机械转向装置（精选7篇）
机械转向装置 篇1
多轴重型全挂车,是专门用来运输整部分大件或者大型设备的一种平板车。其被广泛应用在水利工程、土建施工、电力工程等施工领域。由于多轴重型全挂车具有可拼接性与模块性,所以它可以运载超重或者超尺寸的货物。对挂车使用机械液压转向,能够达到全轮转向的目的。并且转向过程中要尽量的减少轮胎的平行滑动,避免造成不必要的磨损或者由轮胎滑动引起的一系列恶性事故。为达到这种设计目的,本文将以5轴线重型全挂车的转向装置设计为例,建立相关的模型并对模型求解和检验,以确保模型具有实用性。
1 机械液压型全轮转向装置的大体构造
在对多轴重型全挂车的转向装置进行优化设计前,我们首先应该详细了解该转向装置的大体构造。只有了解了基本构造,才能设计出符合实际的转向装置。
通常意义上来说,转向装置是由转向油缸、转向横(纵)拉杆、转向控制板以及悬架臂等多种结构构成。同时相应的转向性装置也是由其固定的轴进行固定的,其相应的固定轴上所出现的梯形是一个正转式梯形,其后边是反转型梯形。不管是正转的梯形还是反转的梯形都是对实际的车轮来说的,如果和车轮的实际转向的一致的就是正转型梯形,反之则为反转梯形。而整辆车的转向操作是通过转向架来进行总体操控的,再由转向纵拉杆以及转向控制板和转向横拉杆来驱动各个悬架臂,以保障所有的车轮都按照需要的转角进行偏转。假如车的轴数繁多的话,可以尝试用牵引杆带动的机械转向机制同液压随动机制配合起来进行全轮转向,只有这样才能真正达到机械转向以及车辆的转向同时进行的最终目的。对车辆的实际转向来说其主要分分为多种形式,分为随动式转向以及主动性转向等状态。而所谓的主动性转向来说就是相应牵引车的转向和相应挂车的转向是完全分开的进行的,通过人工来操作液压转向系统。随动转向恰恰相反,是牵引车与挂车进行的联动转向,驾驶员只需对牵引车进行调整与控制即可。
2 转向装置与动力学探索
以五轴线重型全挂车为例,假使要减小轮胎的磨损以及轮胎的滑动,就要保证相同轴线上的车轮必须要相交在一个固定的点上。所以在对转动的实际装置进行力学的分析的时候,是完全可以采用相应的假象装置来进行真实车轮的想象。进行简单明模型的建立,同时当相应的车轮和短轴车轮相等时,当量的车轮和主销车轮是完全相同的。此时,相应的转向车轮应对称性,因此就要对转向的中心轴进行仔细的研究就可以了。
3 转向装置的优化模型
在研究转向装置的优化模型时,我们将从模型的建立入手,然后给出解决优化模型的具体方法。
3.1 转向装置优化模型的建立
首先,我们可以建立一个关于转向的半径差的模型。即:cotη1=(r-D/2)/L1
cotμ1=(r+D/2/)L1,其中,η1是指第一轴线上的内侧车轮转角,μ1是指第一轴线上的外侧车轮转角,r为转弯的半径,D为车架两边的纵梁中心线的距离,L1为第一轴线开始到转向中心轴线的距离。同理,对应的转弯半径分别为:
考虑到多轴车辆转向时只能有一个转向中心,所以,理论上内外侧的车轮在转弯转弯半径的误差应该趋近于零。由以上式子可得转弯半径差为:
当挂车进行转向时,控制板每更换一个值λ,对于不同的i轴线就会得到一个不同的ΔR,结合实际情况有0≤λ≤45°,这样我们可以建立一个关于内外车轮转弯半径差加权和的优化函数:
考虑到现实问题,θ,b,c是变量,其他的为参数。优化的目的就是求Δr.weight(λ)的最小值。
除上述方式外,还可以建立车轮转角的差的加权和的优化模型。方法同上述方法类似,只不过将半径差换成角度差。在此笔者不做详细介绍。
3.2 求解转向装置的优化模型
