动车组转向架构架

2024-06-22

动车组转向架构架（精选7篇）

动车组转向架构架篇1

近年来, 我国交通建设速度十分迅猛, 特别是动车的建设与发展成果在近来十分显著, 为人们的日常出行带来了极大的方便。而动车生产过程中, 动车组转向架构架的加工具有十分重要的地位, 是动车组生产中的核心内容之一。因此, 需要重点对动车组转向架构架的整个加工流程中需要注意的要点进行研究, 探讨加工过程中的重点内容, 才能够更进一步推动我国动车建设的发展。

1动车组转向架构架的加工工艺分析

1.1加工流程概况

在本研究中, 选取了我国东部某著名机车车辆生产企业进行分析, 以其动车组转向架构架的加工经验为基础, 展开相应的分析。而在整个加工过程中, 需要对加工阶段进行简要的划分, 才能够让加工工作更为科学化与系统化, 如图1。

如图1所示, 便是整个动车组转向架构架技工的流程概况, 图中共有三个板块, 其中第一个板块为工艺分析阶段。该阶段也可以视为加工的准备阶段, 包括了结构分析、工装设计以及设备选择等, 这在下文会详细提到。第二个板块为工艺流程确定, 即设计较为详细的加工工艺。第三个板块是实际的加工工艺应用, 通常根据实际加工的具体情况需采取不同的应对措施。在确定了加工准备、工艺流程设计以及工艺实施三个阶段的内容之后, 才能够更好地完成下一步的后续加工工作。

1.2加工准备

加工准备阶段主要是进行动车组转向架构架方面的相关结构分析以及材料设备选择等一系列工作, 并为后续加工流程的完成打下良好的基础。首先, 转向架构架的结构分析。通常构架结构呈现“H”型行, 结构材料与交接模式为焊接钢结构, 包括了纵梁、横梁、以及周围的空气弹簧和焊接附件, 在合格的构架中, 焊接钢结构通过一次装夹加工的方式完成焊接组装, 硬度控制在HB180以下, 构架结构具有较为良好的加工性能。其次, 要对工装设计标准进行简单的规划, 比如四个工艺基准孔的孔径大小为100mm, 并且定位基准块位于同一个平面上, 在设计时需要考虑到实际加工中的装夹时间, 尽量设计使用液压压紧的方式进行加工。最后, 在设备选择方面, 主要是根据企业自身的加工需求以及加工水平基础, 选择最合适的相应设备。比如在该企业中选用的便是设备便是一日产的交换工作台, 尺寸为长5m, 宽2.5m, 龙门通过尺寸为3.3m, 主轴的转量可以达到4 000r/min。该设备属于目前动车转向架构架加工中较为先进的一个型号, 可为加工水平的提高打下较好基础。

1.3工艺流程设计

通常, 动车组加工需要对工艺流程进行较为详细的设计, 按照系统的流程实施工艺, 才能够最大程度地保证加工质量。特别是对于动车转向架构架这种产品体积大, 要求质量高, 需加工的部位较多的情况, 更需要对工艺流程进行适当的分散化设计, 从而充分利用生产资源, 实现高效率、高质量加工。从前到后, 主要的加工流程包括了工艺划线、基准定位、正装加工、反装加工以及尺寸检验等等, 而在此过程中所使用的设别则包括了划线仪、龙门铣、五面铣以及三坐标机, 需要实际加工中各流程工作人员之间的协调合作。

2动车组转向架构架的工艺实施

2.1工艺文件编写

在实际的加工中, 需要对设计中的工艺文件等数据信息通过数控设备进行编写, 从而让加工的数据得到全方面的输入, 包括了基本加工步骤、基准定位信息、坐标系信息、程序基准信息等等, 这些信息的编写是后续加工进行的必要条件。

2.2程序分析加工参数

通过所编写的一系列加工信息, 通过数控程序进行加工参数的进一步分析, 对刀具结构、加工尺寸、加工精度、空间结构以及主轴转速等详细的各方面加工参数进行分析与微调。比如在该企业的加工过程中, 通过程序分析, 由于空簧孔径需到60mm, 孔深需到110mm, 就需要根据该参数对加工中的刀具结构进行较好地微调与设计, 才能够满足空簧孔的加工需求。而在通过程序进行加工参数分析的同时, 还可以刀具为核心, 对加工的工艺顺序进行合理的调整, 从而避免刀具的频繁更换, 保证加工效率。

2.3数控程序的具体编写

在当今对动车组转向架构架的加工中, 实现对加工的控制主要是以数控程序为载体, 因此对数控程序的具体编写与对加工的控制息息相关。通常, 程序的具体编写视实际的构架加工参数以及加工质量需求而定, 除此之外, 需要对之前的工作准备进行再一次的检验, 避免工艺控制以及工艺参数上存在遗漏现象。并且, 需要考虑到系统通用程序代码以及二次开发程序代码的一致性, 以便于在实际的生产加工过程中能够更加方便控制, 做到加工控制的实时性、准确性以及稳定性。

