（车辆工程专业论文）高速交流传动c0c0机车转向架构架优化.pdf

西南交通大学硕士研究生学位论文第1 页 摘要 随着国民经济的发展和科学技术的进步，生活节奏越来越快，人们希 望缩短旅行时间，提高效率，因此发展高速铁路己呈必然趋势。到目前为 止，我国铁路已进行了六次提速，在2 0 0 7 年4 月1 8 日进行的第六次提速， 实现了主要干线2 0 0 k m h 速度等级以及局部实现了2 5 0 k m h 的速度等级。 转向架构架作为机车最关键的部件之一，其性能对机车的走行品质和安全 性具有重要影响。为尽量降低转向架与轨道之间的动作用力，在保证构架 具有足够的静强度、疲劳强度和刚度的情况下，应该充分考虑构架的轻量 化。 本文利用大型通用有限元软件a n s y s 对高速交流传动c o c o 机车转 向架构架进行了有限元分析，分析结果根据u i c6 1 5 4 动力车转向架构 架强度试验标准对构架的静强度和疲劳强度进行评定，同时，对构架进 行模态分析。通过对构架结构参数的优化，在满足强度的要求下对构架进 行减重，实现减重4 4 ，通过降低簧下质量来提高转向架的动力学性能。 关键词：高速；交流传动；c o c o 机车；转向架构架；结构优化 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 i 页 a b s t r a c t w i t ht h er a p i dd e v e l o p m e n to fn a t i o n a le c o n o m ya n da d v a n c ei ns c i e n c e a n dt e c h n o l o g y , t h el i f ec a d e n c ei sm o r ef a s t e r , t h ep e o p l eh o p et r i pt i m ei s s h o r t e n e dt oi n c r e a s ee f f i c i e n c y , s od e v e l o ph i g hs p e e dr a i l w a yi sn e c e s s i t y d i r e c t i o n b yf a r , s p e e dh a si n c r e a s e df o rs i xt i m e si no u rc o u n t r y , s p e e dh a sb e i n c r e a s e di nt h es i x t ht i m eo na p r i l 1 8o f2 0 0 7 ，t h es p e e dh a sb ei n c r e a s e dt o 2 0 0k i l o m e t r e sp e rh o u ro nt h em a i nl i n ea n dt o2 5 0k i l o m e t r e sp e rh o u ro nt h e l o c a ll i n e a so n eo ft h em o s ti m p o r t a n tn e c e s s a r yp a r to fh i g hs p e e d l o c o m o t i v e ，t h eb o g i ef l a m e sp r o p e r t yh a ss i g n i f i c a n ti m p a c to i lr u n n i n g q u a l i t ya n ds a f e t yo fl o c o m o t i v e t or e d u c ed y n a m i c a le f f e c tb e t w e e nb o - g i e a n dr a i l w a y , o nt h ep r e m i s eo fe n s u r ea d e q u a t es t a t i cs t r e n g t ha n df a t i g u e s t r e n g t h ，f r a m es h o u l db el i g t e n e d t h el a r g e - s c a l ea n dg e n e r a lf i n i t ee l e m e n ts o r w a r e - a n s y si se m p l o y e d t oa n a l y s et h ef r a m eo fh i g hs p e e da cd r i v ec o - c ol o c o m o t i v eb o g i eb y f e a a c c o r d i n gt ot h ea n a l y t i c a lr e s u l t s ，t h es t a t i cs t r e s sa n df a t i g u es t r e s so f f r a m ea r ec h e c k e di nt h ec r i t e r i o n so fu