对于优化模型的求解,笔者应用的是复合型的优化算法,对车轮的转弯半径差与转角差的加权进行求解,使用VB语言对相关程序进行编写。除此之外,优化算法还具有一定的检验功能。液压悬梁与横向拉连接的悬架臂l3常取600毫米,转向控制板与控制轴线的距离K常取450毫米,相邻轴距Li常取1600毫米,D常取2020毫米。通过对转弯半径及转角差的加权的求解,得出obifun明显小于原定转向机构的对应值。由于差值与优化效果成反比,因此,充分的说明优化模型达到了理想的效果。为了检验优化结果的准确性,还需对目标函数进行求解并算出车轮转角和优化前后的实际转角的差的绝对值的和。最终得出,目标函数的解小于原数据,并且相应的绝对值之和也明显小于原数据。由此可见,优化模型是有效的,并且优化设计符合生活实际。
4 结语
综上,本文通过对转向机构动力学关系式的分析,由此建立起相应的优化模型,并运用复合型的优化算法,对模型进行了优化求解,通过求解得出优化模型在一定程度上改善了车辆的转向性能,有效的减少了车辆在运输大型物件过程中的车轮磨损程度,延长了车轮的使用寿命。并在一定程度上对于半挂车的转向优化设计,以及低平板挂车的转向优化设计起到了一定的借鉴作用。在一定程度上,提高了多轴重型挂车的转向安全。
参考文献
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水稻新型转向装置的研制 篇2
关键词：农业,水田机械,转向装置,研制
1 研制背景
我国是个农业大国光水稻种植面积0.3亿hm2左右, 居世界第二位, 总产量2.04亿t, 居世界第一位, 黑龙江省种植水稻继玉米之外第二大粮食作物。2012年全省水稻总产量为2 171.2万t, 2013年全省水稻种植面积达到400.6万hm2, 比上年增加18.53万hm2, 水稻总产量达到2 220.5万t。
为满足水稻不断增长的种植需求, 国内外生产水田机械厂家及公司以各种各样产品投入市场, 相继引进了以日本洋马、玖保田为代表的国际先进水平的四轮驱动座式水稻插秧机, 其特点:四轮驱动, 秧箱液压升降, 马力大, 速度快, 插秧效率为0.33~0.47hm2/h, 工作可靠, 主要适用于大面积作业, 其缺点为价格高, 在我国推广应用受到一定的限制。国内生产的2ZZA-6型普通水稻插秧机、延吉产的9356型水稻插秧机以及山东、浙江等省也相继生产出同类型的水稻插秧机。基本达到了省工、高产、整机价格适中, 插秧效率0.13~0.2hm2/h, 缺点是作业效益偏低。其主要原因是操作转向与合垄时费力直接影响了作业效率。针对这一问题对普通型插秧机转向机构进行了设计研制, 此机构结构简单, 调整方便、操作少力, 降低了劳动强度。近几年由于劳动力的短缺严重制约着在高峰期难以将秧苗插入农田中, 使水稻产量又难以提高。因此提高作业效力降低人的劳动强度, 是本研究项目关健所在, 它大大缓解了插秧受季节性要求强的矛盾, 为水稻的高产期盈得时间, 该装置的研制将代表和推动国产水稻机械向新型转变的标志, 是当前稻作机械科研工作的当务之急。
2 基本结构及工作原理
2.1 基本结构
水稻新型转向装置主要由5马力柴油机、柴油机支架、方向盘组合、齿轮轴、24直齿轮、17直齿轮、10-17直齿轮、10齿轮、内齿轮圈、行走箱下箱体、行走箱上箱体、水耙轮、工作部组成 (参见图1) 。
2.2 工作原理
