转向器疲劳试验台（通用7篇）
转向器疲劳试验台 篇1
0引言
市场上测试汽车转向器的试验台较少、控制精度较低、对真实路面的模拟还远远不够,体现在控制算法不能满足试验台的要求。目前国内外没有较为完整的PID控制算法的试验台,本文根据现有试验台出现的各种干扰和因素,设计有针对性的改进算法。工业控制器中大多数采用的是经典PID控制算法,不能满足试验台的要求。本文重点是针对加载曲线出现的给定值频繁升降、静差较大、多噪声信号等特性,提出了采用粒子群优化参数的复合PID控制算法。
1汽车转向器疲劳试验台组成
汽车转向器疲劳试验台的硬件结构由负载电机、 联轴器、传感器、汽车转向器、主动电机以及控制器组成,如图1所示。
负载电机通过联轴器1和传感器1相连,传感器1可以测出实际负载值反馈回控制器。传感器1通过联轴器2连接汽车转向器的一轴端。主动电机模拟人力方向盘,通过联轴器4连接传感器2,传感器2把真实主动力矩反馈回控制器。传感器2通过联轴器3连接汽车转向器的另一轴端。
2试验台整体模型
试验台的建模考虑到同步电机数学模型、扭矩传感器数学模型、SVPWM驱动数学模型、被动加载系统简化模型、联轴器数学模型以及助力电机数学模型, 总体的试验台传动图如图2所示。
3控制器中的复合算法
复复合合PID控控制制器器如如图图3所示,图中各参数如表1所示。
首先采用工程 整定方法 粗略地给 定PID参数Kp、Ki和Kd,再利用粒子群算法寻优得到最优PID参数。微分先行适用于给定值频繁升降的场所,避免了系统振荡,改善了系统的动态性能。图3中微分先行 D 为对其进行离散化:
其中:γ为参数,γ<1;Ts为采样时间;Td为微分时间常数;y(k)和y(k-1)为当次和 下一次反 馈前值; ud(k)和ud(k-1)为当次和下一次的微分输出。
积分环节会造成积分误差的积累,引入积分分离就是在误差过大时取消积分作用,当误差在允许范围内则启动积分,这样就可以消除大部分静差,提高控制精度。对积分环节进行离散化,则有:
其中:uPI(k)和uPI(k-1)为当次和下一次的比例积分拉氏反变换;kp为比例系数;e(k)和e(k-1)为当次和下一次的误差;Ti为积分时间常数;β为积分项的开关系数(当|e(k)|≤ε时,β=1;当|e(k)|>ε时,β=0;ε 为阀值)。
噪声对采集曲线的影响比较大,本文采用低通滤波器过滤有干扰的高频信号,通过改变滤波器参数τ来改变滤波的频率。图3中滤波器对应为滤波系数),对其离散化:
其中:yf(k)和yf(k-1)为当次和下一次经滤波后的反馈值。
4粒子群算法的设计
粒子群算法中每组PID参数变化率和参数的更新公式为:
其中:w为惯性因子;Vin(k)和Vin(k+1)分别为当代粒子移动速度和后一代粒子移动速度;c1和c2为学习因子;r1和r2为介于[0,1]之间的随机数;Xin(k)和Xin(k+1)分别为当 代粒子位 置、后一代粒 子位置; Pin(k)为粒子个体极值;Pgn(k)为粒子全局极值。
以上加速常数c1和c2分别用于控制粒子指向自身或邻域最佳位置的运动。相关文献建议φ=c1+c2≤ 4.0,通常取c1=0.3,c2=1.2。n为随机PID参数组数,n=50,本文计算中取惯性因子w=0.9。
5仿真结果
(1)当输入为带有高频干扰的方波信号时,分别得出经典PID和复合PID算法的仿真结果,如图4所示。
(2)把实验曲线加载到系统中的仿真结果如图5所示。
6结论
粒子群算法优化PID参数的特点是参数少、原理简单、收敛速度较快等特点。通过粒子群优化算法结合各类PID算法(微分先行PID控制算法、积分分离PID控制算法)和算法加载滤波器构成的复合算法,应用各类算法的优点,对疲劳试验台进行跟踪和仿真,与经典PID算法进行比较表明:复合算法可明显提高控制过程的精确度,加快了控制响应。
摘要：转向器试验台的加载曲线一般具有给定值频繁升降、静差较大、多噪声信号等特性。针对加载曲线的这些特征采用微分先行PID算法、积分分离PID算法和加载滤波器构成的复合算法来克服和改进以上出现的问题。采用粒子群优化算法(PSO)对PID参数优化,在线调整PID的参数,经带有复合算法优化算子的PID算法计算,获得控制量以控制转向器试验台向着用户加载的曲线运行。通过仿真证明控制效果良好、降低了系统的超调、提高了动态性能和稳态精度,达到了较高的工程应用价值。
关键词：转向器疲劳试验台,复合算法,加载曲线
铁路客车转向架的疲劳分析 篇2
铁路客车提速后, 构件疲劳失效问题比较突出, 提速铁路客车转向架的主要安全隐患就是疲劳腐蚀引起的结构失效, 而结构早期疲劳的发生主要原因是由于车辆运行速度的提高引起结构的动应力剧增。因此, 车辆的结构疲劳设计已逐渐成为车辆新产品开发前期的必要过程之一, 而通过有效的计算方法预测结构的疲劳寿命是结构设计的重要目标。本文采用MSC.Software大型有限元分析软件提供的结构动态响应分析模块, 建立转向架主要承载构件——构架的动态仿真模型, 并对转向架施加动载荷, 获得转向架在随机动载荷下的动态结构响应。在此基础上, 对结构进行动应力作用下的疲劳分析, 达到对运行中转向架结构疲劳寿命的预测。
1疲劳寿命分析的流程
采用多体动力学与有限元法仿真获得的车体结构应力/应变历程都可以计算车体结构的损伤及其疲劳寿命, 结构疲劳分析的一般方法是在获取零部件几何形状、材料性能及工艺参数的前提下, 对结构施加典型载荷块谱或随机谱, 由此得到结构的动应力和应变响应并进行统计处理, 最后采用合适的疲劳寿命分析法进行结构的疲劳寿命预测。因此结构的动应力状态是疲劳分析的基础。通常根据疲劳耐久寿命的时间可将疲劳问题分为两类处理:对于循环次数大于107的高周疲劳问题通常采用传统的名义应力法;对应变较大、循环次数小于106的低周疲劳则多采用应变疲劳 (局部应力应变) 法。轨道车辆结构疲劳一般属于高周疲劳问题, 本文应用MSC.Fatigue进行疲劳分析, 其流程见图1。