2.4数控程序检验与加工初试

不管是软件完成编程还是人工完成编程, 在正式开始构架加工时均需要进行数控程序的全面检验, 确保程序设计与工作的正常。并且, 需要在实际的工艺生产中通过首件试切的方式来对加工设备的工作情况进行检验。比如通过进行试切工作, 可以对刀具的实际加工尺寸有更为直观的了解, 方便后续批量生产的调整与完善。而如果在首件试切的过程中, 发现存在程序瑕疵、刀具不适、工艺纰漏以及工装不合理等现象, 便可以通过PDCA (即全面质量管理活动) 进行相应的优化, 让动车转向架构架的加工工艺更为高效、合理, 并且能够保证构架的高质量完成。PDCA循环通过计划、执行、检查、修正等几个主要阶段, 完成一个检查完善环节, 多个检查环节组成PDCA循环, 在当今的整个动车生产中有着十分广泛的应用。

3结语

随着当今交通科技的飞速发展以及人们对动车交通需求的日渐提升, 动车组转向架构架加工这种精细化、繁杂化的工作也将步入更高的台阶。换言之, 只有确保动车组转向见的精细化和繁杂化工作无误, 我国动车组才能更为符合交通发展的需求, 实现可持续发展。

摘要：动车组转向架构架的加工是一个精密、庞大、严谨的工程, 需要在分析、设计、准备、实施等多个方面来完成对构架加工质量的保障。对动车组转向架构架的研究成为了当今动车发展过程中十分重要的一项内容。动车组转向架构架加工水平的高低更直接影响着整个动车组质量的保障。该文就动车组转向架构架的加工工艺分析作为基础, 针对动车组转向架构架的工艺文件编写、程序分析加工参数、数控程序的具体编写以及数控程序检验与加工初试等工艺实施展开论述, 以期能为该领域的进一步研究提供一些粗浅的参考。

关键词：动车组转向架构架,动车加工,加工工艺

参考文献

[1]胡光忠, 肖守讷, 柳忠彬.基于广义模块化的转向架构架可重构设计方法[J].制造业自动化, 2013 (22) :123-127.

[2]周治军, 陈翠梅, 闫志新, 等.出口孟加拉米轨动车组转向架构架制造工艺研究[J].城市建设理论研究:电子版, 2013 (7) .

[3]荆志勇, 马思群.CRH5动车组转向架焊接构架优化设计[J].铁道机车车辆工人, 2009 (1) :25-28.

动车组转向架构架篇2

1 我国转向架的结构

1.1 我国的动车的结构的标准化

我国的动车属于自主研发的科技,同时也是符合我国动车发展规律的。更是按照我国动车轨道设计的,所以与美国、日本等国家的高铁系统不同,我国采用独立自主的技术规格。因此将美国、日本的高铁放在中国的轨道上,动车结构寿命极低。将中国的列车放入其他轨道上效果是同样的,因为我国的轨道的动车是配套的,所以不怕他国盗取我国自主研发得知识产权。而各个国家根据不同的设计其转向架构的形式也各不相同。在架构的使用中,因为动车的速度在250km/h以上,同时列车的质量大,造成架构的受力极大,同时转向结构还与动车的多个结构有关,直接关联的结构有,列车的转向、制动、动力系统,也间接的影响着列车行驶噪音等环节。我国的动车转向架具有标准性,因为我国全部的动车几乎都是同样的设计思路,在动车的转向结构构架都是由同一家公司生产制造的,所以标准化非常方便,同时质量因素也较好控制,但是出现的问题也比较严重过于的标准化,如果一辆动车被发现在转向系上有故障,就会造成全线的列车停车检修,严重的阻碍了动车的运营。

1.2 我国的转向框架结构

我国的动车框架结构分为两种标准形式,一般高速以及特快高速。对应的分别为250km/h以及350km/h,因此的动车转向框架的研究上也分为了两个方向。同时均是采用我国自主研发的技术。同时保证整车都是由我国自主研发的,用时设计列车所有技术软件也是自主研发,防止信息被窃取。我国的动车采用的是动拖这样的动力配置方法,该系统主要的就是采用大功率元件作为传动接应装置。因此在转向架结构中采用是模块化的设计理念,转向架的机构主要是采用无摇转向架,这就保证了零件的疲劳可靠性较高,但是这样就会增加转向架的刚性需求,在转向架的两天选择道路上,我国选择的是不动式,这样能良好的抵御疲劳,但是这就会对材料的要求更高,提高了转向架的造价,但是在低噪音、节能、可靠性的优点方面,承受更高的价格是合理的。同时这样的结构被用于我国高寒高铁得使用上,有着更重要的效果。我国正在着手于高纬度高铁的建设,我国其中从哈尔滨通向齐齐哈尔的轨道已经运行,另外我国正在建设通向新疆和西藏等高寒地区动车轨道,在寒冷的条件下,一些机械零件的工作状态会发生变化,所以高寒列车和轨道是动车发展的最前沿领域,而相对制约发展的就是转向架的问题。