柴油机的动力通过三角皮带传至新型转向装置, 由新型转向装置将动力分为两部分, 一部分动力通过直齿轮传递驱动水耙轮, 另一部分动力通过锥齿轮输出轴和万向节组合传给工作部, 分别由工作箱内梯形螺杆、移箱轴等部件配合完成横向分插次数为18次、纵向送秧距离为20mm的动作;再由工作箱内传动轴及链箱中的链条驱动栽植机构完成插摆栽植动作。当行走到地头合垄或转弯时, 旋转方向盘组合带动齿轮轴上24直齿轮与相啮合的17直齿轮, 17直齿轮轴把旋转力传给同轴的10齿轮并带动内齿圈转动, 而内齿圈联接在行走箱下箱体, 行走箱下箱体通过内部锥齿轮相对行走箱上箱体转动, 实现了行走箱上箱体不动, 行走箱下箱体带动水耙轮实现合垄及转弯动作。
3 特点
1) 该装置:结构简单、操作灵活、省工省力、在降低劳动强度的同时提高了作业效力。
2) 根据水田的作业情况行走时水耙轮可采用单驱和双驱, 以满足不同作业条件的需求。
3) 方向盘角度可调节, 操作自如方便。
4) 新型转向装置上、下行走箱体可分体转动, 省工省力降低劳动强度的同时减少了各部件的磨损, 提高了作业效率。
5) 经济性好、适合国情。
1.5马力柴油机2.柴油机支架3.方向盘组合4.齿轮轴5.24直齿轮6.17直齿轮7.10-17直齿轮8.10齿轮9.内齿轮10.行走箱下箱体11.行走箱上箱体12.水耙轮13.工作部件
参考文献
叉车转向盘位置调整装置的改进 篇3
该旋转轴结构如图1所示,由专用螺栓1、弹簧垫圈2、仪表架上的转向盘固定支架3和转向盘上的固定支架4和尼龙垫5组成。固定支架3、4与专用螺栓1、弹簧垫圈2一起支撑转向盘,并可围绕专用螺栓1轴心旋转,以调整转向盘前、后位置。由于要保证专用螺栓1、弹簧垫圈2、仪表架固定支架3、转向盘固定支架4以及尼龙垫5之间能相对运动,所以它们之间并不需要夹紧。
图1中标注的1 mm尺寸为专用螺栓1紧固之前相关零件之间的自由状态间隙,紧固后该间隙消失(图2中也有类似标注)。在将专用螺栓1拧紧后,专用螺栓1、弹簧垫圈2、仪表架固定支架3、转向盘固定支架4、尼龙垫5便紧固在一起。紧固专用螺栓1拧紧力矩高达49 N·m,这使得调整转向盘时摩擦力矩较大。
1.专用螺栓2.弹簧垫圈3.仪表架固定支架4.转向盘固定支架5.尼龙垫
1.专用螺栓2.平垫圈3.仪表架固定支架4.转向盘固定支架5.尼龙垫圈
由于该摩擦力矩比较大,造成转向盘前、后调整比较困难,为此需要对旋转轴结构进行改进。改进后既要保证专用螺栓1与螺母的拧紧力矩,又要消除仪表架固定支架3、转向盘固定支架4以及尼龙垫5之间的摩擦阻力。
改进后的旋转轴结构如图2所示,由专用螺栓1、平垫圈2、仪表架固定支架3、转向盘固定支架4以及尼龙垫圈5组成。
图2中专用螺栓1的凸台直径大于固定支架4的孔径,将专用螺栓1紧固后,便能够保证平垫圈2、固定支架3和尼龙垫圈5在图2所示8.5 mm尺寸范围内的不被挤压。正是由于平垫圈2、仪表架固定支架3和尼龙垫圈5之间的摩擦阻力非常小,从而使得调整转向盘位置时,仪表架固定支架3与转向盘固定支架4之间的摩擦阻力较小。
机车转向架牵引装置对比研究 篇4
机车转向架牵引装置是连接转向架与车体的重要部件, 传递轮轨间相互作用产生的牵引力和制动装置产生的制动力。牵引装置既要保证机车正常运行时不对转向架与车体的相对运动造成干涉, 同时也要适应机车曲线通过时车体相对转向架的转角。
1 两种不同的牵引装置结构
牵引装置 (一) 主要由牵引杆1、牵引杆2、三角撑杆3和销轴4等组成, 如图1所示。牵引杆1水平布置在牵引电机下方, 两端通过销轴分别与构架牵引梁和三角撑杆相连;牵引杆2为对称结构, 呈倾斜状态, 连接车体牵引座的一端高于连接三角撑杆的一端, 牵引杆2两端装有橡胶关节以适应机车车体与转向架之间的相对运动, 同时起到吸振降噪的作用;三角撑杆通过两支座吊挂在构架前端梁上。