2转向架结构动应力响应仿真与疲劳寿命预测
2.1 转向架构架有限元模型
图2为转向架构架有限元分析模型, 共计有4 618个单元, 包括4 598个板单元和20个实体单元。
2.2 循环载荷下结构的响应
转向架结构动应力响应仿真采用Simpack软件获得载荷时间历程, 经统计处理后再选取一段典型历程, 其典型性反映在该谱与整个加速度时间历程的均方值相同, 因而可以认为它能够代表整个加速度激励对构架的影响。由于构架承受多点激励, 因而每个激励点都要施加相应激励谱。应用MSC.Nastran进行响应分析后计算出关键结构部件上各个危险部位的动应力, 最后结合材料的基本疲劳性能数据进行结构寿命估算。系统载荷可以是实际的载荷、位移和加速度等等。图3为疲劳分析所用的载荷谱, 图4为数值较大两点的动应力时间历程。
最后我们选取试验分析中获得的动应力历程与相应位置处通过仿真获得的曲线图进行了比较, 结果表明两者较为吻合, 这也说明了仿真的正确性。
2.3 转向架疲劳寿命预测
综合以上的数据, 采用MSC.Fatigue对转向架进行了疲劳分析。转向架所用材料16Mn的S-N曲线的疲劳可靠度为50%。由此, 经分析后得到了转向架以循环次数表示的可靠度为50%的疲劳寿命云图, 见图5。为了获得较高的可靠度, 又根据材料试验获得的在95%可靠度下的疲劳极限将原S-N曲线作了修正, 其中20个疲劳危险点的寿命见表1。
3结束语
在国内外结构疲劳研究成果基础上和实际线路动应力测试的条件下, 提出了一种预测大型复杂结构疲劳寿命的方法, 即利用多体动力学与有限元混合法对转向架结构进行疲劳寿命仿真研究。这种方法可以在转向架结构的不同设计阶段, 特别是在物理样机生产和试验之前, 从整车系统的动态特性角度出发深入研究结构疲劳问题, 为最终解决结构疲劳寿命问题提供了一种较为系统的研究方法。
随着高速铁路技术的迅速发展, 利用疲劳寿命分析方法预先对机车车辆结构的主要零部件进行抗疲劳设计已经成为铁路结构疲劳分析发展的重要趋势之一。
摘要：以铁路客车转向架主要承载构件为研究对象, 介绍了将有限元技术应用于构件疲劳寿命分析的过程。基于MSC软件提供的结构动态响应仿真技术, 获取构架的动应力历程, 在此基础上, 进而对构架进行了疲劳分析。
关键词：铁路客车,转向架,疲劳
参考文献
[1]张永昌.MSC.Nastran有限元分析理论基础与应用[M].北京:科学出版社, 2004.
[2]周传月.MSC.Fatigue疲劳分析应用与实例[M].北京:科学出版社, 2005.
[3]王德俊.现代机械强度理论及应用[M].北京:科学出版社, 2003.
[4]N E Dowling.A review of fatigue life prediction methods[R].Society of automotive engineers, 1988.
[5]姚卫星.结构疲劳寿命分析[M].北京:国防工业出版社, 2003.
[6]曾春华, 邹十践.疲劳分析方法及应用[M].北京:国防工业出版社, 1991.
[7]周传月, 郑红霞.疲劳分析应用与实例[M].北京:科学出版社, 2005.
转向器疲劳试验台 篇3
关键词：转向架,焊接件,疲劳,疲劳极限线图
0 引言
影响构件高周疲劳寿命的因素一般主要有结构形状、尺寸大小、材料性能、表面处理、残余应力和载荷谱[1]。轨道车辆转向架、转向架装部件都对疲劳寿命有较高的要求, 一般要求疲劳裂纹只出现在足够长的产品寿命周期之后, 不存在完全失效的风险[2]。本文通过轨道车辆行业转向架部件常用疲劳校核方法梳理和总结, 提出附属装置进行疲劳校核时容易出现的问题以及应对方法, 以期更为准确地进行转向架疲劳设计。
1 两种转向架装部件的疲劳校核方法
1.1 有限元法转向架疲劳校核的流程
转向架构架必须依照相关标准要求, 进行疲劳强度计算, 而我国主要通过ORE B12/RP17提供的Goodman疲劳极限图进行校核[3]。校核流程一般如图1虚线框以外的步骤, 即先根据经验确定所需的结构及材料, 再直接采用等幅疲劳载荷加载, 然后进行有限元软件模拟, 得出该构架的应力情况, 经过对疲劳应力的后处理, 最后将这些检验应力放入标准规定的Goodman等疲劳极限线图。
由于虚线框中的载荷选取、失效准则选取、许用疲劳极限的修正等多个因素对疲劳校核具有重要的影响, 因而需要在校核过程中加强考虑, 往往由于计算者对这些因素的考虑不同, 造成结果的巨大差别。附属装置多为焊接件, 和构架采用同样的计算方法, 因此也有同样的问题。
1.2 局部应力法校核
除构架以外, 转向架装部件也存在其他多种疲劳校核的方法, 在加以分析后, 也可对焊接件的疲劳校核予以参考。
如EN 13104 2009《铁路应用轮对和转向架动力车轴设计方法》就有明确的要求:
根据各段轴径的不同, 首先计算出各段的名义正应力和名义剪切应力σn、σt, 再由σn、σt确定检验应力, 根据该段的几何外形, 选取相应应力集中系数K, 以及根据疲劳测试结果确定安全系数, 最终的判别式为:
可以变形为:
这可以理解为以σ-1及K确定的椭圆型疲劳极限线图。
2 疲劳极限线图校核的几个影响因数
2.1 载荷及载荷谱
对于载荷谱, 构架在相应铁标有严格要求, 转向架附属装置焊接件也应按标准转换为恒幅载荷组合起来, 不但要形成最恶劣的受力工况, 也简化计算。