2 转向结构的研究分析方法

研发“中国标准化动车组”动车转向架构架进行疲劳可靠性研宄,并对构架结构危险部位进行优化改进。本文研究内容主要包括以下六部分:

2.1 构架有限元模型的建立

以长春轨道客车股份有限公司设计开发的动车转向架构架为研宄对象,在构架结构二维图纸的基础上,应用三维建模软件,建立构架的几何实体模型。在充分了解构架特点和材料力学性能的基础上,采用有限元软件建立构架有限元模型,并叙述构架结构网格划分方式与单元类型。

2.2 基于标准的构架疲劳可靠性研究

借鉴国际铁路联盟和欧洲车辆技术标准,依据《客车车辆一动车转向架一走行装置一转向架构架结构强度试验》和《铁路应用一轮对和转向架一规定转向架构架结构要求的方法》,确定构架载荷大小和施加位置。利用大型有限元计算软件对构架进行有限元仿真计算,分析构架的静强度和疲劳强度,依据疲劳极限图对构架关键部位进行疲劳强度评价。

2.3 基于规程的焊接接头疲劳强度研究

借鉴德国焊接学会焊接接头设计评估标准,依据《轨道车辆钢接接头设计和疲劳强度评估》以及《铁路应用一铁道车辆及部件焊接一第部分设计要求》标准,利用通用有限元计算软件对构架进行有限元仿真计算,结合焊接接头形式对典型辉缝区域进行疲劳强度评估。对烤接构架强度评估方法进行研究,结合计算结果对比分析不同的疲劳评价方法。

2.4 基于线路试验程序载荷谱的构架疲劳可靠性研究

根据与中国标准动车组转向架构架同族的转向架长期跟踪测试数据,得到时速公里速度级的动车组转向架垂向、横向、纵向等试验程序载荷谱。将线路试验程序载荷谱作为输入载荷,利用软件进行有限元仿真计算,分析构架关键部位疲劳可靠性。

2.5 转向架构架模态分析

根据模态分析理论,采用有限元软件对动车转向架构架整体进行计算求解。通过对动车转向架构架模态的研宄,分析构架在某一频域内各阶模态振型及其频率,以评定其动态特性能否满足设计要求,进而为转向架结构的合理设计提供有效验证,并为进一步的结构优化提供依据。

2.6 转向架构架局部结构优化改进

根据转向架构架强度分析结果,选取应力值较大的定位转臂座和齿轮箱吊座作为研宄对象进行形状优化,选取超常载荷下最恶劣的工况,以应力值为目标函数建立优化的数学模型,利用有限元前处理软件中接口模块对构架局部结构优化计算,结合优化结果建立研宄对象的三维模型,根据标准对优化后的局部结构进行强度校核与对比分析。

3 结论

在我国动车发展过程中,转向架作为动车的重要零件,因为在工作中载荷大,工作作用大而经常被研究和探讨。转向架的质量问题一定程度决定了动车的整体质量问题,转向架的质量受到设计、原材料、以及工作环境的多重影响。在设计中我国采用自主研发统一标准的设计,在设计时采用自主研发的高科技软件进行模拟,确保设计的合理。在原材料方面,我国的动车的制造标准是原材料方面的顶尖水平,在原材料的使用中,不仅保证原材料质量得到保证,对其淬火工艺等也有标准化的管理。在高寒区域的使用,也是我国动车的重要发展方向。

参考文献

[1]赵洪伦.轨道车辆结构与设计[M].北京:中国铁道出版社,2009.

[2]张曙光.高速列车设计方法研究[M].北京:中国铁道出版社,2009.

牯牛降转向架构架受力分析计算篇3

牯牛降转向架是一种让单轨列车在高架的专用轨道上行驶的游乐观光设备, 主要是由转向架构架、传动部分、导向轮组成和安全轮组成等组成。而转向架构架又是转向架的关键零部件, 是承载和传力元件, 也是转向架其它各零部件的安装基础, 因此要求转向架构架能够承担足够的载荷, 以保证设备的正常运行和安全可靠性。其中, 转向架构架主要是由端梁组成、大梁组成、小梁组成和横梁组成等部件组成, 其主体部分主要是由6 mm厚的钢板 (材料为Q345B) 焊接而成。

1 转向架构架受力分析

转向架构架由于是单轨游览车的主要承载结构。在列车运行情况下, 主要承担着列车的垂向、横向、纵向和倾覆力等各种载荷:一是来自车体的重量和最大积雪情况下的垂向力、构架的重量、减速电机的重量及其输出的转矩载荷、制动装置的顶升或制动载荷等垂向载荷;二是在车辆通过弯道时, 来自导向轮施加的弯道向心力和转向力等横向载荷;三是来自车体和构架自身的纵向牵引载荷;同时, 安全轮由于偏载、风载、弯道引起的车体倾覆力。

2 转向架构架受力计算

2.1 转向架构架计算基本参数

(见表1)