1, 2.牵引杆3.三角撑杆4.销轴
牵引装置 (二) 主要由单牵引杆和压装在牵引杆端部的橡胶关节组成。牵引杆采用箱形焊接结构, 并在梁体中间布置有筋板以获得足够的强度和刚度。为了降低牵引点的高度以获得较高的黏着重量利用率, 牵引杆从牵引电机下部通过, 同时为了保证机车运行时牵引装置与牵引电机之间有足够的间隙, 牵引杆采用折弯的结构, 如图2所示。
2 牵引装置强度和稳定性分析
利用ANSYS软件分别建立有限元分析模型, 并采用相同的载荷条件, 即牵引装置在承受转向架5g载荷冲击下, 对其强度和稳定性进行分析。
2.1 牵引装置 (一) 强度分析
三角撑杆由撑杆及三角撑杆体两部分组焊而成, 撑杆由16Mn DR锻造而成, 三角撑杆体则由ZG20Si Mn铸造而成, 其性能指标见表1, 应力云图如图3。
MPa
由图3可知, 三角撑杆计算最大应力为476 MPa, 满足材料抗拉强度极限。
牵引杆1和牵引杆2都采用锻件, 材料为42Cr Mo, 其性能指标见表2, 应力云图如图4和图5所示。
MPa
由图4和图5可知, 牵引杆1计算最大应力为641 MPa, 牵引杆2计算最大应力为496 MPa, 因此, 牵引杆1和牵引杆2都满足材料抗拉极限强度。
车体牵引座采用锻件, 材料为C级钢, 其性能指标见表3, 应力云图如图6。
MPa
由图6可知, 车体牵引座计算最大应力为568MPa, 满足材料抗拉极限强度。
2.2 牵引装置 (二) 强度分析
单牵引杆全部由16Mn DR钢板组焊而成。根据GB3531《低温压力容器用低合金钢板》、《机械工程材料性能数据手册》以及国际焊接学会《焊接接头与部件的疲劳设计》, 其材料的机械性能见表4, 应力云图如图7。
MPa
由图7可知, 单牵引杆计算最大应力为356 MPa, 满足材料抗拉极限强度。
2.3牵引装置 (一) 稳定性分析
牵引杆的两端装有关节, 为了安全, 稳定性计算时将牵引杆两端定位方式简化为铰支结构, 其压杆失稳的临界载荷计算式为
式中:Pcr为压杆失稳临界载荷;L为压杆两端铰支点的中心距;Ix为截面惯性矩;E为材料弹性模量。
计算得出牵引杆的临界载荷Pcr1=2 343 k N, Pcr2=2 912 k N。每转向架的启动牵引力Fqql=285 k N。每转向架的最大冲击力 (5g) 为Fcj=5×30×9.81=1 471.5 k N。
由计算结果可以看出, 牵引杆1和牵引杆2的失稳临界载荷大于其承担的最大冲击载荷1 471.5 k N, 因此牵引杆1和牵引杆2是稳定的。
2.4牵引装置 (二) 稳定性分析
如图8所示, 稳定性计算时将牵引杆两端定位方式同样简化为铰支结构, 在受到轴向力F作用时, 还受到横向力Q的作用。
单牵引杆横截面的最小惯性矩:
单牵引杆横截面面积
转向架5g冲击下, 单牵引杆受力情况如下:
根据《材料力学》[4]可知:
可用欧拉公式计算该牵引杆的临界压力, 其失稳临界压力为Pcr=π2EI/ (μL) 2=3.141 592×2.1×1011×1.79×10-5÷[ (1×3.559) 2×103]=2 934.37 k N。
综上所述, 牵引杆在转向架5g工况下稳定性安全系数为
因此单牵引杆满足压杆稳定性要求。
3 结语
文中两种牵引装置其车体端和构架端具有相同的高度, 结构上存在差异, 经过计算可知, 两种牵引装置其强度和稳定性都满足要求。因结构差异导致两种牵引装置名义牵引点高度不同, 因而机车黏着重量利用率各异, 且牵引装置 (一) 的黏着重量利用率要高于牵引装置 (二) , 但后者结构简单, 生产和制造成本低, 维护方便。总之, 从机车黏着重量利用率的角度出发, 建议采用低牵引点高度的牵引装置 (一) , 只有在满足机车黏着重量利用率的前提下, 才选用牵引装置 (二) 的结构。