以转向架上的天线安装支架为例, 须考虑天线及支架的重量, 由于采用的是有限元的线性计算, 因此, 只需考虑其疲劳载荷采用8个工况即可;不须考虑自重的部件, 4个工况即可 (见表1) 。
注:1g=9.8 N/kg
2.2 疲劳失效评估准则的选择
疲劳失效评估, 一般采用应力幅和平均应力放入Goodman疲劳极限线图进行考量, 超出极限线图即为失效。
式 (3) 、式 (4) 中:
σmax为最大应力;σmin为最小应力;
σm为平均应力;σa为应力幅。
在采用Goodman疲劳极限线图校核时, 应注意应力幅与平均应力的计算方法各有不同, 大体分为直接法和投影法:
1) 直接法是将计算得出的各工况最大第一主应力作为σmax, 最小第三主应力作为σmin。
2) 投影法则是以各工况的最大第一主应力作为σmax, 将其他各工况的全应力转换为与σmax共线的正应力, 最小值即是σmin。
结合图2的二向应力圆理论[5]可以看出, 直接法的结果得出的应力幅及平均应力为:
投影法计算结果为:
由此, 可知:
直接法概括了可能出现的最大应力幅度范围, 但平均应力较投影法小。但是考虑到Goodman极限线图是在应力圆直径τmax远小于应力圆到圆心距离 (σx+σy) /2的情况下才能适用, 即切应力相对较小, 拉应力相对较大, 或者反之的情况, 才能转换为单轴应力。因而, 两种方法的平均应力差别并不大。
直接法应力是以标量形式考量, 不接近疲劳裂纹应力的实际情形。投影法则客观地描述了裂纹形核处的正应力交变状态。
两种方法中, 直接法偏安全, 投影法偏准确。而直接法比繁杂的投影法更为简单, 工程上多用直接法。
2.3 疲劳极限线图的选取
材料在进行疲劳试验的时候, 通常有旋弯、拉伸、扭转等三种加载方式, 拉伸和扭转又分对称加载和不对称加载。每种加载方式下, 试件的应力变化状态也各有不同, 如旋弯和拉伸加载的构件, 承受的疲劳应力是交变拉压应力, 扭转加载的构件, 承受的是两个相互垂直的交变剪切应力, 两种方法往往由于材料属性不一样, 得到的疲劳极限都不一样, 通常所用钢材的疲劳强度。如果构件承受的是旋弯和扭转的组合应力, 将难以转换为单轴应力状态进行评估, 因而Goodman疲劳极限线图不能满足评估的要求, 而Elliptical Quadrant Criterion[7]考虑了两种应力的不同影响, 可以满足要求:
式 (5) 中:
τ为最大剪应力;σ为最大正应力;
[σf]、[τf]为许用拉伸、剪切疲劳极限。
这与式 (2) 是一致的, 只是式 (2) 中的σ-1/τ-1=2, 由此得到的极限线图更为安全。
因此, 在进行附属装置疲劳校核的时候, 需要注意构件疲劳源的应力状态到底是受剪切, 还是受拉压, 或者是组合应力:
1) 能简化为单轴应力的构件, 可用Goodman拉应力图进行校核;
2) 主要承受剪切应力, 应采用Goodman剪切疲劳极限线图校核;
3) 如果存在无法忽略其剪切应力作用的情况, 应按照式 (5) 进行强度校核。
3 焊接件疲劳校核实例
某城轨转向架ATC天线支架的结构如图3, 其疲劳强度校核过程如下:
1) 根据材料参数和几何结构建立有限元模型。建立有限元模型时, 采用实体单元, 尽量细化焊缝等结构, 准确建立约束、加载等边界条件。
2) 按照DIN 13749, 该零件的安装位置加速度约为标准值的1.23倍, 建立疲劳载荷工况如下 (表2) 。
3) 根据计算得到的应力数据, 获得8个工况的σ1、σ3, 根据前面的论述可知, 可用σ1≥2τmax判断采用何种疲劳极限图。从结果来看, 符合椭圆疲劳极限图的应力值中, 最大的一组σ1 max=27.5 MPa, τmax=[ (σ1-σ3) /2]max=17 MPa, 显然不会超出疲劳极限。因此, 只需判断单轴应力是否在疲劳极限图内。
4) 由于构件采用16Mn DR, 因而疲劳极限线图直接采用TB/T2368附录D图D3。
5) 最终结果见图4, 个别节点超出了焊缝极限线, 经检查, 这些节点都在母材上。因此, 这个结构通过了疲劳校核。
4 结语
通常疲劳预测的准确度会存在一定的偏差, 但其获得的疲劳强度校核必定要具有有用的表征作用, 而其判断的依据也都应该有理论及经验作为支持。正确校核转向架附属装置的疲劳强度, 需要合理选取有限元分析的载荷及其组合, 在后处理中, 根据其疲劳源应力状态, 正确选取校核应力及校核准则, 再选取合适的疲劳极限线图进行校核, 只有这样, 才能较为准确地确定附属装置的抗疲劳能力。
参考文献
[1]姚卫星.结构疲劳寿命分析[M].北京:国防工业出版社, 2003.
[2]Jaap Schijve.Fatigue of Structures and Materials Second Edition with CD-Rom[D]Germany:Springer Science+Business Media, B.V., 2009.
[3]TB/T 2368-2005.动力转向架构架强度试验方法[S].北京:中华人民共和国铁道部, 2005.
[4]肖守讷.动力转向架构架强度试验方法[J].西南交通大学学报, 2013, 48 (2) :199, 204
[5]刘鸿文.材料力学Ⅰ第4版[M].北京:高等教育出版社, 2004.
[6]项彬.铁路常用材料Goodman疲劳极限线图的绘制与应用[J].北京:中国铁道科学, 2002, 23 (4) :76.
[7]Gough, H.J.and Pollard, H.V., The strength of metals under combined alternating stresses[M].Proc.Inst.Mech.Engrs, Vol.131 (1935) :3-103.