2.2 转向架构架受力计算

车体、乘客和最大积雪施加的垂向力为13 456 N, 车体的最大牵引力 (紧急制动时) 为301 N, 减速电机安装扭力杆座施加的一对最大垂向力为2089.3 N, 制动装置所承受的作用力分别为2251 N和5101 N。

转向架构架在过弯道时, 单个导向轮承受的综合最大力为3610.9 N, 安全轮由于满载引起的倾覆力为686N, 安全轮由于偏载引起的倾覆力为2086 N。

3 转向架构架强度分析计算

3.1 构架有限元计算模型

基于ANSYS有限元分析软件, 建立了构架有限元计算模型。根据构架的结构特点, 构架采用四面体网格中的Patch Independent法进行网格划分。

3.2 载荷施加与约束

垂向载荷以集中力形式加载于构架悬挂弹簧座底板边缘的节点上;车体牵引载荷以集中力形式加载于构架悬挂弹簧座的节点上;倾覆力以刚性连接形式远程加载于构架安全轮支架安装座的节点上;离心力和转向力以集中力形式加载于导向轮安装座的节点上;制动装置的作用力以集中力形式加载于构架制动处的节点上;构架自重通过整体地球加速度加载于转向架构架上;构架牵引载荷以惯性载荷的方式施加在构架上;减速电机重量和扭力驱动载荷以集中力方式施加在构架的扭力杆套上;在轮对安装的空心轴轴承安装处施加垂向、横向和纵向位移约束。其中, 网格划分见图2, 构架计算模型的边界条件见图3。

3.3 计算结果应力变形云图

基于对转向架构架受力分析和ANSYS软件对其构架在以下组合工况进行有限元受力分析。工况1:在风速为15 m/s的环境下, 车辆偏载以最高速度 (10 km/h) 通过线路最小弯道半径 (12 m) , 并在弯道上紧急制动停车。工况2:在风速为15 m/s的环境下, 车辆满载以最高速度 (10 km/h) 通过线路最小弯道半径 (12 m) , 并在弯道上紧急制动停车。在此两种工况下的应力应变云图见图3~图6。

4 结论

从计算结果可以得知:转向架构架在受力最大的工况下最大应力约为91 MPa, 位于端梁和大梁的圆弧过渡处, 最大变形量为1.48 mm, 重要焊缝处最大应力为51.6MPa, 由于转向架构架安全系数:n=470÷91=5.2>5, 重要焊缝安全系数:n=470÷51.6=9.1>5。

其中, 根据有限元技术分析可以得出重要焊缝位置最大应力σ为51.6 MPa, 最小应力为49.6 MPa。焊缝材料强度等效于Q345B, 其疲劳极限强度σ-1为273 MPa。所以重要焊缝安全系数:n=470÷51.6=9.1>5。根据《第一重型集团标准焊缝强度计算》, 交变载荷需要在弯曲疲劳极限许用应力σ-1上加上降低系数r=1/ (1.33-0.33×pmin/pmax) , 其中pmin和pmax是最小和最大焊缝作用力 (绝对值) , 代入时带正负符号, r≤1。将焊缝的应力值代入计算得:r=0.99。所以S=273×r/51.6=5.2>1.3。

由以上计算结果可知, 转向架构架的强度及其焊缝强度满足标准GB8408第4.5.2条的要求, 焊缝疲劳强度安全系数满足标准GB8408第4.5.3.1条的要求, 为无限寿命。这为后期的合理设计与优化提供了数据依据。