参考文献
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无摇枕转向架辅助导向装置的研究 篇5
在提高铁道车辆的曲线通过速度时, 必须考虑随着速度的提高, 轮轨横向力也会随之增大[1]。过大的轮轨横向力将引起钢轨的磨损, 并可能导致车辆脱轨。以往, 为降低轮轨横向力曾提出多种措施[2]。当车辆在曲线上运行时, 使轮对转向以扩大外轨侧轴距, 同时缩小内轨侧轴距, 使车轮沿着曲线的切线方向前进, 以这种措施降低轮轨横向力的转向架称之为径向转向架。
径向转向架大致可分为自导向式、半迫导向式及迫导向式。自导向式一般采取的措施是把轴箱的纵向刚度适当优化 (例如使轴箱纵向定位刚度降低一些) , 优化过程中兼顾转向架的曲线通过性能与蛇行运动稳定性[3]。自导向式的优点是能用最简单的结构构成径向转向架, 但缺点是降低轮轨横向力的效果有限。迫导向式则利用作动器驱动轮对, 以恰当地控制轮对的冲角。虽然迫导向式转向架降低轮轨横向力的效果最大, 但是, 当存在某些因素致使控制装置失效时, 则有可能产生逆导向动作 (审校者注:即过导向, 下文同) , 一贯注重安全性 (可靠性) 的日本铁路至今尚未应用这种迫导向方式。半迫导向式转向架的原理是, 车辆在曲线上运行时, 通过改变转向架与车体间的几何位移, 以及通过改变曲线通过过程中的超离心加速度等物理量, 利用机构实施轮对径向。利用机械拉杆传递转向架与车体间的相对转角, 给轮对提供转向角方式的迫导向转向架已经实用化, 能有效降低轮轨横向力[4]。但是, 该种迫导向转向架存在以下缺点:转向架结构复杂, 转向架制造成本及维修成本高, 此外, 转向架质量有所增加。
基于上述背景, 对不使转向架结构复杂化, 同时又能保证安全性的导向装置进行了研究。该导向装置是无摇枕转向架上已大量使用的辅助导向方式, 一方面维持轮对本身具有的自导向功能, 同时又限制了最大轮轨横向力, 通过补充和修正导向力, 从而提高车辆的曲线通过性能, 称其为辅助导向装置。一旦形成逆导向时, 能在确保安全性的范围内, 限制导向力的上限值, 从而可以确保导向控制的安全性 (可靠性) 。在研制辅助导向装置时, 注重避免转向架机械结构及控制装置的复杂化, 以尽可能用简单的结构组成径向转向架。下面介绍辅助导向装置的机械结构, 以及在铁道综合技术研究所专用试验线上的基础性试验结果。
2 辅助导向装置的机械结构
2.1 试验用转向架
对无摇枕转向架施加旋转导向力时, 可以采取2种方式, 即在车体和转向架构架间安装作动器 (利用作动器主动控制转向架构架) , 为转向架构架在旋转方向上提供导向力;以及在转向架构架和轴箱间提供轮对导向力, 使轮对沿曲线中心方向滚动。本文根据作动器结构力求简单的要求, 对在转向架构架和轴箱间安装作动器施加辅助导向力的导向装置进行了研究。
近年来, 转向架轴箱定位装置大多数采用拉板式和圆锥层叠橡胶式[5]。本次试验用转向架则采用单拉杆式。若对单拉杆式转向架中的单拉杆赋予作动器的功能, 则可以方便地在转向架构架和轴箱间施加导向力, 从而能够在较小的改动范围内构成辅助导向转向架。此外, 与拉板式转向架相比, 单拉杆式转向架的拉杆由于并不承担轴箱的横向定位力, 因此, 无需使作动器承载伴随轴箱横向位移而引起的弯曲力矩, 这是单拉杆式转向架易改装成辅助导向转向架的一大优点。图1为辅助导向试验用转向架的外形, 黑色圆圈内为处于安装状态的单拉杆。