i c 6 1 5 4 ：m o t i v ep o w e ru n i t - b o g i e s a n dr u n n i n gg e a r - b o g i e sf r a m es t r u c t u r es t r e n g t ht e s t s a tt h es a m et i m e ，t h e m o d ea n a l y s i so ff r a m ei sm a d e s t r u c t u r ep a r a m e t e ri so p t i m i z e d ，o nt h e p r e m i s et h a ts t r e n g t h i se n s u r e d ，f l a m ew e i g h ti s l i 百e n e d4 4 ，t oi n c r e s e d y n a m i c sp e r f o r m a n c eo f b e g i eb yr e d u c i n gt h em a s so fs p r i n g k e yw o r d s ：h i g hs p e e d ，a cd r i v e ，c o - c ol o c o m o t i v e ，b o g i ef r a m e ，s t r u c t u r e o p t i m i z e 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 页 第1 章绪论 在铁路科技突飞猛进的今天，为了提高运力，缓和铁路客运极度紧张的 局面，发展高速列车已迫在眉睫，这也是铁道部跨越式发展思路。世界上列 车的最高试验速度旱在2 0 世纪9 0 年代初就超过了5 0 0 k m h ，而最高运营速 度也超过2 5 0 k m h ，如法国的t g v 列车在1 9 8 1 年开通的法国第一条高速铁 路东南线上的运营速度达到了2 7 0 k m h 。以德国、法国、日本等为代表的铁 路发达国家在新的世纪里纷纷将铁路轮轨系统的发展作为了其国家交通发展 的重要部分。由于电力牵引传动装置的快速发展再加上节约能源消耗和环境 保护的需要，内燃牵引己不能满足高速列车功率大、轴重轻的要求，电力机 车尤其是交流传动电力机车则成为了未来铁路机车发展的方向。i l 】 根据我国中长期铁路网规划发展目标，到2 0 2 0 年全国铁路运营里程 将达到i o 万公里，主要繁忙干线实现客货分线，客运将建立省会城市及大中 城市之间的快速客运通道，规划建设“四纵四横”快速客运通道和三个城际 客运系统。建设客运专线1 2 万公里以上，客运速度目标值达到2 0 0 k m h 以 上。根据铁道部跨越式发展思路，已于2 0 0 7 年4 月1 8 日我国铁路进行了第 六次大提速，主要干线速度达到了2 0 0 k m h 等级，个别区段实现了2 5 0 k m h 的速度等级。作为我国目前铁路牵引旅客列车功率最大的电力机车，s s 9 电 力机车已成为铁路提速运输的主力。然而，由于s s 9 的设计最高速度为 1 6 0 k m h ，再加上其本身结构的原因，不能实现2 0 0 k m h 速度的牵引。对于 2 0 0 k m h 速度等级c o - c o 轴式电力机车，在国内尚属于空白，在国外也只有 德国的e 1 0 3 系列机车。该转向架是在e 1 0 3 系列机车转向架的基础上对其进 行结构改进，优化结构参数，改善动力学性能。设计出安全、可靠的 2 0 0 k m h c o c o 轴式交流传动电力机车成为了首要任务。作为机车最关键部件 的转向架是2 0 0 k m h c o c o 轴式交流传动电力机车设计的技术重点和难点， 合理、创新的选型设计是其成功设计的保证。 1 1 国内外c o c o 轴式机车转向架发展现状 从国外机车发展历程来看，c o c o 轴式机车转向架多应用于内燃机车且 主要从事货物运输，随着牵引功率和运行速度的不断提高，准高速或更高速 度电力机车中c o c o 轴式转向架已逐渐被b o b o 轴式所取代。目前世界上正 在运营的c o c o 轴式机车( 包括内燃机车和电力机车) 速度均在2 0 0 k m h 以 西南交通大学硕士研究生学位论文第2 页 下，尽管德国的e 1 0 3 系列电力机车在2 0 世纪7 0 年代得到了广泛应用，最高 速度可达到2 0 0 k m h 以上，但随后也逐渐被e 1 2 0 机车所代替。在我国c o c o 轴式机车发展是以d f l l 内燃机车和s s 9 电力机车为代表的两大系列车型， c o c o 轴式机车在我国客货运输中仍发挥着重要的作用。而且从长远发展角 度来看，这两大系列c o c o 轴式机车技术发展比较成熟，最高运行速度在 1 6 0 k m h 左右，对我国高速机车的开发研制均有着重要的借鉴意义。以下重 点介绍e 1 0 3 机车转向架的详细情况。 1 2e 1 0 3 机车转向架简介 1 2 1 转向架总体概述 德国e 1 0 3 机车是一款采用c o c o 轴式实现了2 0 0 k m h 按图运行的批量化典 型的电力机车。