转向器疲劳试验台 篇4
关键词：转向架构架,疲劳强度,优化设计,韩国
1 概述
转向架是铁道车辆极为重要的结构部件,承担着车辆运行过程中产生的各种力。轨道的几何形状、轮轨间的相互作用、悬挂系统以及零部件的转动惯量都会影响车辆的运行性能。同时,车辆高速运行时,要求转向架结构的质量应尽可能轻。所以,转向架的强度应根据UIC[1]和JIS[2]这类国际标准进行认真计算和分析,以获得理想的设计方案。过去的设计流程中,需要多次进行室内试验和线路试验,以改进样机,获得满意的设计效果,既浪费时间又耗费财力。现在,在计算机辅助工程(CAE)产品设计阶段,使用有限元(FE)分析既可降低成本,又能减少开发时间。在转向架构架设计中已经开始广泛使用FE分析方法[3,4]。
转向架在车辆总质量中占有很大比例。目前轻型车辆结构的流行是为了节约能源、节省材料。在CAE产品设计阶段,应用优化算法降低零部件质量,既可以实现轻量化的目标,又可以满足疲劳强度的限制条件。
在满足疲劳要求的前提下,减轻转向架的质量是一个典型的结构优化问题,但简单应用现有的数值优化算法无法解决这一类问题,因为无法把疲劳限制条件表示为设计变量的显式函数。
本文利用构建的转向架构架FE模型来模拟疲劳试验。所研究的转向架由焊接构架、摇枕、自导向机构、一系悬挂、二系悬挂和盘形制动系统组成。转向架构架的疲劳强度采用UIC 615-4规程“电力机车-转向架和走行装置-转向架构架结构强度试验”进行评估最优化问题包括建立减轻转向架质量的目标函数,以及如何考虑疲劳设计准则的约束条件。利用人工神经网络(ANN)逼近疲劳强度的约束函数,利用微遗传算法求解上述目标函数。
2转向架构架的应力分析
2.1转向架构架的FE模型
所研究的转向架构架是摇枕式转向架的一部(图1(a))。采用数值分析FE法评估除摇枕外的转架构架的疲劳强度。用壳单元和实体单元离散转向构架,其FE模型见图1(b)。拖车转向架构架28 251个节点、23 870个矩形壳单元和2 710个六形实体单元组成。
考虑到拖车转向架构架一系悬挂的边界情况,建立了弹簧边界单元,其刚度与一系悬挂刚度相同。拖车转向架构架的一系悬挂系统共由12个弹簧单元组成。使用的有限元软件为Altair Hyper Mesh和ABAQUS。转向架构架使用的材质为文献[2]描述的SWS490A,其材料性能见表1。
MPa
2.2 转向架构架的载荷工况和疲劳强度的评估
根据UIC规程进行疲劳分析。利用主要运营载荷工况来考察转向架构架在实际运行过程中,在各种主要作用力的综合作用下会不会产生疲劳裂纹。载荷工况考虑了转向架构架实际运行过程中将要经历的直线、曲线、侧滚和浮沉振动以及线路扭曲等不同工况。表2和表3给出了载荷种类、作用位置和载荷的不同工况。
表2中:mv——空车质量(kg);nb——转向架数目;m+——转向架质量(kg);C1——每个支座分担的旅客质量(kg);g——重力加速度(m/s2)。
由表2和UIC 615-4 规程[1],可以得出主要运营载荷(表3)。在疲劳分析中施加的载荷Fz1、Fz2、Fy、Ft1、Ft2见图1(a)。
求出每个节点在表3所示载荷工况下的应力值。 文献[5]所定义的最大应力σmax和最小应力σmin可按图2逐步得出。根据σmax和σmin,可以得出平均应力σm和应力幅值σa。
undefined;undefined
由各节点的σm和σa,可以绘出图 3 所示的Good-man图。应力幅值应符合下列表达式:
undefined
许用应力σp可由Goodman图获得,n为设计因子。表4所列初始设计的分析结果见图3。由图3可知,疲劳强度大都符合Goodman图。在焊接打磨的地方,某些节点不满足Goodman图。n的最大值为1.04。
3 转向架构架的优化设计
3.1 设计因子n的ANN确定法
疲劳强度的约束条件是用3层误差反向传播BPN神经网络近似计算的。神经网络可以很好地模拟大脑执行某一项任务或处理某一条信息[6]。本文在利用ANN方法求解问题时,充分考虑了问题本身的高度非线性。反向传播是一种通用的学习算法。
在考虑转向架构架的疲劳强度时,将设计因子n作为网络的输出参数,将侧架的上盖板、下盖板和垂向内隔板选作网络的输入参数。表4和图4给出了初始质量和各设计变量对应的初始值、上限值和下限值。首先,疲劳分析数据是由ANN方法近似计算得出的。用三水平全因子析因设计法为3个设计变量(X1、X 2、X 3)产生数据组。各参数的初始值、下限值和上限值见表4。近似模型的可靠性用3次试验数据组来验证。
BPN中所用到的特别节点是经过27次试验筛选出的最恶劣的位置(图5)。本文应用图6所示的神经网络模型近似计算各节点的设计因子。所选择的节点对应的设计因子的近似结果见表5。试验数据和疲劳分析数据间的最大误差为5.34%,可见,模型的训练是相当成功的。
3.2 优化过程中的遗传算法
遗传算法(GAs)是依据自然选择和自然遗传而建立的一种搜索算法。GA算法得出的收敛解是全局或近似全局最优的,已成功应用于各种函数最优化问题。随着群体数量的增加,GA算法毫无疑问是一种较好的解决方法。然而,群体数量大就要花费更多的计算时间来寻优。为此,Goldberg [7、8]提出串行GA(即SGA算法),与传统GAs算法相比,它可以降低群体数量。在SGAs算法的基础上,Krishnakumar [9]于1989年提出微遗传算法(μGAs)。
本文使用包含5个个体的μGA算法。算法流程图见图7。
注(1):误差
优化问题描述如下:
最小化:undefined
约束条件:
undefined
上式中:F(X)——板的质量(kg);N——设计变量的编号;A——板的面积(mm2);Xi——第i块板的厚度(mm)。SWS490A的密度ρ为7.85 g/cm3(审校者注:原文为7.85×10 kg/mm3有误)。
图8给出了μGA算法求解目标函数F(X)的优化过程,在误差<0.5%的条件下进行了3次计算。优化后的质量为0.504 t(表6)。构架质量比优化前降低了4.7%。在4862号节点处,约束条件n=1.000。最佳结果预测值和用设计变量优化后分析得出的结果值之间的最大误差为2.93%。
表7表明,ANN逼近模型的最佳值满足修正后的Goodman图,但用最佳厚度进行计算发现,在4862号节点处超出了Goodman图的范围。这是由预测和分析模型间的误差造成的。
注(1):误差undefined
4 结束语
在转向架研发阶段,用UIC规程评估了转向架构架的疲劳强度。提出了后处理的工作内容,随后解决了降低转向架构架质量的问题。
疲劳强度不满足修正后的Goodman图的设计条件。然而,进行优化分析后,转向架构架质量比原设计值减轻4.7%。优化过程中利用了BPN网络和GA算法。
参考文献
[1]International Union of Rail ways.Motive power units,bogies and running gear,bogie frame structure strengthtests[S].UIC615-4,1994.
