅使过去进行运算的课题获得了数值解，还逐 步代替了某些成本高、时间长的常规实验”3 。 在进行铁道车辆转向架零部件设计时，既要保证承载的各构件 具有必要的承载能力，同时在满足运行安全的前提下使结构尽量轻 巧，必须对该转向架作较详细的强度计算，以获得合理的设计方案。 对铁道车辆的强度要求在t b t 1 3 3 5 1 9 9 6 铁道车辆强度设计及试验 鉴定规范中有详细的规定。 3 2 有限元法概述 弹性连续介质具有无限多个自由度，它的任意两部分之间相互 连接的点也是无限的。任何数值解决的基本任务都是把具有无限多 自由度的弹性连续介质用一个有限自由度的理论模型来近似代替。 弹性力学问题的有限元法就是把杆系结构的有限元法推广应用 于连续介质，即把弹性连续介质离散化为只在有限个结点上相互连 接的有限个单元，用这样组有限个单元的集合体代替原来的连续 体。由于这样一组单元只在有限个结点上相互连结，因而只包含有 限个自由度。作为基本未知量，可以是位移，也可以是应力，也可 北京交通大学工程硕士专业学位论文 第lo 页 以既有位移又有应力。以结点位移为基本未知量的有限元分析步骤 如下， 3 2 1 有限元分析( f e a ) 的主要步骤 ( 1 ) 连续体的离散化。也就是将给定的物理系统分割成等价的 有限单元系统。一维结构的有限单元为线段，二维连续体的有限单 元为三角形、四边形，三维连续体的有限单元可以是四面体、长方 体或六面体。各种类型的单元有其不同的优缺点。根据实际应用， 发展出了更多的单元，最典型的区分就是有无节点。你必须要决定 单元的类型、数目、大小和排列方式，以便能够合理有效地表示给 定的物理系统。 ( 2 ) 选择位移模型。假设的位移函数或模型只是近似地表示真 实位移分布。通常假设位移函数为多项式，最简单情况为线性多项 式。实际应用中，没有一种多项式能够与实际位移完全一致。用户 所要做的是选择多项式的阶次，以使其在可以承受的计算时间内达 到足够的精度。此外，还需要选择表示位移大小的参数，它们通常 是节点的位移，但也有可能包括节点位移的导数。 ( 3 ) 用变分原理推导单元刚度矩阵。单元刚度矩阵是根据最小 位能原理或者其他原理，有单元材料和几何性质导出的平衡方程系 数构成的。单元刚度矩阵将节点位移和节点力联系起来，物体受到 的分布力变换为节点处的等价集中力。刚度矩阵k 、节点力矢量f 和节点位移矢量q 的平衡关系表示为线性代数方程组：k q = f 。 ( 4 ) 集台整个离散化连续体的代数方程。也就是把各个单元的 刚度矩阵集合成整个连续体的刚度矩阵，把各个单元的节点力矢量 集合为总的力和载荷矢量。最常用的原则是要求节点能相互连接， 即要求所有与某节点相关联的单元在该节点处的位移相同。但是最 近研究表明：该原则在某些情况下并不是必需的。总刚度矩阵k 、 总载荷矢量f 以及整个物体的节点位移矢量0 之间构成整体平衡， 其联立方程为：k 0 = f 。这样得出物理系统的基本方程后，还需要考 虑其边界条件或初始条件，才能够使得整个方程封闭。如何引入边 界条件依赖于对系统的理解。 ( 5 ) 求解位移矢量。即求解上述代数方程，这种方程可能简单， 也可能很复杂，比如对非线性问题，在求解的每一步都要修正刚度 北京交通大学工程硕士专业学位论文第1 1 页 矩阵和载荷矢量。 ( 6 ) 由节点位移计算出单元的应变和应力。视具体情况，可能 还需要计算出其他一些导出量，但这已是相对简单的了。 在实际工作中，上述有限元分析只是在计算机软件处理中的步 骤( 有限元程序) ，要完成工程分析，还需要更多的前处理和后处理， 应当处理所有的过程w 。 3 2 2 有限元法的优缺点 综合来说，有限元法的优点是显而易见的： ( 1 ) 整个系统离散为有限个单元，并将整个系统的方程转换成一组 线性方程。从而可以用多种方法对起求解。 ( 2 ) 边界条件不进入单个有限单元的方程，而是在得到整体代数方 程后在引入边界条件。这样，内部和边界上的单元都能够采用相同 的场变量模型。而且，当边界条件改变时，内部场变量模型不需要 改变。 ( 3 ) 有限元法考虑了物体的多维连续性，不仅在离散过程中把物体 看成是连续的，而且不需要用分别的插值过程把近似解推广到连续 体中的每一点。 ( 4 ) 有限元法不需要适用于整个物体的插值函数，而只需要对每个 子域或单元采用各自的插值函数，这就使得其对复杂形状的物体也 能适用。 ( 5 ) 该方法能够很容易求解非均匀连续介质，而其他方法处理非均 匀性则很困难。 ( 6 ) 适用于线性或者非线性场合。 ( 7 ) 该方法能够在不同层面上得到阐释或理解。对有较深数学知识 的人来说，完全可以用数学语言来描述，并获得严格推理。而对一 般工科学生来说，可以只从物理层面上得到理解。 但有限元法也有其不足，最主要体现在应用上： ( 1 ) 有限元计算，尤其是在对复杂问题的分析上，所耗费的计算资 源是相当惊人的，计算资源包括计算时间、内存和磁盘空间。 ( 2 ) 对无限区域问题，有限元法较难处理。 ( 3 ) 尽管现在的有限元软件提供了自动划分网格的技术，但到底采 用什么样的单元、网格的密度多大才合适等问题完全依赖于经验。 北京交通大学工程硕士专业学位论文 第1 2 页 ( 4 ) 有限元分析所得结果并不是计算机辅助工程的全部，而且一个 完整的机械设计不能单独使用有限元分析完成，必须结合其他分析 和工程实践才能完成整个工程设计“1 。 3 3 构架有限元计算 3 3 1 构架有限元计算模型 构架采用h 型全焊结构，其中侧梁由上、下盖板和内、外立板 组焊而成，为封闭箱形断面，箱体内部有加强筋板，上、下盖板和 内、外立板由不同厚度的钢板对焊而成，侧梁腹板及上下盖板均贯 通。横梁也为封闭箱形断面，腹板通过侧梁内侧延伸到侧粱外侧。 横梁上焊有制动吊座。构架的主要参数如下： 主结构总长2 5 0 0 m r f l 主结构总宽2 1 9 0 m m 两侧梁中心线间距为1 9 5 6 r n m 两侧梁中部箱型截面尺寸为2 0 0 m m 2 5 3 m m 两侧梁端部箱型截面尺寸为2 0 0 m m 1 1 0 m m 两横梁箱型截面尺寸为3 5 0 m m 2 5 3 m m 两侧梁下盖板厚1 4 m m 上盖板厚1 2 m m ，腹板厚l o i i 】m 两横梁下盖板厚1 4j t l m 上盖板厚12 咖，腹板厚1 0 m m 构架侧梁、横梁关键受力部位附近设若干块1 0 m m 厚的隔板。 基于构架的结构特点，将其离散成实体类和板壳类两类单元。 其中轴箱导框、心盘等以四节点实体单元离散，两侧梁、横梁及所 有隔板用四边形和三角形板壳类单元离散。通过计算机自动离散及 局部的人工干预，构架共离散成1 4 8 6 4 个节点，2 3 l o 个实体单元， 三角形和四边形板单元共计2 9 15 7 个。 考虑到构架支撑在轴箱弹簧上的特点，在每个支撑面上建立弹 簧边界单元，弹簧边界单元的三个方向刚度为一系悬挂对应的三个 方向刚度，弹簧边界单元共计3 2 个。构架在其它位置不再有约束。 构架垂向、横向及纵向载荷均作用于心盘面上及其附近，斜对 称载荷作用于两侧梁最外端。构架三维设计模型见图3 1 ，离散后有 限元计算模型见图3 2 。 北京交通大学工程硕士专业学位论文 第1 3 页 3 3 2 构架计算载荷 参照铁道车辆强度设计和试验鉴定规范t b t 1 3 3 5 1 9 9 6 ( 以 下简称t b t 1 3 3 5 1 9 9 6 ) ”1 ，构架在强度计算时须模拟垂直静载荷、 垂直动载荷和侧向力的不同组合；为更全面地分析构架受力工况， 计算还考虑了偏载和纵向载荷对构架的作用。 