转向架全轴距为4 5 0 0 m m ，轮对、牵引电机、二系支承等相 对转向架都呈对称布置，使得转向架变方向运行的动力学性能一致。f 2 】 e 1 0 3 机车转向架总体布置如图1 - 1 所示。 图1 - 1e 1 0 3 机车转向架总体布置 西南交通大学硕士研究生学位论文第3 页 ( 1 ) 构架 构架为焊接箱形结构，呈“目”字形。中间两根横梁结构形式相同，侧 梁上平面中部排列4 个高圆钢簧定位销，构架下平面对称焊接两个牵引杆支 座。 ( 2 ) 中间轴自由横动量 转向架中间轮对自由横动量为8 r a m ，通过最小半径为1 4 0 m 的曲线时中 间轮对不贴靠内轨，横向力较低，通过更大半径的曲线时，轮对自导向的横 向力也很低。 ( 3 ) 轴箱定位拉杆 每个轴箱纵向有上下两根拉杆定位，拉杆抗弯刚度大，两端为橡胶关节。 垂向运动时轴箱中心实际上画出一条双纽线轨迹，这种双拉杆形式的定位过 去又称为双纽线轴箱拉杆定位。当弹簧压缩时，轮对在轨道上的运动是不平 稳的，类似于单拉杆对轮对纵向的强迫约束( 即垂向与纵向有一定程度的耦 合) 。这种短时间的黏着变化有可能导致轮对加速或减速，尤其当弹簧达到 3 5 m m 最大变形量或者左右车轮不耦合的情况下，这种现象更为显著。双 纽线轴箱定位拉杆端头采用了橡胶金属件，具有一定的阻尼，其纵、横向定 位是无间隙的，使机车具有较好的动力学性能。 ( 4 ) 轴箱轴承 轴箱轴承采用双列圆柱滚子轴承单元配深沟球轴承，只有一台原型机车 采用双列圆柱滚子轴承配锥形橡胶弹簧，以研究轴箱轴承类型对横向性能的 影响。 ( 5 ) 轴箱弹簧与减振器 轴箱弹簧由一对钢簧组成，通过均衡梁与轴箱连接。端轴轴箱配一个垂 向液压减振器，减振器安装方式考虑了弹簧最大压缩量时轴箱体的微小转动 影响。 每轴箱一系挠度6 4 2 m m t ；一系总挠度0 5 3 5 m m t 。 ( 6 ) 二系支承 车体底架通过高圆弹簧支承在构架的侧梁上，每根侧梁有4 个支承弹簧， 这种支承可以提供车体与转向架间的横向和转动复位能力。每台转向架配有 两个垂向摩擦减振器和两个横向液压减振器。相比过去的摩擦支承，采用高 圆弹簧可以减少轮轨横向作用力。 限于当时车辆动力学发展的水平，确定e 1 0 3 机车二系弹簧横向刚度时， 考虑使蛇行运行的频率不超过l i - i z ，横向冲击激励引起的车体横向加速度响 西南交通大学硕士研究生学位论文第4 页 应较小。转向架一侧二系簧挠度为5 6 m m t ：二系总挠度为1 4 m m t 。机车总 挠度为1 9 3 5 m m t ，一、二系挠度比为2 7 6 ：7 2 4 ，运用经验表明，这一挠度 关系是比较恰当的。 1 2 2 牵引装置与牵引力、制动力传递 每台转向架对称布置了两根牵引拉杆，最理想的情况是这两根牵引拉杆 的延长线正好相交于轨面，实现低位牵引，最大限度地减小轴重转移，改善 轮轨黏着利用程度。由于结构限制，e 1 0 3 机车的实际牵引点距离轨顶面为 1 0 0 r a m 。计算表明该机车前转向架3 根轴的轴重转移分别为：8 9 ，7 4 ， 5 1 。 机车牵引时，轮周牵引力通过轴箱拉杆传递到构架，再通过构架与车体 间的牵引拉杆传递到车体，制动力的传递途径与牵引力一样。 1 2 3 传动装置 e 1 0 3 机车采用单边六连杆橡胶金属万向节传动；在4 台原型机车中采用过 两种不同的传动方式，两台机车采用双边传动，两台机车采用单边六连杆橡 胶金属万向节传动。这两种方式的牵引电动机及主要传动部件均与构架固定 连接。 双边传动方式中两个大齿轮固定于一根空心轴上，空心轴本身由与牵引 电机螺栓固接的空心轴套支承。来自每个大齿轮的扭矩通过齿轮盘上键槽传 递到两个销上，再通过两根连杆传递到车轮外侧呈圆环形的平衡盘上，从平 衡盘再通过两根连杆将扭矩传递到钢环，整个钢环通过橡胶件与动轮轮箍固 紧。 在单边传动方式中，扭矩从大齿轮通过六连杆传递到空心轴端部法兰， 在空心轴的另一端扭矩再通过橡胶环传递到车轮。 这两种传动方式都是无磨耗免维护。批量化机车的电机功率1 1 8 0 k w 比原 型车的9 9 0 k w 增加了2 0 ，但电机质量3 5 5 t 仅比原型机车增加了l o o k g ，仅增 加3 ：电机最大转速为15 6 5 r m i n 。 1 2 4 基础制动装置 e 1 0 3 机车装备了自动、间接作用、阶段缓解、两级高功率空气制动机和 一个直接作用的附加制动机。制动缸压力依手柄位置和列车速度分别为 3 8 k g c m 2 和8k g c m 2 ，以5 5 k m h 点分为高速区和低速区。机车首先采用电阻 制动，紧急情况下或电阻制动失效时空气制动发挥作用。出口压力1 0 k g c m 2 ， 西南交通大学硕士研究生学位论文第5 页 2 4 0 0 l m i n 的压缩空气由两级活塞式空压机提供，此外还备有一个电池驱动的 辅助空压机用于紧急时操纵受电弓和主开关。每转向架布置8 个8 ”制动缸，内 附杆系复位空气弹簧，采用双侧制动，杆系呈水平横向布置，制动效率达到 9 6 。 