[2]Japanese Industrial Standard.Truck frames for rail way rolling stock——general rules for design[S].JIS E4207,1992.
[3]Dietz,S.,Netter,H.,and Sachau,D.Fatigue life prediction of a rail way bogie under dynamic loads though simulation[J].Veh.Sys.Dyn.,1998,29:385-402.
转向器疲劳试验台 篇5
转向架是铁道车辆的重要部件之一, 而焊接构架作为转向架其余零部件的安装基础, 不仅要将车体重量和运行中的振动载荷传递到轮对, 还要承受连接在其上的牵引、制动与悬挂系统部件所产生的各向载荷。由于其受力状态复杂, 因此, 有必要在设计阶段对其疲劳强度进行评估。本文以某转向架焊接构架为研究对象, 通过对典型工况的有限元计算, 并用相应材料的Goodman疲劳极限图, 对其疲劳强度进行评估;利用有限元后处理程序, 将评估的结果通过安全系数和安全裕量进行直观显示。
2 焊接构架疲劳强度评定方法
疲劳强度是焊接结构在实际使用中非常重要的一项技术指标, 其影响因素主要可归结为三方面:①材料的本质——化学成分、金相组织、内部缺陷分布等;②零件的状态——缺口效应、尺寸效应、热处理状况、表面处理、残余应力等;③工作条件——载荷特征、环境介质、加载频率等。疲劳强度评估可以给出新设计的结构或者在役结构是否满足抗疲劳设计要求。进行结构疲劳强度评估需要解决两个问题, 即结构上的应力水平和许用疲劳强度。结构上的应力可以通过有限元计算或实际测试得到, 许用疲劳强度则需要通过疲劳试验得到。而通过计算发现疲劳强度的薄弱部位, 可以及时改进设计, 提高样机试验通过的概率, 从而节约产品研发的周期。因此, 用有限元模型评价关键部件的疲劳强度是可行的。
通常所用的评定机械元件的疲劳强度的方法是使用疲劳极限图进行评定, 常用的疲劳极限图主要有high图和Smith图。通常说的Goodman图是修正了的Smith图, 所以也叫做Goodman-Smith图。Goodman-Smith图是综合考虑疲劳应力幅、平均应力和材料机械性能限制的疲劳强度图, 常用于铁道车辆结构部件的疲劳设计, 如日本JIS E4207-1992铁道车辆用转向架设计通用规则、国际铁路联盟 (UIC) ORE B12/RP17货车标准, 都以该图为设计标准。我国的铁道标准也采用Goodman图来评估铁道车辆零部件的疲劳强度。
3 Goodman图的绘制方法
Goodman疲劳极限图以平均应力为横坐标, 最大、最小应力为纵坐标, 它具有形式简单、图示信息量大的特点, 能够清晰地显示疲劳极限的上、下应力界限, 直观地反映平均应力对疲劳极限的上、下极限应力以及应力幅的影响, 因此使用方便而被广泛应用。
Goodman疲劳极限线图绘制起来也很方便, 其技术关键是测定材料的强度极限σu、屈服极限σyp和对称循环下的疲劳极限σ-1N。测得σu、σyp和σ-1N后, 通过简单的几何作图, 即可得到修正的Goodman疲劳极限线图 (见图1) 。在此绘制方法的基础上, 也可以得到8节点Goodman-Smith图的8个节点的坐标值, 从而将Goodman-Smith画出, 如图2所示。
Goodman疲劳极限线图实际上是一种疲劳破坏应力包络线, 任何节点或单元应力如果处于封闭折线ABCDEFGHA之内, 表示在指定循环N次疲劳之后, 材料不会发生破坏, 否则材料都将发生断裂。为了定量反映构架各个局部的疲劳强度, 本文根据强度理论定义了安全系数和安全裕量。
安全系数定义为平均应力修正后的许用应力幅值与该结构组合工况下的当量应力 (Von mises应力) 幅值的比值, 即n=σper/σamp (1)
安全裕量定义为平均应力修正后的许用应力幅值与该结构组合工况下Von mises应力幅值的差值, 即η=σper-σamp (2)
式中, σper为平均应力修正后的许用应力幅值, 其计算公式为:
σper =σ-1× (1-σm/σs) (3)
式 (3) 中, σs为材料的屈服极限应力;σ-1为拉压循环材料疲劳极限;σm为平均应力;σamp为载荷循环下的应力幅值。显然, 安全系数大于1才能满足Goodman图所要求的N次循环材料不发生疲劳破坏的强度要求, 安全系数越大, 强度裕量越足。对于安全裕量则以大于0作为相应标准, 安全裕量越大强度裕量也就越足。
4 实例分析
4.1 焊接构架结构及计算模型的建立
应用上述疲劳强度的评定方法, 本文对某转向架焊接构架进行了疲劳强度评估。该构架采用Q345E钢板焊接结构, 主要由2根侧梁、1根横梁和2根端梁组成, 侧梁和横梁都采用封闭箱形断面, 端梁采用空心钢管结构, 构架呈下凹鱼腹型。侧梁上焊有横向减振器座、垂向减振器座, 横梁上设有牵引拉杆座及制动吊座等。中央悬挂为每侧2个钢簧。
有限元软件采用ANSYS软件, 这是一个通用的有限元计算程序, 可以进行静态、动态、热传导、流体流动和电磁学分析。该软件的解题规模比较大, 有条件建立离散单元比较小的有限元模型。构架有限元模型在Pro-E三维模型的基础上进行修改, 关键受力部位要真实反映其设计结构, 尽量减少非承载部件的影响, 对影响有限元计算的部位进行修改, 如焊缝、倒圆角、倒角等。然后把构架三维模型导入ANSYS软件, 有限元网格采用ANSYS自动离散, 对于受力复杂的部位进行人工干预, 使离散的模型更加精细, 计算结果更为准确。
整个构架采用实体单元 (solid187) 和接触单元 (conta174) 进行离散, 构架共离散成742 545个节点, 单元共计373 601个。离散后的有限元模型如图3所示。