a 垂直静载荷 垂直静载荷计算时考虑3 0 t 装载工况下，车体构架的自重总计 13 0 3 4 t ，每台转向架的垂直静载荷2 1 0 8 7 k n 。构架垂向静载荷以面 力形式作用于心盘面上，以集中力形式作用在旁承中心位置。考虑 到转向架在通过曲线时，一侧旁承有不接触的可能，计算时就在另 一侧旁承上加载3 0 的垂直静载荷，而7 0 的垂直静载荷仍由心盘承 载。 b 垂直动载荷 垂向动荷系数计算参照t b l3 3 5 1 9 9 6 的公式进行： 舻砉m + 赤 ， 式中： x 矿一垂向动荷系数 f 车辆在垂向静载荷下的弹簧静挠度，3 9 1 m m ； v 一车辆的构造速度，这里取1 4 0 砌 ； 6 系数，对货车取值为o 0 5 ： d 系数，对货车取值为1 6 5 ： a 一系数，簧上部分( 包括吊环) 取值为1 5 0 ； c 系数，簧上部分( 包括吊环) 取值为o 4 2 7 ； 由此算得k 。( 簧上部分的垂向动荷系数) 为o 3 3 0 ： 最后，可得每台转向架的垂直动载荷为6 9 5 9 k n 。构架垂向动载 荷以面力形式作用于心盘面上。 c 侧向力 t b t 1 3 3 5 1 9 9 6 中规定，在设计任务书中没有特殊规定离心惯性 力，作用于货车转向架的侧向力按垂直静载荷的7 5 取值。据此可 得作用于每台转向架的侧向力15 8 】k n 。侧向力载荷也以面力形式作 北京交通大学工程硕士专业学位论文 第1 4 页 用于心盘面中央。 d 斜对称载荷 斜对称载荷是一组作用在构架上，反对称于构架两对称轴的相 互平衡的垂向力系，其值f 。按公式2 考虑。 ， 只= 2 6 瓯髀) ( 3 2 ) l i 十l 2 式中：l 2 一车轴轴颈中心线间距离 c l 一个轴箱上轴箱弹簧总刚度( n m m ) c 2 一转向架抵抗斜对称载荷刚度( n ，m m ) 经过计算，当斜对称载荷为1 n 时，在构架上该作用点沿力作 用方向的位移为1 5 3 e 一4 m m ，因此转向架抵抗斜对称载荷刚度为 6 5 4 k n m m 。而一个轴箱上轴箱弹簧总刚度为l + 3 7 4 k n m m ，斜对称 载荷f n 取为5 9 5 k n 。 e 纵向力 牵引或制动时引起的纵向力以面力作用于构架的心盘面上，快 运平车装载3 0 t 时，轴重为1 2 o t ，轮轨粘着系数取为0 15 ，得每转 向架牵引力3 5 2 8 k n 。 f 超常纵向力 牵引或紧急制幼时引起的纵向力以面力作用于构架的心盘面 上，快运平车装载3 0 t 时，轴重为1 2 o t ，轮轨粘着系数取为0 3 0 ， 得每转向架牵引力7 0 5 6 k n 。 3 3 3 构架计算工况 在构架的方案设计阶段，一般考虑几个包括静载荷、动载荷和侧 向力的关键工况，另外考虑到牵引和制动载荷对构架的应力计算结 果影响较大，虽然t b t 13 3 5 1 9 9 6 中无明确规定但在此也将这两 种载荷考虑在内。据此本次构架的有限元计算中考虑如下五个计算 工况： 计算工况一：垂直静载荷 计算工况二：垂直静载荷+ 垂直动载荷+ 侧向力+ 斜对称载荷 计算工况三：垂直偏载+ 垂直动载荷+ 侧向力+ 斜对称载荷 计算工况四：垂直静载荷+ 垂直动载荷+ 侧向力+ 纵向力+ 斜对称 北京交通大学工程硕士专业学位论文 第l5 页 载荷 计算工况五：垂直静载荷+ 垂直动载荷+ 超常纵向力+ 斜对称载荷 3 3 4 构架计算许用应力 设计中构架的主体结构选用1 6 m n r 低合金结构钢，参照 t b t 13 3 5 1 9 9 6 ，该材质的屈服极限为3 4 5m p a ，在超常载荷下许用 应力为2 9 3m p a ，在运用载荷下许用应力为2 1 6m p a 。 t b t 1 3 3 5 1 9 9 6 规定，计算复杂应力构件时，需求当量应力( v o n m is e 应力) ，此应力不得超过许用应力。