2.2 通过曲线时的几何学研究
为确定辅助作动器的基本技术参数, 从几何学角度研究了轴箱纵向位移与转向架所通过的曲线半径之间的关系。在各种曲线半径的曲线上运行时, 为使车轮旋转方向面向曲线切线方向, 根据试验用转向架的轴距, 计算了必要的内、外轨侧轴箱的纵向位移。计算过程中, 假定内、外轨侧两轴箱完全反向移动, 并且轮对不会因作动器产生力而发生额外偏转。图2给出了曲线半径和轴箱纵向位移之间的关系。
在设计辅助导向装置时, 注重结构方面的简易性, 兼顾在仿真计算中降低轮轨横向力的效果, 将最大导向行程限制到理想径向位置的。图2所给出的轴箱纵向位移为内、外轨两侧轴箱反向移动时的位移。单侧轴箱如产生图2中一半的位移, 则同一转向架的2条轮对均占据径向位置, 故称之为导向行程。另外, 考虑到辅助导向装置主要应用于商业运营中的小半径曲线上, 当车辆以比均衡速度高的速度在曲线半径R300 m～R400 m左右曲线上运行时, 其重点是降低轮轨横向力。根据以上分析, 可认为单侧作动器行程如能达到3 mm, 即可实现有效的径向功能。但是, 本次运行试验在铁道综合技术研究所专用试验线上进行, 为了确认通过曲线半径R100 m的曲线时是否也有降低轮轨横向力的效果, 通过变更作动器内部结构, 在设计方面确保作动器最大行程可以达到10 mm。
2.3 辅助作动器的结构
辅助作动器使用橡胶囊作为气动作动器, 设拉伸方向为一方向, 并赋予导向力。在单拉杆的两端插入橡胶套筒, 橡胶套筒产生的刚度与轴箱弹簧纵向刚度之和构成单拉杆式转向架轴箱的纵向定位刚度。由于替代单拉杆的辅助作动器成为轴箱纵向定位装置, 当控制系统失效及橡胶囊损伤时, 无法保证轴箱的纵向定位刚度, 直接影响到转向架的运行稳定性。因此, 提出的应对方案是, 与橡胶囊并列地设置弹簧, 在对弹簧施加预压力的状态下构成作动器。
图3为内置作动器的单拉杆的内部结构。作动器处于非工作状态时以及控制系统出现故障时, 预压缩弹簧将发挥作用, 形成与通常的单拉杆同等大小的轴箱纵向定位刚度, 故转向架的运行稳定性不会出现问题。也就是说, 通常运行时, 弹簧被施加的预压力大于单拉杆承受的纵向作用力。不进行控制时, 可避免作动器由于外力作用而伸长;作动器工作时, 施加了预压力的弹簧会进一步压缩, 进而使作动行程伸长, 虽然预压缩弹簧会对作动器产生的力带来损失, 但是, 从安全性的观点来看, 可以认为该结构是合理的。表1给出了作动器的主要技术参数。
用上述辅助作动器替代单拉杆, 安装到各轴箱定位装置上进行运行试验。在圆曲线段上运行时, 使外轨侧的2个作动器伸长, 以扩大轴距, 从而使轮对呈“八”字形转向, 内轨侧作动器则维持现在的行程, 通过拉杆两端的橡胶套筒的柔度确保自导向特性。作动器的气压控制阀采用比例阀, 该阀利用上一级给出的目标内压力与实际内压力的偏差, 借助机构进行压力控制。
2.4 导向控制用控制装置
对2种辅助导向用控制装置进行了研究, 即使用地面数据的预见控制方式以及使用内部传感器的独立控制方式, 并分别进行了试验。
2.4.1 预见控制方式的控制装置
预见控制方式是摆式车辆上已成功应用的一种控制方式[6], 即通过检测ATS地面传感器识别出车辆绝对的运行位置, 脉冲计数器从速度发电机读取脉冲, 进行距离累计, 从而判断出当时车辆的运行位置。