4.2 载荷确定及约束处理
参照《动力转向架构架强度试验方法》 (TB/T2368-2005) , 构架在强度计算时须计算垂向载荷、横向载荷, 为更全面地分析构架受力工况, 计算还考虑了特殊载荷, 如牵引力、斜对称载荷、制动力、减振器作用产生的载荷。根据构架实际的受力部位施加载荷, 按照《动力转向架构架强度试验方法》的计算公式计算上述载荷。
考虑到构架支撑在轴箱弹簧支座上的特点, 在每个支撑面上建立弹簧边界单元 (COMBIN14) , 弹簧边界单元的垂向、横向和纵向刚度为一系悬挂对应的3个方向刚度;弹簧边界单元共计24个。各工况下, 构架在其他位置不再有约束。
4.3 计算工况的确定
参照TB/T2368-2005规范, 对于常规运行条件, 侧滚系数α取0.10, 浮沉系数β取0.20, 本次计算为考虑足够的安全裕量, 侧滚系数α取0.15, 浮沉系数β取0.25。共选择15种工况进行加载计算 (见表1) , 前13种工况为模拟运营工况组合, 后2种工况为超常工况组合。
(续表1)
除了表1中各工况所施加载荷外, 在计算工况11、13时, 还分别施加了运营牵引力载荷、运营制动力载荷和减振器载荷, 且这两种工况的牵引力载荷、制动力载荷和减振器载荷施加方向相反 (这两种工况将用于疲劳强度的校核) ;在计算工况14、15时, 还考虑了超常牵引力载荷, 且这两种工况的超常牵引力载荷施加的方向相反。
4.4 静强度计算结果及分析
根据上述载荷工况及有限元模型, 计算得到了各个工况的当量应力及其分布位置。在TB/T2368-2005规范规定的计算工况中, 超常载荷工况下最大当量应力为258.01 MPa, 未超出Q345E钢许用应力314 MPa的标准;运营工况下最大当量应力为175.53 MPa, 未超出Q345E钢许用应力209 MPa的标准, 构架的静强度满足要求。
4.5 构架疲劳强度计算及评估
对构架运营状态进行疲劳强度评定时, 首先求出每个节点在各工况下的最大应力σmax和最小应力σmin, 并用以下公式计算平均应力σm和应力幅值Δσ:σm= (σmax+σmin) /2, Δσ= (σmax-σmin) /2 , 由计算得到的平均应力和应力幅值, 根据Q345E钢的Goodman疲劳极限图, 推算出相应的许用应力幅值 (即平均应力修正后的许用应力幅值) , 即可以判断每一单元的应力幅值是否超出许用应力幅值。
为重现运营条件, 将运营工况11和工况13作为一组典型工况进行疲劳强度评定, 得到在这个载荷循环下, 构架的平均应力和应力幅值。使用Goodman疲劳极限图进行安全评定。为保守起见, 不考虑材料的应力状态 (拉伸或压缩状态) , 以Von mises等效应力作为评价标准。因Goodman疲劳极限图中, 负的平均应力对许用应力幅值没有影响, 使用Von mises等效应力是保守并且合理的。疲劳强度评定结果如图4～图7所示。
由以上4图可以看出, 构架各部位的安全系数均大于1, 安全裕量均大于0, 由此可以认为, 根据TB/T2368-2005标准所载明的Goodman图对构架进行疲劳强度评定的结果表明, 该构架满足疲劳强度的要求。
5 结论
(1) 用Goodman疲劳极限图对构架在典型工况下的疲劳强度进行评估, 得出的结果偏于安全, 这在工程上是可行的做法。
(2) 在产品设计阶段利用有限元模型进行关键部件的疲劳强度评估, 能够发现疲劳强度薄弱的部位, 是提高产品设计质量的重要环节。
以上评估结果为构架进一步的改进提供了重要依据。
摘要：焊接构架是铁道车辆走行部中最关键的部件, 其疲劳强度直接影响到车辆运行安全。通过对典型工况的有限元计算, 并用相应材料的Goodman疲劳强度曲线进行评估, 为产品在设计阶段提供重要依据。
转向器疲劳试验台 篇6
关键词：工程车,构架,疲劳强度,结构优化
0 引言
城市轨道交通具有运能大、可靠性高、污染小、噪声低、节能环保等优势,在日益紧张的交通压力下,现代有轨电车变得更为重要。特别是100%低地板等可通过小半径曲线的有轨电车的增多,更迫切需要研究城市轨道线路运营、维护以及牵引救援工程车辆。
转向架作为工程车的重要组成部分,其性能的好坏将直接影响到工程车的运行品质、牵引制动能力、轮轨磨耗以及运行安全性。城市有轨电车线路的最大特点是曲线多、曲线半径小,我国相关技术条件规定城市有轨电车线路曲线半径正常情况下为25m,特殊困难地段可为19m。为了更好地满足工程车运行时的稳定性、平稳性和安全性,必须要求转向架具有良好的结构性能。本文以国内首款可通过19m曲线半径的工程车转向架为例,研究其转向架构架的结构强度。
1 转向架结构及主要技术参数
1.1 转向架结构特点
国内首款可通过19m曲线半径的工程车动力转向架由构架、车轴齿轮箱、传动轴、一系垂向减振器、人字形橡胶弹簧、轮对、中心牵引销、轴盘制动装置、JC旁承等组成,如图1所示。其特点如下:(1)采用内轴箱悬挂模式,结构简单,性能可靠;(2)传动效率高,维护保养工作量小,易于维修;(3)大量采用通用化、模块化设计,零部件通用性好,质量易于保证,维护检修方便。
1.2 转向架主要技术参数
转向架主要技术参数如下:轨距为1 435mm;轴距为1 600mm;轮径为790mm;通过最小曲线半径为19m;最高运行速度为70km/h;制动方式采用轴盘基础制动装置,带停车制动;制动倍率为8.58;重量约6t;外形尺寸(长×宽×高)为(2 790×2 454×1 013)mm。
1.3 转向架构架材料及力学性能
转向架构架采用全钢焊接结构,构架板材选用符合GB/T 1591-2008《低合金高强度结构钢》要求的Q345E,其力学性能见表1。