本计算所有应力结果均采用 当量应力表示。当量应力的计算公式为 吐：扛祗= 了再哥可翮 ( 3 3 ) 式中盯。为主应力( i = l ，2 ，3 ) ，m p a 。 本次计算第一至四个计算工况均认为是运营载荷工况( 即 t b t 13 3 5 1 9 9 6 所指第一工况，下同) ，当量应力应小于许用应力2 1 6 d p a 。第五计算工况认为是超常载荷工况( 即邗t 1 3 3 5 1 9 9 6 所指第 二工况，下同) ，当量应力应小于许用应力2 9 3m p a 。 3 3 。5 构架质量和刚度计算结果 以图3 2 所示的有限元模型为计算对象，计算快运轨道平车转 向架构架的理论质量为： w t = 8 0 4 3k g 转动惯量为： 绕x 轴( 构架侧滚) ：i 。= o 5 7 8t m 2 绕y 轴( 构架点头) ：i ，= o 2 8 7t m 2 绕z 轴( 构架摇头) ：i fo 8 4 3t m 2 图3 3 所示为构架在静载荷作用下 第一计算工况) 的结构整 体变形，最大位移为4 0 1 m m ，出现在构架的横梁中央的下盖板上( 心 盘中心位下方) ；最小位移为3 7 7 m m ，出现在构架外端的弹簧承载位 中心( 弹性约束位) ，构架内端的弹簧承载位中心( 弹性约束位) 位移 为3 8 9 m m 。计算中由于弹簧边界单元设定为线性刚度，与实际结构 中的刚弹簧的差异很小，因此考察结构在静载荷作用下的相对弹簧 承载位的位移即为构架在静载荷作用下的应变。由图可知，构架横 北京交通大学工程硕士专业学位论文 第1 6 页 梁中央的相对最外端的弹簧承载位位移为2 4 mt i l ，相对内端的弹簧承 载位位移为1 2 m m ，平均相对位移1 8 m m 。从实际结构及变形效果图 来看，主要为垂向变形。构架在静载荷作用下有1 8 m 的相对位移 是比较理想的。 3 3 6 构架强度计算结果 在静载荷作用下( 第一计算工况) 的当量应力( 即v o nm is e s 应力，下同) 图如图3 4 所示。最大当量应力为7 3 7 m p a ( 图中标尺 所示7 3 7 k g m m 2 ，换成m p a 单位须放大1 0 倍，下同) ，为上表面( t o p ) 应力，最大应力发生在横梁上盖板上，近下心盘位置，并靠近横梁 两腹板。另外比较大应力位置为横梁下盖板中部，近两腹板位，上 表面( t o p ) 应力6 6 m p a 。 图3 5 所示为第二计算工况下的当量应力分布图。由于第二计 算工况是考虑了垂直静载荷、垂直动载荷、侧向力和斜对称载荷的 工况，其应力较大位置与第一计算工况大不一样。最大当量应力为 1 0 1 o m p a ，为上表面( t o p ) 应力，发生在横粱上盖板上，近下心盘 位置，并靠近横梁两腹板。另外应力比较大的位置为横粱下盖板中 部的近两腹板位、横梁和侧梁相接的内侧过渡板上，这两个局部上 表面应力达到9 0 6 m p a 。 第三计算工况为在第二计算工况基础上考虑垂向载荷偏载的作 用，该工况下的最大应力1 0 7 m p a ，出现在鱼腹位的侧梁上下盖板上， 近内腹板位，侧梁腹板的鱼腹过渡区局部应力也有9 5 m p a 。 考虑纵向力的作用，第四计算工况最大应力出现在近下心盘边 的横梁腹板上，上表面应力为1 0 5 0 m p a ，横梁下盖板中部，近横梁 腹板位、侧梁和和横梁相接的内侧过渡板上以及侧梁下盖板的中间， 有9 5 m p a 的当量应力。 如果考虑纵向力为可能出现的超常牵引力和超常制动力，第五 计算工况下最大应力出现在近下心盘边的横梁腹板上，上表面应力 为l l5 o m p a ，横梁下盖板中部，近横梁腹板位、侧梁和和横梁相接 的内侧过渡板上以及侧梁下盖板的中间，有1 0 3 m p a 的当量应力。 