1 3 选题背景与意义 根据国内铁路的主要技术政策，我国客货运共线的主要干线速度等级最 高为2 0 0 k m h ，客运专线速度等级为2 0 0 k m h 一3 5 0 k m h 。在主要干线上运行 的客车需要通过机车进行牵引，根据我国人口多、地域广、人员流动大等特 点，牵引1 8 2 0 节客车就需要大功率的机车，以2 0 0 k m h 运行的机车需要功 率为9 6 0 0 k w ，目前交流牵引电机呈现功率大重量轻的特点，1 6 0 0 k w 电机的 技术已经成熟，采用c 旷c o 轴式机车正好能够满足牵引的需要。而采用b o b o 轴式两台机车要么其功率浪费、要么机务段的配置增加，其经济性和使用性 皆不合理。 株洲电力机车有限公司确定研发2 0 0 k m h 六轴交流传动电力机车，并确 定为c o - c o 轴式。c o c o 轴式2 0 0 k m h 六轴交流传动电力机车在国内机车型谱 中，尚属空白，该转向架的设计具有创新意义，因此研发该转向架对我国电 力机车转向架的发展具有非常重要的意义。 1 4 本论文的主要工作 对c o - c o 轴式2 0 0 k m h 机车转向架构架进行有限元计算，对其进行强度评 定、结构优化分析。具体内容有： ( 1 ) 建立构架分析计算有限元模型。 ( 2 ) 确定计算载荷和计算工况。 ( 3 ) 优化前静强度和疲劳强度计算、校核。 ( 4 ) 构架结构的模态分析。 ( 5 ) 基于a p d l 的构架优化分析。 ( 6 ) 优化后静强度和疲劳强度计算、校核。 ( 7 ) 优化前、后构架重量比较。 ( 8 ) 转向架动力学计算校核。 西南交通大学硕士研究生学位论文第6 页 第2 章高速交流传动c o c o 机车转向架方案设计 2 1 高速交流传动c o c o 机车转向架设计原则 高速交流传动c o c o 机车转向架是保证列车高速运行的关键部件。随着 运行速度的提高，列车所需牵引功率、制动功率等参数的增加，运行稳定性、 运行舒适性、轮轨动作用力、轮轨粘着等性能相应变差。这些都对高速机车 转向架提出了更苛刻的要求。因此，在设计高速机车转向架时应考虑以下基 本原则： ( 1 ) 降低轴重，减小簧下质量【3 】【4 】 国内外大量研究结果表明，机车车辆的簧下质量对轮轨垂向动态作用力 的影响极大，主要体现在机车车辆对轨道的中低频作用力仍随簧下质量的增 加而迅速增大。垂直力p 2 直接通过车轮向轨道上传递，引起轨道变形、轨 下基础破坏并进一步使机车车辆垂向动力学性能恶劣。另一方面，另一方面， 运行速度对垂直力p 2 的影响也极为敏感。因此提高运行速度必然需要降低 并控制簧下质量，这是高速机车车辆设计的首要原则。表2 1 列出了若干典 型高速机车车辆的簧下质量数值，最大速度从1 6 0 k m h 提高到3 0 0 k m h ，每 轴簧下质量约减少1 0 0 0 k g 之多。 表2 - 1 若干典型高速机车车辆簧下质量的数值 高速机车车辆最大速度每轴簧下质量 国家 ( 名称) ( k m h )( k g ) i c e 一1 2 5 0 1 9 0 0 德国 e l l l 机车( e g 力) 1 6 02 6 7 5 英国h s t 内燃机车 2 0 02 3 0 0 法国t g v - a 电动车 2 7 02 1 2 8 意大利e t r s 0 0 电动车 3 0 01 8 0 0 日本3 0 0 系列电动车 3 0 01 6 5 0 轴重对轨道的破坏是一个不可忽略的因素，在给定速度下当保持轨道下 沉不大于某一数值时，轴重与簧下质量应保持一定的比例。 减轻簧下质量可以从改变驱动装置悬挂方式、减轻簧下部件质量等方面 着手。降低轴重则需要从整车角度去考虑。 ( 2 ) 采用先进的转向架悬挂技术 一系弹簧硬，二系弹簧软；一系并联垂向液压减振器：二系采用高挠柔 性弹簧，匹配液压减振器实现垂向和横向软特性，保证车辆具有良好的运行 西南交通大学硕士研究生学位论文第7 页 平稳性。合理匹配一系纵、横向刚度参数，实现一系纵向、横向弹性参数相 对独立。一系纵向刚度大，横向刚度小，有利于提高临界速度，保持驱动系 统稳定，提高粘着利用率及改善曲线通过性能。甚至采用有源和半有源悬挂 技术，以改善高速转向架动力学性能。奥地利的s f 6 0 0 转向架的试验研究表 明，半有源悬挂系统可改善列车运行舒适性1 5 。 ( 3 ) 采用交流驱动装置 功率大、重量轻、体积小的交流电动机对改善高速机车转向架的动力性 能起到了关键性作用，可以实现机车高速牵引。采用交流驱动装置，当前高 速机车的轴功率可达到1 6 0 0 k w 。此外，交流传动技术结合先进的粘着利用 控制技术，可以提高粘着利用率。 ( 4 ) 实现高效制动 盘形制动具有制动力大，摩擦系数稳定，盘片材料可以双向选择，避免 损伤车轮踏面等特点，被广泛应用在高速动力转向架中。德国i c e 动力转向 架在外空心轴上采用两个制动盘；法国t g v - 2 n 和日本新干线3 0 0 系动力车 转向架均采用了轮盘盘形制动【5 】。整个高速列车则采用再生或电阻制动为主、 空气制动为辅的联合制动方式，并采用电子防滑装置来提高轮轨粘着利用。 ( 5 ) 改善转向架曲线通过能力 一方面，改善列车的运行线路来提高转向架的曲线通过性能。