1-构架;2-JC旁承;3-中心牵引销;4-一系垂向减振器;5-轮对;6-制动器;7-轴箱;8-传动齿轮箱
2 转向架构架强度分析
2.1 有限元分析模型的建立
构架的有限元分析模型采用空间笛卡尔坐标系,其中X轴指向车辆运行前方,Y轴垂直于线路方向,Z轴与轨道平面垂直,其正方向为竖直向上。由于除橡胶弹簧安装座、齿轮箱吊座等厚壁件外,构架为钢板整体焊接结构,故对构架上的板壳结构采用4节点壳单元Shell 63进行离散,对橡胶弹簧安装座等厚壁采用8节点实体单元Solid 45进行离散。构架结构共离散为154 597个节点,形成3-D壳单元115 781个、实体单元29 649个。轮轴与悬挂装置通过3-D梁单元Beam 188和弹簧单元Combination 14模拟,并通过MPC点接触算法模拟其与构架主结构的连接。建立的构架有限元模型如图2所示。
2.2 构架疲劳强度载荷与评定方法
根据BS EN 13749:2011标准,构架疲劳强度根据其在模拟运营工况下的结构应力进行评定。在模拟运营载荷下,转向架焊接构架主要承受垂向、横向、扭曲、制动和驱动等方面的载荷。
构架在模拟运营载荷下所承受的垂向载荷为构架所承受的垂向基本载荷Fz,并考虑车体侧滚和浮沉运动引起的载荷变化,根据作用位置的不同,构架垂向载荷分别作用在中心销和旁承上;对于两轴转向架,所承受的横向载荷Fy=0.4×0.5(Fz+m+g)(m+g为转向架重量);所承受的扭曲载荷标准规定取线路扭曲量的5‰;所承受的制动载荷按紧急制动力的100%考虑;所承受的驱动载荷按启动牵引力的1.1倍考虑;减振器作用载荷按其最大作用力的1.5倍施加。
在疲劳强度计算载荷下,标准规定应考察节点在各工况下的应力分布,从中找出最大应力σmax,并根据国际铁路联盟试验研究报告ERRI B12/RP17提供的方法确定各工况下的最小应力σmin、计算平均应力和应力幅。然后,参照ERRI B12/RP17规定,根据钢材疲劳极限图进行强度评定,节点应力值一般不得超出疲劳极限图所规定的包络线范围。
图3为抗拉强度σb≥520MPa钢的Goodman-Smith疲劳曲线。其中,a线适用于位于母材无切口效应区的测点,相当于疲劳试验结果的90%幸存概率;b线适用于位于对接焊缝或低切口效应的截面变化区的测点,相当于疲劳试验结果的75%幸存概率;c线适用于位于其他焊缝区或高切口效应的截面变化区的测点,相当于疲劳试验结果的50%幸存概率。
2.3 构架疲劳计算结果及评定
对构架模拟运营载荷工况按照BS EN 13749:2011标准进行组合计算,使用修正的Goodman-Smith疲劳曲线图对构架的母材区和焊缝区进行疲劳评估。母材区和焊缝区节点应力在疲劳曲线图中的位置如图4所示。
从图4可以看出,焊缝和母材分别有部分节点的疲劳强度没有达到要求,将没有满足疲劳强度要求的节点(疲劳强度危险点)信息列出,如表2所示。
根据表2的结果对模型进行检查,发现焊缝和母材疲劳强度危险部位分别是转向架齿轮箱吊座与横梁腹板的焊缝和齿轮箱吊座上部的母材,如图5所示。经分析可知,除驱动载荷外其他载荷均对齿轮箱吊座无作用力,因此可以判定模拟运营工况中驱动工况下构架疲劳强度没有达到要求,需要对齿轮箱吊座的结构进行优化。
3 构架结构优化及强度分析
3.1 构架结构优化
为满足设计要求,提高构架在驱动载荷作用下的疲劳强度,需要对构架疲劳强度薄弱部位进行修改。吊座承受的驱动力方向为纵向,扩大焊缝区域可提高其焊缝强度;吊座上表面母材区域疲劳强度薄弱,需要对吊座结构进行优化。考虑到齿轮箱吊杆与吊座连接位置不变及保证吊座与横梁间焊接位置等因素,对齿轮箱吊座做了如图6所示的改进。将齿轮箱吊座垂向加长,并与横梁的上下盖板焊接,在可能出现应力集中的部位进行了圆角过渡,同时保证了吊座厚度与齿轮箱吊杆连接位置不变,也满足了吊座与横梁焊缝间的工艺要求。
3.2 优化后的构架疲劳计算结果及评定
对结构优化后的构架再次进行模拟运营工况的疲劳计算。计算后母材区和焊缝区节点应力在Goodman-Smith图中的位置如图7所示,母材及焊缝安全系数最小(构架疲劳强度危险点)的3个节点的强度如表3所示。
从图7可以看出,母材和焊缝疲劳强度薄弱点均在包络线范围内,从表3也可以看出母材及焊缝危险节点的安全系数均大于1.0,因此构架结构疲劳强度满足相关标准要求,能够确保车辆安全运行。
3.3 超常载荷作用下的静强度评估
EN13749:2011标准规定载荷工况分为两类,除前面介绍的疲劳载荷工况外,还有静强度工况,即在转向架寿命过程中偶尔发生的超常载荷。构架受到的超常载荷主要包括垂向、横向、扭曲、冲击和驱动等载荷。除驱动载荷外其余超常载荷均对齿轮箱吊杆无直接作用力,为了解齿轮箱吊座优化前、后构架在超常载荷作用下静强度的变化,本文对构架在驱动工况作用下的静强度进行了分析。根据标准规定,驱动工况为在中心销处施加1.2Fz的垂向力,启动牵引力按照原载荷的1.3倍计算,驱动载荷通过力矩关系计算后施加于齿轮箱吊座。
驱动工况下的构架最大von_Mises应力值见表4,最大应力位置的应力云图如图8所示。由计算结果可知,对齿轮箱吊座优化后构架的最大von_Mises应力下降30%左右,优化后的结构更可靠。
4 结束语
采用有限元分析软件ANSYS,根据BS EN 13749:2011等标准,分别计算了齿轮箱吊座优化前、后工程车动力转向架构架的疲劳强度,并对优化前、后构架的静强度进行对比评估。计算结果表明:构架原方案的疲劳强度不能满足标准的要求,对齿轮箱吊座结构优化后,构架的疲劳强度可满足要求,超常载荷工况下的结构应力也得到较大改善。因此,优化后的构架满足相关标准要求,能够确保车辆安全运行。
参考文献
[1]严隽耄,傅茂海.车辆工程[M].第3版.北京:中国铁道出版社,2007.