摘要：介绍了牯牛降单轨车转向架构架的结构特点, 对其转向架构架进行受力分析和有限元分析, 并对其受力分析计算结果进行后期处理。

焊接构架式转向架弹簧分析计算篇4

1 弹簧计算分析

1.1 弹簧设计计算参数

车辆自重W为16.8 t;载重G为60 t。

1.2 基本计算公式

弹簧旋绕比

弹簧曲度系数

弹簧簧径

弹簧有效圈数

弹簧总圈数

弹簧自由高

弹簧压并高度

弹簧节距

弹簧螺旋角度

弹簧疲劳强度校核公式

弹簧高径比

2 弹簧强度校核

2.1 外圆弹簧校核计算

单个外簧最大载荷为28 224 N, 最小载荷为10 290 N。

外簧旋绕比

外簧旋绕比满足4≤C≤16条件。

外簧曲度系数

由于该弹簧损坏后将对整个转向架有重大影响, 故应适当降低许用应力, 取许用应力

验算簧径

根据结果计算得出, 外簧直径为32。

可得外圆弹簧的有效圈数

符合GB/T 1358弹簧尺寸系列, 则外簧总圈数为

计算外簧自由高

外簧压并高度

则外簧压并形变量为

外圆弹簧的形变量为55, 小于fb, 满足要求。

验算外簧螺旋角度

外簧螺旋角度满足5°≤α<9°条件。

验算外簧疲劳强度

取τ0=471,

取最小安全系数Smin=1.1~1.3。

则S≥Smin满足该载荷下疲劳强度要求。

计算外簧极限载荷, 取τlim=0.5Rm=785, 取安全系数S=1.2。

则τs=785/1.2=654。

极限形变量

极限形变量为79.37<fb故满足要求。

校核稳定性, 外簧高径比

两端回转情况下b≤2.6故满足稳定性要求。

2.2 内圆弹簧校核计算

单个内圆弹簧

内簧旋绕比

内簧旋绕比满足4≤C≤16条件。

内簧曲度系数

由于该弹簧损坏后将对整个转向架有重大影响故应适当降低许用应力。

取许用应力

验算簧径

根据结果计算得出, 内簧直径为32。

可得内圆弹簧有效圈数

符合GB/T 1358弹簧尺寸系列。

则内簧总圈数为

计算内簧几何尺寸

内簧自由高

内簧压并高度

则内簧压并形变量

工作形变量为35.5<fb故满足要求。

验算内簧螺旋角度

内簧螺旋角度满足5°≤α<9°条件。

验算内簧疲劳强度

取τ0=471,

取最小安全系数Smin=1.1~1.3。

则S≥Smin满足该载荷下疲劳强度要求。

计算内簧极限载荷

取τlim=0.5Rm=785, 则τs=785。

极限形变量

极限形变量为59.9<fb故满足要求。

校核稳定性:

内簧高径比

一端固定、一端回转情况下b≤3.7故满足稳定性要求。

2.3 弹簧总形变量计算

外簧刚度k1=505.6, 内簧刚度k1=529;空车载荷Fk=10 290, 重车载荷Fz=47 038.8, 载重载荷Fh=36 748.8。

空车时考虑外圆弹簧刚度及空车弹簧压缩量

车体满载时考虑外簧与内簧总刚度, 重车弹簧压缩量

弹簧总压缩量:外簧为55.5, 内簧为35.5。

3 结束语

动车组转向架构架篇5

有2种方法可以提高列车速度。第一种方法是采用高速列车。用这种方法必须修建具有改进平面线形(即大曲线半径)的新铁路。所以采用这种方法会非常昂贵,并且还要额外占用宝贵的土地。第二种方法是采用现有线路。在列车通过曲线时,使车体向内倾斜,从而减小乘客遭受的侧向力和侧向加速度。配备这种车体倾摆系统的列车在现有线路上运行速度通常能提高20%～25%,并且无需降低乘坐舒适度[1,2,3]。所以,许多国家已经开始重视摆式列车的开发。摆式列车在诸如意大利、西班牙、德国、瑞典、英国、日本等国已得到成功应用。

在韩国,目前还没有摆式列车。韩国铁路研究所(KRRI)正在开发韩国的摆式列车。韩国摆式列车的目标是提高湖南线、长项线和军港线等常规线路的速度,因为这些线路曲线线路较多[4],这些线路适合运行摆式列车,可以提高速度并缩短旅程时间。

轨道车辆的转向架必须支承车体质量并控制轮对正确走线,以满足列车在直线轨道上平稳运行和在曲线上具有良好的曲线通过性能,且对轨道磨损小,这2个相矛盾的要求。目前,对常规轨道车辆转向架构架强度评定进行了研究[5,6]。然而,很难查到关于摆式列车转向架构架的研究文献。总的来说,摆式轨道车辆转向架必须在小半径曲线非常苛刻的条件下运行,并且还要承受车体质量运动产生的不平衡负载。

目前,有好几个关于常规转向架构架的强度评定标准,例如:KS R9210、JIS E 4207[7]和UIC 615-4[8]。然而,还没有关于摆式列车转向架构架的标准。

本研究通过分析研究和静态试验,对韩国摆式列车转向架构架的疲劳强度进行了评定。首先,根据车体的摆动,运用多体动力学分析计算出动载荷。然后,将由UIC标准和动力学分析获得的组合载荷工况,用于转向架构架的有限元分析和静态试验,采用Goodman图评价疲劳强度。

2 韩国摆式列车

韩国摆式列车的设计速度是200 km/h。由于列车配有车体主动倾摆系统,使其在曲线上能维持较常规列车更高的速度,同时还不损害乘客的乘坐舒适度,从而可以缩短旅程时间。摆式列车的组成见图1。为了提高运营效率和编组的灵活性,列车由单元组成(1个单元由1辆拖车和2辆动车组成)。韩国摆式列车的主要参数见表1。

在韩国摆式列车的转向架上安装了摆枕,用来支承和摆动车体。车体质量通过连杆作用在转向架构架的横梁上。转向架构架和摆枕间的倾摆作动器产生倾摆力矩,使车体产生倾摆(图2)。转向架倾摆机构采用四连杆系统。转向架构架是通过焊接钢箱的形式来完成的(图3),其中包含了2个侧梁、2个横梁和2个作动器座。侧梁和横梁是一个封闭箱型结构,由上下盖板、内外侧板与箱内的垂向筋板焊接而成,其中上下盖板厚14 mm,内外侧板厚12 mm,垂向筋板厚9 mm。牵引杆座、摆杆座和制动吊座焊在横梁上。作动器座焊在侧梁内侧,抗蛇行减振器座焊在侧梁外侧。转向架构架是由SM490A钢制成的,材料特性见表2。