另一方面， 通过采用磨耗型踏面、软的二系悬挂以及抗蛇行减振器等措施对转向架参数 进行优化，在满足机车直线运行性能的基础上较好地改善转向架曲线通过能 力。 ( 6 ) 保证转向架具有高的安全性能、可靠性和低的维修工作量。 2 2 转向架的结构 转向架结构如图2 - 1 所示。 西南交通大学硕士研究生学位论文第8 页 图2 - 1 转向架结构图 高速交流传动机车三轴转向架为架悬式结构，转向架结构特点如下： 构架为封闭箱形梁组成的“目”字型焊接钢结构，由于构架有中间横梁， 大大提高了构架的横向刚度和扭转刚度，同时方便实现驱动装置的安装。 轮对驱动装置由轮对轴箱、牵引电动机、齿轮传动系统、空心轴套、内 空心轴、悬挂梁和连杆装置等主要零部件组成。齿轮传动系统由承载式齿轮 箱、齿轮和轴承组成。内空心轴为锥形套结构，靠齿轮箱端焊有三爪传动盘， 另一端采用端齿连接的三爪传动盘，以利于拆装。悬挂梁和空心轴套将电机、 齿轮箱的连接进行加固，并实现驱动单元整体吊挂在构架上。轮对轴箱装置 由整体钢车轮、空心车轴、铸钢轴箱和双列圆柱滚子轴承单元组成。 一系悬挂装置由两组下端加橡胶垫的螺旋钢弹簧、一系垂向减振器和单 轴箱拉杆组成。轴箱拉杆两端装有橡胶关节，和轴箱弹簧一起实现轴箱定位。 二系悬挂装置由两端加橡胶垫的高圆簧和各向减振器组成。构架每侧设 置三组高圆簧，垂向减振器、横向减振器，抗蛇行减振器每侧各设一个，呈 斜对称布置。 牵引装置采用推挽式低位单牵引杆，一端安装在构架牵引横梁上，另一 端安装在车体牵引梁上。牵引杆两端装有厚橡胶层的圆橡胶套筒关节，能适 应转向架和车体问的相对运动，有效传递牵引力和制动力，并承受一定的冲 击力。 基础制动装置采用轮盘制动方式，制动机构采用单元制动缸和浮动夹钳 西南交通大学硕士研究生学位论文第9 页 机构，在第一、三轴位设由带停放缸的单元制动器，以实现停放制动。 转向架上还设有速度传感器、接地装置、轴承温度检测装置以及各方向 的安全止挡等附件。 2 3 本章小结 本章总结了高速交流传动c 0 - c o 机车转向架设计时应考虑的基本原则， 对转向架进行了方案设计，并阐述说明了转向架各主要零部件的结构特点 及其作用。 西南交通大学硕士研究生学位论文第1 0 页 第3 章构架的有限元分析 3 1 构架的结构形式 构架结构如图3 - 1 所示。 l瓜划广 hr hm a血 竹。fi 璺fl嘲i l l 刚8 一w “。勘z 。 一雹豳 杆 乃l 删 一一2 啦 g 盟 一j- 1 4 41 ii 一 i l 佩删风 6 1 64 9 0 6 2 0 3 1 5d = 2 a 1 6 3 64 7 0 6 0 02 9 5 2 i d = 3 a 3 6 6 04 5 0 5 8 02 7 5 d = 3 a 6 0 1 0 04 5 0 5 8 02 7 5d = 3 a 根据u i c6 1 5 - 4 动力车转向架构架强度试验标准进行静强度评定； 对于工况1 4 及工况1 5 ，各点应力均不得大于材料的屈服强度极限。优化前， 在工况1 4 时，t o p 面的最大应力为2 6 9 8 9 5 m p a , 最大应力点位于二系横向止 挡座与侧梁上盖板焊接处，b o t 面的最大应力为2 2 2 0 7 2 m p a ，最大应力点位 于靠横梁的拉杆座立板圆弧处：在工况1 5 时，t o p 面的最大应力为 2 9 4 9 2 1 m p a ，位于牵引梁与侧梁对接处的侧梁下盖板圆弧过渡处，b o t 面的最 大应力为2 8 7 0 9 6 m p a ，位于牵引梁下盖板中间的圆弧过渡处。工况1 4 和工 况1 5 的应力都小于2 9 5 m p a ，在允许范围内，所以构架结构满足静强度的要 求。 三向应力状态向单向应力状态的转化方法和结构疲劳强度的评定的具体 方法为： ( 1 ) 确定结构在不同载荷工况作用下的主应力值和方向； ( 2 ) 取所有载荷工况作用下结构的最大主应力方向确定为基本应力分布 方向，其值为计算最大主应力s m a x ，计算它的三个方向余弦； 西南交通大学硕士研究生学位论文第18 页 ( 3 ) 将在其它载荷工况作用下的主应力投影到基本应力分布方向上，其 投影值最小的应力值确定为最小主应力s m i 。； ( 4 ) 由最大和最小主应力值计算平均应力s 。和应力幅s a ； ( 5 ) 用修正g o o d m a n 疲劳曲线评定结构的疲劳强度。 各工况计算结果见表3 1 0 。 