北京交通大学工程硕士专业学位论文 第1 7 页 表3 1五个计算工况下构架最大应力 最大当量应力( m p a )最大当量应力位置 计算工况 上表面中表面下表面 工况一 7 3 77 2 87 0 5 近下心盘边的横梁上盖板上 工况二 10 19 8 49 6 o 近下心盘边的横粱上盖板上 工况三9 9 4 10 710 4 鱼腹位的侧梁上下盖板上 工况四10 29 9 6 9 7 0 近下心盘边的横梁腹板上 工况五 1 151 121 0 8 近下心盘边的横梁腹板上 3 3 7 构架有限元计算结论 1 构架在静载荷作用下，最大相对位移为1 8 m m ，发生在横梁中 央位置的下盖板上。构架刚度满足t b t 1 3 3 5 1 9 9 6 规范要求。 2 在铁道车辆强度设计及试验鉴定规范( t b t 1 3 3 5 1 9 9 6 ) 所 规定的计算工况中，运行载荷下，计算得出的最大当量应力为 10 7m p a ，许用应力为2 1 6m p a ；超常载荷下，计算得出的最 大当量应力为1 1 5m p a ，许用应力为2 9 3m p a 。因此构架强度 满足t b t 13 3 5 一1 9 9 6 规范要求。 3 对转向架带利诺尔减振器的h 型构架，其应力较大值通常发生 在横梁和侧梁相接位置、下心盘附近的横梁上下盖板和腹板 上，本方案的转向架构架，在各计算工况下的最大应力也都出 现在这些区域，因此应考虑在此附近增设加强筋板，并尽量避 免在这一区域出现过多焊缝。 3 4 轴箱有限元计算 3 4 1 轴箱有限元计算模型 轴箱体为铸钢件，内孔为贯通式圆筒形。轴箱体的垂直载荷作 用于弹簧承台上，在轴箱的轴承接触面，设五个自由度的约束( 绕 轴线旋转方向自由度释放) ，约束加在以轴箱中心点为中心的l2 0 0 扇型范围的轴承承载面上。轴箱体的有限元模型由实体单元组成，每 个轴箱共离散成3 8 7 7 个节点和1 1 9 3 2 个实体单元，轴箱体的三维 设计模型如图3 6 所示，轴箱体的有限元计算模型如图3 7 所示。 设计中轴箱体选用高强度铸钢( c 级钢) ，参照t b t 13 3 5 一1 9 9 6 北京交通大学工程硕士专业学位论文 第18 页 规定，选用该材质的轴箱，其屈服极限为4 2 0m p a 。在超常载荷下的 许用应力为2 5 9m p a ，在运用载荷下的许用应力为1 9 5m p a 。 3 4 2 轴箱计算工况及计算载荷 轴箱计算考虑如下四个计算工况： 计算工况一：垂向静载荷 计算工况二：垂向静载荷+ 动载荷 计算工况三：垂向静载荷+ 动载荷+ 横向运行载荷 计算工况四：垂向超常载荷+ 横向超常载荷 a 垂向静载荷 在3 0 t 满载的工况下，作用在每个轴箱的静载荷为5 3 8 0 t ，即每 轴箱弹簧承载面上2 6 3 6 k n 。 b 垂向动载荷 动载荷为垂向动荷系数与静载荷的乘积。垂向动荷系数计算公 式见( 3 1 ) 。式中各参数值为： 厂轴箱弹簧静挠度，取值为3 9 1 m m ； v 一车辆的构造速度，1 4 0 梳肪： 6 一系数，取值为o 0 5 ； d 一系数，取值为1 6 5 ； d 一系数，簧下部分( 轮对除外) 取值为3 5 0 ； c 系数，簧下部分( 轮对除外) 取值为o 5 6 9 ； 于是可算得簧下部分的垂向动荷系数k 。为o 4 18 6 ，那么每轴箱弹簧 承载面上垂向动载荷为1 1 0 4 k n 。 c 垂向超常载荷 超常载荷是轴箱所承受的最大载荷，即轮对处于爬轨状态时， 轮对一边不受力，整轴所有重量及载荷均作用在另一边的轴箱上并 通过轴箱最终作用在轮对上。超常载荷考虑为静载荷的两倍，即每 轴箱弹簧承载面上5 2 7 2 k n 。 