图4阐明了车体摆动时倾摆连杆的相对位置。图4(a)展示了车体在正常位置时倾摆连杆的相对位置。作用在转向架构架的力的方向与连杆的方向是一致的,这是因为车体的质量是通过连杆传递给转向架构架。在正常位置(无倾摆状态),左右倾摆连杆相对于垂直轴倾斜 23°。因此,合力FL可以分解为y和 z方向的FLy和FLz。当车体倾斜到+8°时,左连杆和垂直轴之间的角度增加到45°,而右连杆和垂直轴的角度则减少到5°(见图4(b))。那么, FLy和FLz增大,而FRy和FRz减小。另外,为了使车体倾摆,作动器产生力Fact。当车体倾斜到-8°时,其趋势与车体倾斜+8°相反(见图4(c))。

3 有限元分析和静态试验

3.1 静载荷

本研究中,静载荷工况采用在UIC 615-4规定的主要运用载荷工况。主要运用载荷工况用于验证在运营期间遭受的主要力联合作用下不会产生疲劳裂纹。这些载荷工况是由转向架构架受到的不同载荷情况组成,包含在直线轨道运行、曲线通过、侧倾和跳动影响,以及轨道扭曲等。载荷组合由表3所示的17种工况组成。轨道扭曲产生的力对应于在5‰轨道扭曲量的线路上运行作用在车轮上的力。表3中的Gi表示轨道扭曲产生的力加在何处。

3.2 倾摆产生的动载荷

除了转向架构架的常规载荷组合外,还要确定车体倾摆产生的动载荷工况。对动载荷,需要额外考虑以下因素:

(1) 由于倾摆,质量通过车轴从一个车轮传到另一个车轮。

(2) 高速通过曲线时产生的未平衡离心力。

(3) 机电式作动器产生的供车体倾摆的驱动力。

为了研究由于倾摆而产生的动载荷,运用ADMAMS 软件,采用多体动力学分析来计算动载荷[9]。运营中最严酷的运行条件是在小半径S形曲线上运行,最大未平衡的横向稳定加速度为2 m/s2、最大倾摆角速度为4 (°)/s、最大倾摆角度为8°。将以上条件用于动力学分析。用于仿真的轨道几何形状由2个300 m的圆曲线和4个长75 m、超高100 mm的过渡曲线组成。列车速度采用100 km/h,对应于2.0 m/s2未平衡的横向稳定加速度。曲线半径和倾摆角度的轮廓见图5。

图6展示了多体动力学模型,其中包含:1个倾摆机构、2个二系悬挂、2个横向减振器、2个横向缓冲止挡和车体。因为动力学分析的目标是获得作用在倾摆连杆上的连接力,所以没有考虑轮轨之间的相互作用。而对由倾摆作动器、倾摆连杆和摆枕组成的倾摆系统进行了详细建模(见图6)。为防止车体出现不切实际的现象,在转向架横向缓冲止挡和车体止挡之间施加了接触约束。驱使车体倾斜的力由作动器产生。图7展示了用动力学分析计算获得的连接力的时间历程。从

图 7 可以看出,当车体倾摆到+8°,右侧连接力达到最大值;当倾摆到-8°,达到最小值。左侧连接力则呈现相反趋势。在+8°最大倾摆位置,作用在左右连杆的合力比为2.37,在-8°最大倾摆位置,作用在左右连杆的合力比为2.10 。左右连杆力的差异是由倾摆连杆的旋转、沿曲线半径向外的未平衡横向加速度以及车体重心的转移引起的。表4列出了根据动力学分析结果得出的动载荷载荷组合,将动力学分析得到的合力与作动器力和轨道扭曲产生的扭曲力组合在一起。

3.3 有限元分析

基于转向架构架的结构特点,对转向架构架采用壳单元和实体单元进行网格划分。使用ABAQUS软件进行有限元分析[10]。侧架、横梁和所有隔板均划分成四边形壳单元(ABAQUS的S4单元)。牵引杆座、抗蛇行减振器和连杆划分成实体单元(ABAQUS的C3D8I单元)。因此,转向架构架被划分为56 823个节点和50 821个单元。考虑到转向架构架安装在轴箱的橡胶弹簧上,因此,运用弹性边界单元建模,单元刚度与100 kgf/mm的一系悬挂刚度相同。图8显示了在表3的工况1下,转向架构架的应力分布情况,出现了几个应力集中区。在转向架构架的顶部,应力集中区主要位于侧架与横梁的交叉区域。底部最大应力区位于倾摆作动器座附近。

3.4 静态试验测试装置

图9展示了静态试验的测试装置。试验中采用了5个液压作动器。对于FR和FL垂直方向的分力,采用2个100 t的作动器施加,作动器安装在倾摆连杆座上。对于横向分力,采用2个50 t的作动器施加。倾摆作动器力由1个25 t作动器提供。为了安放转向架构架,制作了4个假轴箱,并将它们与焊接在转向架构架上的一系悬挂座连接在一起。假轴箱能够沿与车轴平行的轴转动,并允许纵向移动。