表3 1 0 优化前各工况计算结果( 应力单位：m p a ) 构架的t o p 面最大构架的b o t 面最大 工况应力云图应力云图 v o n m i s e s 应力v o n m i s e s 应力 19 0 9 9 9 图3 - 39 2 0 0 3图3 _ 4 2 1 1 5 0 7 6图3 - 51 1 0 9 4 4图3 6 3 1 1 6 9 2 图3 7 9 7 3 6 8图3 - 8 4 1 4 6 2 3 2图3 - 91 4 4 5 1 7图3 1 0 5 1 4 4 7 6 4图3 1 l1 2 3 3 7 3图3 1 2 6 8 7 8 7图3 1 37 9 6 0 5图3 1 4 71 4 6 2 0 2 图3 1 51 1 3 8 8 8图3 1 6 81 2 9 2 3 2 图3 一1 71 1 9 7 1 6图3 1 8 9 1 7 4 6 7 6图3 1 91 4 5 2 8图3 - 2 0 1 01 2 3 3 8 4图3 2 l1 1 2 1 1 9 图3 - 2 2 1 11 4 9 6 3 4图3 2 3 1 3 4 8 1 6图3 - 2 4 1 2 1 4 9 3 4 6图3 2 5 1 1 1 8 8 2图3 - 2 6 1 31 7 8 1 8 5图3 2 71 5 4 ，9 7 8图3 2 8 1 42 6 9 8 9 5图3 2 9 2 2 2 0 7 2图3 ，3 0 1 52 9 4 9 2 1图3 3 12 8 7 0 9 6图3 3 2 西南交通大学硕士研究生学位论文第19 页 图3 - 3 工况1 下构架t o p 面v o n m i s e s 应力云图 图3 - 4 工况l 下构架b o t 面v o n m i s t s 应力云图 西南交通大学硕士研究生学位论文第2 0 页 图3 - 5 工况2 下构架t o p 面v o n m i s e s 应力云图 图3 - 6 工况2 下构架b o t 面v o n m i s e s 应力云图 西南交通大学硕士研究生学位论文第2 1 页 图3 7 工况3 下构架t o p 面v o n m i s e s 应力云图 图3 8 工况3 下构架b o t 面v o n m i s e s 应力云图 西南交通大学硕士研究生学位论文第2 2 页 图3 - 9 工况4 下构架t o p 面v o n m i s e s 应力云图 图3 1 0 工况4 下构架b o t 面v o n m i s e s 应力云图 西南交通大学硕士研究生学位论文第2 3 页 图3 - 1 1 工况5 下构架t o p 面、，o n m i s e s 应力云图 图3 1 2 工况5 下构架b o t 面y o n m i s e s 应力云图 西南交通大学硕士研究生学位论文第2 4 页 图3 1 3 工况6 下构架t o p 面v o n m i s e s 应力云图 图3 1 4 工况6 下构架b o t 面v o n m i s e s 应力云图 西南交通大学硕士研究生学位论文第2 5 页 图3 一1 5 工况7 下构架t o p 面v o n m i s e s 应力云图 图3 1 6 工况7 下构架b o t 面v o n m i s e s 应力云图 西南交通大学硕士研究生学位论文第2 6 页 图3 - 1 7 工况8 下构架t o p 面v o n m i s e s 应力云图 图3 1 8 工况8 下构架b o t 面v o n m i s e s 应力云图 西南交通大学硕士研究生学位论文第2 7 页 图3 1 9 工况9 下构架t o p 面v o n m i s e s 应力云图 图3 - 2 0 工况9 下构架b o t 面v o n m i s e s 应力云图 西南交通大学硕士研究生学位论文第2 8 页 图3 - 2 1 工况1 0 下构架t o p 面v o n m i s e s 应力云图 图3 2 2 工况l o 下构架b o t 面v o n m i s e s 应力云图 西南交通大学硕士研究生学位论文第2 9 页 图3 - 2 3 工况1 1 下构架t o p 面v o n m i s e s 应力云图 图3 - 2 4 工况1 1 下构架b o t 面v o n m i s e s 应力云图 西南交通大学硕士研究生学位论文第3 0 页 图3 - 2 5 工况1 2 下构架t o p 面v o n m i s o s 应力云图 图3 2 6 工况1 2 下构架b o t 面v o n m i s e s 应力云图 西南交通大学硕士研究生学位论文第3 1 页 图3 2 7 工况1 3 下构架t o p 面v o n m i s e s 应力云图 图3 - 2 8 工况1 3 下构架b o t 面v o n m i s e s 应力云图 西南交通大学硕士研究生学位论文第3 2 页 图3 2 9 工况1 4 下构架t o p 面v o n m i s e s 应力云图 图3 3 0 工况1 4 下构架b o t 面v o n m i s e s 应力云图 西南交通大学硕士研究生学位论文第3 3 页 图3 - 3 1 工况1 5 下构架t o p 面v o n m i s e s 应力云图 图3 3 2 工况1 5 下构架b o t 面v b n m i s t s 应力云图 西南交通大学硕士研究生学位论文第3 4 页 图3 3 3 优化前构架t o p 面各节点疲劳评定g o o d m a n 图 图3 3 4 优化前构架b o t 面各节点疲劳评定g o o d m a n 图 西南交通大学硕士研究生学位论文第3 5 页 构架上各节点的疲劳评定g o o d m a n 图如图3 3 3 和图3 3 4 所示，图中超 出其他焊缝范围之外的节点都是母材上的点，因此，优化前构架结构无论是 母材还是焊缝都满足疲劳强度的要求。 