[2]傅茂海,安琪,雷明波,等.SZ001型动力转向架构架结构强度分析报告[M].成都:西南交通大学出版社,2015.
[3]米彩盈,李芾.高速动力车转向架焊接构架优化设计[J].机车电传动,2005(1):46-49.
转向器疲劳试验台 篇7
1 试验台的总体结构
该试验台总体上主要由四部分组成, 即负载系统、输入系统、多自由度调整系统、卡具部分。如图1。
从整体上看, 该结构充分发挥了T型槽的优势。T型槽允许我们在一定范围内随意调整输入系统和卡具的位置, 可以测试一系列不规则的转向器。
1.1 齿条输出负载系统
该系统主要由日本伺服电机、美国park电动缸、测力传感器和位移传感器组成, 既可驱动也可负载。可以实现转向器齿条的往返移动, 并对其速度, 位置, 精度和负载力的精确测量控制 (见图2) 。
1.2 输入驱动系统
该系统主要由日本伺服电机、扭矩传感器和角度编码器组成, 以实现对测量扭矩和角度的精确测量控制如图3。
1.2.1 扭矩传感器选择及其安装
在测量转向器刚度时, 扭矩传感器经计算量程选用50Nm的。测量转向器传动效率时, 量程要选用10Nm的, 用50Nm的测传动效率的时候, 是不能保证相应的精度的。因此必须采用两个量程的扭矩传感器机构设计。如图示结构的扭矩传感器两端用波纹管涨套联轴器连接。波纹管涨套联轴器零回转间隙, 拆装方便, 而且能够径向、轴向和角向偏差。这样可以使两个量程的扭矩传感器替换使用。
1.2.2 角度测量安装位置
从结构设计上看, 把编码器放置在输出端, 减少了角度测量误差, 显得更合理。
1.3 多自由度调整系统
该系统功能:通过对输入系统输出端的四个自由度的调整:X向、XY面的旋转、XZ面的旋转、Z向以实现输入系统的输出端和转向器的输入端的对接 (X向:丝杠10的轴向;Z向:丝杠3的轴向) 见图4。
2 实验台所测项目及其工作原理
2.1 输入轴全转角
根据输入轴在两端的旋转扭矩远大于其他位置的原理设计.用工业计算机控制电机, 使电机旋转, 当电机旋转到转向器输入轴一个极端时, 扭矩传感器测量值经A/D转换后提供给PLC的数据超过控制系统中一个预定的判定值, 表明转向器输入轴已经旋转到一个极端位置。此时计算机角度编码器数值显示清零并发出一个指令并将电机反转, 当电机旋转到输入轴下一个极端位置时, 将编码器测量出的角度给计算机存储并作为最大旋转角度, 按照圈数经计算机处理后即为所测得的最大圈数。
2.2 输入轴空载转动力矩
根据某一任意时间扭矩和角度一一对应的特性设计.启动电机, 数据采集卡将将角度编码器和扭矩传感器采集到的数据经由计算机处理做成相对应的输入轴转角O-转动力矩N.m曲线图显示出来, 即为所测量结果。
1.输入系统2.负载系统3.多自由度调整系统4.工装卡具5.T型槽
1.电动缸2.减速机3.私服电机4.测力传感器5.位移传感器
1.伺服电机2.减速机3.扭矩传感器4.波纹管涨套联轴器5.nemicon编码器
1、6减速机2、7、11手轮3、10丝杠4.立柱5.升降调节板8.旋转调节板9.线性导轨
2.3 传动比特性
线角传动比计算公式:
式中:L-齿条位移距离, mm
φ-输入轴转角, (°)
irp-线角传动比, mm
利用角度和位移在任意时间内相对应特性设计., 集到的模拟信号经过数据采集器传送至计算机中, 经其按线角传动比计算公式处理之后可得所要的结果.
2.4 传动间隙特性
利用齿轮齿条啮合原理来设计.由于输入系统在减速机无通电情况下有自锁功能, 所以可认为转向器输入轴已固定.用电机带动电动缸, 使其拉动齿条位移.当测力传感器所测的齿轮齿条啮合力超过400N, 这一信号会传递给计算机, 计算机立即控制负载系统伺服电机停止, 同时计算机会将输入系统在计算机上显示的角度值清零, 并开始计数。此时将数显千分表表头接触齿条回程的一端并调零, 启动电机反转, 齿条力值大于400N立即伺服电机立即停止, 此时将输入轴的角度和千分表的读数填入测试表中即可。
2.5 传动效率特性
传动效率的计算公式:
W1, W2-分别表示输入轴的输入, 输出扭矩 (Nm)
F1, F2分别表示齿条的输入输出力, (N) irp-线角传动比, mm/°
正传动效率均方差的计算公式如下:
式中:σa-均方差值
η1……ηn-各测点的正传动效率值
η均-平均正传动效率值
n-测点总数
根据输入轴扭矩与齿条负载力可测性原理设计.驱动输入系统电机, 负载电动机不启动, 此时负载系统整体可看做一个载荷施加在齿条上.驱动后, 输入端扭矩传感器值和负载端力传感器经数据采集卡采集到计算机中, 计算机按照传动效率与正传动效率均方差的计算公式求解出最终结果。
参考文献
[1]QC/T29096-1992.汽车转向器总成台架试验方法[S].