根据有限元分析结果,主应力方向已知的部位布置单向应变片,其他位置布置三向应变片(应变花)。图10显示了转向架构架顶部、底部和侧面应变片的粘贴位置。布置了13个单向应变片和12个应变花,共25个。在图10中,S和R分别表示单向应变片和应变花。图11展示了施加在倾摆连杆座上的垂向力和横向力的载荷时间历程。载荷施加两次。每次载荷按0%→70%→100%的顺序进行施加,第一次加载是为了消除结构内应力。记录第二次加载的试验数据。

对表3和表4规定的23个载荷工况进行了静态测试。记录了每个测点每个载荷工况的应力。利用测试结果,按以下程序确定最大主应力σp max和最小主应力σp min[11]:

(1) 计算表3和表4中每个载荷工况的主应力值和主应力方向;

(2) 选定出现最大主应力值σp max的载荷工况,确定主应力方向;

(3) 将其他载荷工况下获得的应力转换到上一步获得的应力方向上去;

(4) 确定最小主应力值σp min;

(5) 平均应力σmean和应力幅Δσ是按下式定义:

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4 试验结果和结论

表5列出了在表3载荷工况1下5个应力集中点处所测得的应变和应力。应变花1-4布置在侧架和横梁的交叉区域。应变片14贴在底部倾摆作动器座周围。最大主应力和最小主应力分别出现在应变片14和应变片2上。在应变片2的Von-Mises应力最大。在表3中载荷工况1下,侧架和横梁连接处与侧架上倾摆作动器座焊接处是薄弱点。试验结果与仿真分析具有较好的一致性。

表6显示了根据ERRI B12 RP 17报告[11]规定的程序,计算得到的最大主应力、最小主应力、平均应力、交变应力,以及最大应力和最小应力所在的载荷工况。表6的结果是从表3中17种载荷工况下的合成应力计算得来的。在表6中,括弧中的数字表示表3中规定的载荷工况。最大主应力出现在表3载荷工况12应变片14上。最大平均应力和交变应力也出现在表3载荷工况12和工况7组合应变片14上。表7展示了表3和表4组合载荷工况下的计算情况。除了3、4、13和14这几个应变片外,表7的计算结果与表6是一致的。在这些测点,静载荷与动载荷组合在一起。图12展示了表6和表7结果的Goodman图。从图12可以看出,动载荷和静载荷组合工况,比纯静载荷工况稍严峻。但是,所有点均位于焊缝特性曲线下,因此,转向架构架满足疲劳安全性要求。

5 结论

本研究运用分析研究和静态试验,对韩国摆式列车转向架构架的疲劳强度进行了评定。采用有限元法对应力集中区进行了计算。通过分析可知,在转向架构架顶部应力集中区位于侧架和横梁的交叉区域。底部最大应力区位于倾摆作动器座附近。

最大主应力出现在倾摆作动器座附近的应变片14上。所测得的应力分布与计算结果有相同的趋势。所有应力均位于Goodman图焊缝特性曲线下,因此,转向架构架满足疲劳安全性要求。

摘要：运用仿真分析和静态试验,对韩国摆式列车转向架构架的疲劳强度进行了评定。

关键词：转向架构架,疲劳,评定,韩国

参考文献

[1] Pearson JT,Goodall RM,Pratt I.Control system studies of an active anti-roll bar tilt system for railway vehicles[J].Proc Inst Mech Eng 1991,212:43-60.

[2] Forstberg J.Motion-related comfort in tilting trains VTI Rapport 449A,2000.

[3] Koyanagi S,Okamoto I,Fujimori S,Terada K.An active tilting system for railway cars[J].JSME Int J 1989,32(2):316-322.

动车组转向架构架篇6

ZLB080 型转向架是南车株洲电力机车有限公司为马来西亚安邦线自主设计的铰接式轻轨转向架, 该转向架分为动力转向架和非动力转向架, 本文主要介绍动力转向架构架的结构设计及疲劳强度分析。构架是转向架骨架, 它是转向架的各零部件的安装基础, 承受和传递车体到轮对之间的垂向力、牵引力及制动力等, 因此, 构架结构设计的好坏直接影响到行车安全。ZLB080 型动力转向架构架主体是由低合金高强度钢板焊接而成的H型结构, 由两根鱼腹形侧梁和两根箱型结构的中间横梁组成。构架采用轻量化设计, 动车构架质量不超过1. 2 t, 设计寿命为30 年。图1 为动力转向架构架三维模型。

2 构架结构设计

构架的结构设计主要受其他零部件的安装位置及轴重的影响, 构架强度必须满足要求, 同时兼顾构架重量, 该构架为整体焊接结构, 构架的设计和焊接按照EN 15085 焊接体系的要求进行, 并进行了焊接工艺评定。