3 3 本章小结 本章介绍了构架的结构型式，对构架板厚在初值时的静强度和疲劳强度 进行了计算，结果表明静强度和疲劳强度都满足要求。 西南交通大学硕士研究生学位论文第3 6 页 第4 章优化过程 4 1 基于a p d l 的优化设计概念 基于a j ，d l 的a n s y s 有限元优化技术是a p d l 技术的延伸和扩 展，a n s y s 有限元优化设计技术必须借助于a p d l 实现参数化有限元分析过 程才能实现。有限元分析过程中几乎所有的变量如厚度，长度，半径等几何尺 寸、材料特性、载荷位置与大小等都可以用变量参数表示，只要改变这些变 量参数的赋值就能获得不同设计方案的分析过程。a n s y s 基于有限元分析的 优化设计技术就是在满足设计要求的条件下搜索最优设计方案。【6 】 基于参数化有限元分析过程的设计优化包含下列基本要素： ( 1 ) 设计变量( d v s ) ：设计过程中需要不断调整赋值的设计变量参数。 ( 2 ) 状态变量( s v s ) ：设计要求满足的约束条件变量参数，是设计的因变量， 是设计变量的函数。 ( 3 ) 目标函数( o b j e c t i v ef u n c t i o n ) ：设计中极小化的参数变量，也必须是设 计变量的函数，即改变设计变量的数值将改变目标函数的数值。 ( 4 ) 优化计算方法即优化设计工具：a n s y s 提供了两种优化方法，即零阶 方法和一阶方法。 4 2 基于a p d l 的设计优化过程 基于a p d l 的设计优化方法采用a n s y s 的批处理方法进行优化设计，其 主要分析过程如下： ( 1 ) 利用a p d l 的参数技术和a n s y s 的命令创建参数化分析文件，用于优 化循环分析文件，除包括整个分析过程外还必须满足以下条件： 在前处理器p r e p 7 中建立参数化模型。 在求解器s o l u t i o n 中求解。 在后处理器p o s t l p o s t 2 6 中提取并指定状态变量和目标函数。 ( 2 ) 进入优化设计器o p t , 执行优化设计分析过程： 指定分析文件。 声明优化变量。包括设计变量、状态变量和目标函数。 选择优化工具或优化方法。 制定优化循环控制方式。 西南交通大学硕士研究生学位论文第3 7 页 进行优化分析。 查看设计序列结果。 ( 3 ) 检验优化设计序列。 4 3 本章小结 本章主要介绍了基于a p d l 的优化设计概念和基于a p d l 的设计优化 过程。 西南交通大学硕士研究生学位论文第3 8 页 第5 章构架优化分析 基于a p d l 的a n s y s 有限元优化设计方法，从构架建模到强度分析全 部采用命令流，以有限元分析为基础，以静强度为约束条件，对构架进行最 轻量优化设计。 首先对构架结构进行初算，然后以静应力为约束条件，取有代表性的 一个工况，即第1 5 工况进行计算，得到一组最优设计变量，把这些设计变 量返回再计算所有工况，校核其静强度和疲劳强度，如果发现有不符合要 求的节点，则改变应力约束再进行计算，得到另一组最优设计变量，再校 核其静强度和疲劳强度，直到满足要求。这样获得的最轻量设计参数既能 满足静强度，也能满足疲劳强度，同时，也易实现计算机自动处理，包括 自动提取应力云图，获取较大应力点的相关数据。极大的减小了计算模型 存储占用空间，如本计算中的命令流文件只有一百多k b ，而手工建模的文 件有几百m b 。 5 1 构架优化的数学模型 在构架承载结构的优化设计中，首先要确定其目标函数、设计变量和 约束条件，以便建立优化设计的数学模型。优化设计的数学模型的通用表 达式如下：【和1 0 】 求设计变量x = x l ，x 2 ，) 1 。 满足约束条件 g v ( x ) ov = l ，2 ，m h l ( x ) = ou = l ，2 ，m 使目标函数f ( x ) 一m i n 求解优化问题的一般流程如图5 - 1 所示。 西南交通大学硕士研究生学位论文第3 9 页 图5 1 求解优化问题的一般流程图 5 2 目标函数 构架承载结构优化设计的目标是构架结构重量的最轻化，即f ( x ) - - m i n 。 5 3 状态变量 即约束条件，把节点最大的v o nm i s t s 应力作为状态变量。 西南交通大学硕士研究生学位论文第4 0 页 5 4 设计变量 优化设计变量的确定实质上是结构的参数化。构架结构是由板、实体组 成的复杂三维空间结构，但所有的梁均可视为板的组合，故设计变量可以以板 厚作为基本参数。为避免设计变量过多，取构架各梁的上、下盖板，立板， 筋板作为优化设计对的变参。这样确定了2 0 个设计变量，即x 亍fx “x 2 ， x 2 0 ) t j , 各变量的具体含义见表5 - 1 。 