d 横向运行载荷 在3 0 t 满载的工况下，作用在每根轮轴上的静载荷为1 2 0 4 t ， 参照g b 5 5 9 9 8 5 ，每轴轴承受的横向力的最大允许值为5 8 6 5 k n ，运 北京交通大学工程硕士专业学位论文 第1 9 页 行工况考虑为轮轴力的1 2 通过轴箱作用到构架，即运行工况下， 作用在每轴箱的横向力为1 4 6 6 k n 。 e 横向超常载荷 在3 0 t 满载的工况下，作用在每根轮轴上的静载荷为1 2 0 4 t ， 参照g b 5 5 9 9 8 5 ，每轴轴承受的横向力的最大允许值为5 8 6 5 k n ，超 常载荷工况考虑为轮轴力全部通过轴箱作用到构架，即超常载荷工 况下，作用在每轴箱的横向力为2 9 3 3 k n 。 3 4 3 轴箱质量和刚度计算结果 计算得到轴箱的质量为6 6 0 1 k g 。 第一计算工况下轴箱的变形如图3 8 所示。最大变形为0 15 2 m m ， 出现在弹簧承台最外端。轴箱体中间部分变形很小，在o 0 4 5 m m 以 下。 3 4 4 轴箱强度计算结果 轴箱承受静载荷作用的第一计算工况下的当量应力分布如图 3 9 所示。最大当量应力4 6 o m p a ，出现在承台与轴箱体相连的筋板 上，靠近弹簧承台面位置，事实上主要是承受拉应力。而轴箱腹板 中央最下方的应力也比较大，当量应力为3 2 4 m p a ，但以压应力为主。 第二计算工况下的当量应力分布与第一计算工况相似，最大当 量应力6 5 1 m p a ，出现在承台与轴箱体相连的筋板上，靠近弹簧承台 面位置。轴箱体上下两半圆筒过渡位、轴箱腹板中央最下方的应力 也比较大，当量应力4 5 6 m p a 。 第三计算工况下最大当量应力6 6 1 m p a ，出现在承台与轴箱体 相连的筋板上，靠近弹簧承台面位置，轴箱腹板中央最下方的应力 也比较大，当量应力4 6 8 m p a ， 轴箱承受超常载荷作用的第四计算工况下最大当量应力 9 3 8 m p a ，出现在承台与轴箱体相连的筋板上，靠近弹簧承台面位置， 轴箱体上下两半圆筒过渡位、轴箱腹板中央最下方的应力也比较大， 当量应力6 8 8 m p a 。 北京交通大学工程硕士专业学位论文第2 0 页 表3 2四个计算工况下吊环最大当量应力 计算工况最大当量应力( m p a )最大当量应力位置 工况一 4 6 0 承台与轴箱体相连的筋板上 工况=6 5 1 承台与轴箱体相连的筋板上 工况三 6 6 1 承台与轴箱体相连的筋板上 工况四 9 3 8 承台与轴箱体相连的筋板上 3 4 5 轴箱有限元计算结论 1 在静载荷作用下，最大变形为0 1 5 2 m m ，出现在弹簧承台面最外 端。 2 根据铁道车辆强度设计及试验鉴定规范所规定的运用工况， 轴箱最大当量应力为6 6 1 m p a ，未超出高强度铸钢( c 级钢) 在 运行载荷作用下的许用应力标准1 9 5m p a ：在超常载荷作用下， 最大当量应力为9 3 8 m p a ，未超出高强度铸钢( c 级钢) 在超常 载荷作用下的许用应力标准2 5 9m p a ，且有足够的裕量。 3 从轴箱刚度和出现较大应力来看，该轴箱设计比较理想，能较好 地起到整体承载作用。 北京交通大学工程硕士专业学位论文 第2 1 页 图3 1构架三维模型图 图3 2 构架有限元计算模型图 北京交通大学工程硕士专业学位论文第2 2 页 图3 3 构架第一计算工况下应变云图 图3 4构架第一计算工况下当量应力云图 北京交通大学工程硕士专业学位论文 第2 3 页 图3 ，5 构架第二计算工况下当量应力等高线图 北京交通大学工程硕士专业学位论文 第2 4 页 图3 6 轴箱三维设计模型 图3 7 轴箱有限元计算模型 ! ! 室奎望查兰三塞堡主童些堂垡堡壅笙墅蔓一 图3 8 轴箱第一计算工况下当量应变云图 图3 9 轴箱第一计算工况下当量应力云图 北京交通大学工程硕士专业学位论文 第2 6 页 第4 章转向架动力学分析及悬挂参数优选 4 1 快运轨道平车动力学计算