2. 1 制动器座

该转向架基础制动采用轴盘制动, 每转向架装有两个制动器, 制动器通过顶部吊挂的方式安装在构架上, 制动器座采用焊接性能优良的G20Mn5 材料铸造而成, 制动器座嵌入横梁内部, 相对与构架中心成斜对称布置。

2.2牵引座

该转向架采用双拉杆牵引方式, 牵引座承受牵引、制动与冲击等载荷, 因此, 受力复杂。该转向架牵引座为厚板加工而成, 质量较轻, 相对与构架中心成斜对称布置在构架侧梁上, 牵引座与侧中间上盖板及一系簧座间采用对接焊缝连接, 使焊接接头更为可靠。牵引座的具体安装位置由动力学及强度分析确定。

2. 3 电机悬挂座

电机采用刚性全悬挂方式安装在电机悬挂座上, 电机悬挂座由电机悬挂上座和电机悬挂下座组成, 电机悬挂上座由厚板加工而成, 结构简单, 焊接在横梁上盖板上, 电机悬挂下座由高强度低合金钢板折弯而成, 焊接在横梁下盖板上, 电机悬挂上座与电机悬挂上座之间焊有筋板。电机安装尺寸通过构架整体加工保证。

2. 4 横向止挡座

横向止挡为箱型结构, 横向止挡座板为两块16 mm的钢板, 两钢板间设有加强筋并与横梁相连, 为防止冲洗构架时凹槽积水, 在横向止挡的加强筋上设有小孔。

2. 5 横向减振器安装座

该转向架设有两个横向减振器, 减振器一端安装在横向减振器座上, 另一端与摇枕下的横向止挡相连接。横向减振器座为钢板加工而成, 在靠近安装孔的位置焊有加强筋, 提高了减振器座的强度。

3 构架强度分析

ZLB080 型转向架构架静强度及疲劳强度计算载荷工况主要依据国际铁路联盟标准UIC615 - 4《动力车—转向架和走行部—构架结构强度试验》、欧洲标准EN13749《铁路应用—转向架构架要求的规定方法》和马来西亚安邦线延长线技术合同确定。构架强度分析使用ANSYS12. 1 有限元软件进行, 构架有限元模型如图2 所示。

3.1构架疲劳强度评定

3.1.1计算载荷

动力转向架焊接构架疲劳强度计算载荷工况主要依据国际铁路联盟标准UIC615 - 4、欧洲标准EN13749 和标书规定确定。在正常运营载荷状态下, 主要考虑以下计算载荷及载荷工况。

1) 满载状态下作用于每侧梁的垂向静载荷。

2) 每台转向架承担的横向载荷。

3) 扭曲载荷: 转向架的扭曲载荷与在车轮平面上5‰的轨道扭曲相对应。

根据UIC615 - 4 标准对构架主要运营载荷的规定将构架主体疲劳强度计算划分为17 个载荷工况, α = 0. 1, β = 0. 2。表1 给出构架疲劳强度计算的载荷组合。

3. 1. 2 疲劳强度评定方法

根据UIC615 - 4 和ERRI B12 /RP17 提供的疲劳强度的分析方法, 对构架结构进行疲劳强度计算。在结构强度有限元分析中, 每个节点的平均应力、应力幅和应力比的计算表达式为:

式中

σmax-节点应力循环的最大等效主应力;

σmin-节点应力循环的最小等效主应力。

不同的应力循环特性对应的许用应力取值不同。根据构架疲劳强度有限元分析计算结果, 确定构架在各工况载荷作用下每个节点的应力变化规律, 可以近似地评价焊接结构的疲劳强度。

为了确定每个节点的最大等效主应力是否超出许用应力值, 需找出每一节点的应力比, 从图3 中查出相应的许用应力值, 与该节点的最大或最小 ( 绝对值最大) 应力值比较, 如果节点的最大应力值或最小应力的绝对值小于许用应力, 则该节点的疲劳强度满足设计要求, 否则, 该节点区域在构架运行过程中出现疲劳破坏, 需改进该处的结构设计。

3. 1. 3 疲劳强度计算结果

对于工况1 ~ 17, 选取构架上应力较大的所有节点, 计算出这些节点在17 个工况下最大及最小应力值, 按第3. 1. 2 节给出的方法计算出各点的应力比及极限应力, 将应力比及极限应力导入Moore-Kommer-Japer疲劳曲线, 如图4 所示。计算结果表明疲劳强度满足要求。

4 结语

参照UIC615 - 4 规范, 对马来西亚安邦线动车转向架构架进行了有限元强度分析, 结果表明:

1) 在模拟运用载荷作用下, 通过对构架所有节点17 种载荷工况的分析, 动车转向架构架各节点的应力幅值均不超过材料和焊缝的Goodman疲劳极限图, 满足疲劳强度要求。

2) 构架上主要各安装吊挂座能够满足疲劳强度设计要求。

参考文献

[1]上海铁道学院主编.车辆强度计算理论[M].北京:中国铁道出版社, 1981:126.

[2]赵建民.转向架构架的强度分析与可靠性评价[J].机车车辆工艺, 1992 (4) :14.

动车组转向架构架篇7

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:

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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。