表5 - 1 设计变量，初值，上、下限值及优化结果( 单位：m m ) 序号物理意义初值下限值上限值优化结果 l侧梁上盖板( 一) ，( 三)1 4 8 1 4 1 0 2侧梁上盖板( 二)2 01 82 22 0 3侧梁二系簧座板2 8 2 6 3 02 8 4 侧梁筋板 8688 5侧梁立板1 2 1 0 1 61 4 6侧梁下盖板 2 42 02 8 2 4 7侧粱弹簧座2 82 43 02 4 8侧粱拉杆座立板1 2 8 1 26 9端梁上盖板1 061 06 1 0端粱下盖板1 0 6 1 08 1 1端梁内立板8 6 86 1 2端粱筋板 86 86 1 3牵引粱上盖板1 481 41 0 1 4牵引粱下盖板2 22 02 6 2 6 1 5牵引梁立板1 481 4 1 0 1 6牵引梁筋板8686 1 7横梁上盖板1 2 8 1 2 1 0 1 8横粱下盖板 1 281 21 0 1 9横梁立板 1 061 06 2 0横梁筋板 8686 西南交通大学硕士研究生学位论文第4 1 页 5 5 静强度和疲劳强度评定 优化后，在第1 4 工况时，t o p 面的最大应力为2 6 9 8 9 5 m p a ，最大应力点 位于二系横向止挡座与侧梁上盖板焊接处，b o t 面的最大应力为2 2 2 0 7 2 m p a ， 最大应力点位于靠横梁的拉杆座立板圆弧处；在第1 5 i 况时，t o p 面的最大 应力为2 9 4 9 2 1 m p a ，位于牵引梁与侧梁对接处的侧梁下盖板圆弧过渡处，b o t 面的最大应力为2 8 7 0 9 6 m p a ，位于牵引梁下盖板中间的圆弧过渡处。第1 4 工 况和第1 5 i 况的应力都小于2 9 5 m p a ，在允许范围内，所以构架结构满足静强 度的要求。各工况计算结果见表5 2 。 表5 2 优化后各工况计算结果( 应力单位：m p a ) 构架的t o p 面最大构架的b o t 面最大 工况应力云图应力云图 v o n m i s e s 应力v ( ) n m i s e s 应力 19 3 0 8 l图5 - 29 3 9 2 9图5 - 3 21 3 1 6 3 7图5 41 3 3 5 3 1图5 - 5 31 2 5 6 5 5图5 - 61 1 7 3 2 9图5 7 4 1 5 4 3图5 - 81 5 1 4 7 2图5 - 9 51 3 7 7 7图5 1 01 3 6 1 3 6图5 - 1 l 6 1 2 6 6 8 8图5 1 21 1 6 0 0 6图5 1 3 7 1 4 1 0 3 7图5 1 41 3 2 5 6 1图5 1 5 81 3 9 1 9 8图5 1 61 3 9 4 8 7图5 1 7 91 6 8 7 7图5 1 81 5 1 3 6 2图5 1 9 1 01 3 3 7 3 7图5 - 2 01 3 3 9 1 5图5 - 2 1 1 l 1 5 1 4 3 4图5 2 21 5 2 5 9 1图5 2 3 1 21 4 3 9 3 4图5 2 41 3 5 9 4图5 - 2 5 1 31 7 2 4 2 9图5 2 6 1 6 8 9 5 2图5 2 7 1 42 6 2 5 7 6图5 2 8 2 6 0 3 1 3图5 2 9 1 52 8 2 7 4 4圈5 3 0 2 8 6 4 1 4图5 3 1 西南交通大学硕士研究生学位论文第4 2 页 图5 - 2 工况1 下构架t o p 面v o n m i s t s 应力云图 图5 3 工况l 下构架b o t 面v o n m i s e s 应力云图 西南交通大学硕士研究生学位论文第4 3 页 图5 4 工况2 下构架t o p 面v o n m i s e s 应力云图 图5 5 工况2 下构架b o t 面v o n m i s e s 应力云图 西南交通大学硕士研究生学位论文第“页 图5 - 6 工况3 下构架t o p 面v o n m i s e s 应力云图 图5 7 工况3 下构架b o t 面v o n m i s e s 应力云图 西南交通大学硕士研究生学位论文第4 5 页 图5 - 8 工况4 下构架t o p 面v o n m i s e s 应力云图 图5 - 9 工况4 下构架b o t 面v o n m i s e s 应力云图 西南交通大学硕士研究生学位论文第4 6 页 图5 - 1 0 工况5 下构架t o p 面v o n m i s e s 应力云图 图5 1 l 工况5 下构架b o t 面、，b n m i s e s 应力云图 西南交通大学硕士研究生学位论文第4 7 页 图5 1 2 工况6 下构架t o p 面v o n m i s e s 应力云图 图5 1 3 工况6 下构架b o t 面v o n m i s e s 应力云图 西南交通大学硕士研究生学位论文第4 8 页 图5 一1 4 工况7 下构架t o p 面v o n m i s e s 应力云图 图5 1 5 工况7 下构架b o t 面v o n m i s e s 应力云图 西南交通大学硕士研究生学位论文第4 9 页 图5 1 6 工况8 下构架t o p 面v o n m i s e s 应力云图 图5 1 7 工况8 下构架b o t 面v o n m i s e s 应力云图 西南交通大学硕士研究生学位论文第5 0 页 图5 1 8 工况9 下构架t o p 面v o n m i s e s 应力云图 图5 1 9 工况9 下构架b o t 面