将之应用于导向控制, 实现方式是从当前的运行位置首先读出曲线信息, 做成与线路形状相吻合的转向控制曲线控制导向。与独立控制方式相比, 预见的转向控制由于能应对作动器的动作滞后等问题, 因此控制上较好实现, 通过导向曲线的最优化, 在缓和曲线入口段也会有降低轮轨横向力的效果。但该控制方式需要建立轨道 (线路) 数据库及运行位置的参照点。长期运用时, 需要对控制装置维修。此外, 运行位置的检测过程中存在误差时, 有可能会错误地实施导向控制。实际应用时, 需要增加车辆间的通信功能, 致使该装置的规模增大, 成本也会上升。
预见控制用的车辆绝对位置检测点, 是通过在地面侧设置反射板, 用车上的光电开关检测出反射板的地点, 并以该地点为基准进行导向控制。距反射板的运行距离是按如下方式计算的:将速度发电机脉冲分频, 并累积1 m脉冲。关于导向控制的目标曲线, 是根据预先得到的轨道信息, 将按1 m间隔离散化的压力控制曲线搭载在导向控制装置中。
图4为预见控制用控制装置的结构以及气压控制系统的结构。该控制装置使用搭载了实时操作系统的工业用计算机 (含A/D-D/A转换器及数字输入、输出装置) , 用LAN连接其他的计算机监视控制装置。作为导向控制曲线, 考虑到气动作动器存在动作滞后, 从开始发出指令时, 加入与可控摆式车辆的作动器目标值同样生成方式的阶跃增益, 阶跃增益的优化值通过在运行试验中改变高度加以确定。
2.4.2 独立控制方式的控制装置
独立控制方式使用摇头角速率陀螺仪和加速度传感器等与外界无机械接触的传感器, 根据传感器采集的信号生成导向曲线。由于原理上不是一种前馈系统, 故伴随着信号检测后的数据处理, 控制装置将发生控制滞后, 不过, 通过充分利用传感器的信号, 可望实现滞后较小的控制功能。传感器的价格较为便宜, 维修也不麻烦。此外, 在不具备装设轨道数据设备的线路区间, 预见控制方式的导向控制是无法实施的, 而独立控制方式具有不限定运行区间的特点。但是, 一旦传感器失效, 就会输出错误的控制指令, 因此, 必须通过其他途径, 诊断传感器的完好性及导向控制的正常性。
独立控制方式根据车体摇头角速度信号与车辆运行速度, 实时检测车辆运行位置处的曲率, 对应于所得到的曲率, 依次决定目标导向控制压力。但像缓和曲线段这种情况, 随着运行位置的变化, 为补偿因曲率增减导致的作动器的动作滞后, 在结构上所采取的措施是, 即使与曲率的变化率有关, 也能够根据恒定的评价加权函数来调整控制压力。也就是说, 将分别对于曲率及曲率的变化分量给出的规定的增益之和, 作为导向控制目标值, 控制作动器所提供的作用力。图5为独立控制方式的控制装置结构及气动控制系统的结构。导向控制装置的硬件结构与预见控制方式的硬件结构基本相同, 但车辆的运行速度则由测速发电机处理装置得到的信号加以确定。
无摇枕转向架的导向控制, 一般以降低在圆曲线上运行时的轮轨横向力为主要目的, 从进入缓和曲线段开始至到达圆曲线段, 如果能完成恰当的导向工作, 则有利于降低轮轨横向力。因而, 考虑到实际运用情况, 将来的无摇枕转向架的辅助导向装置极可能会采用独立控制方式。但是, 为了评价恰当的导向控制目标值, 对控制目标较为自由的预见控制方式也进行了试验。
3 仿真计算结果
3.1 辅助导向仿真
利用数字仿真方法求出了车辆通过曲线半径R200 m～R600 m的圆曲线时所产生的横向力状况。仿真分析是在只有外轨侧轴箱强迫3 mm位移的状况下, 利用车辆1位轮对外轨侧产生的轮轨横向力求出相当于圆曲线段上运行时的平均轮轨横向力。在计算逆导向工况时, 只迫使内轨侧轴箱产生位移。图6为随着控制条件的不同, 平均轮轨横向力的变化情况。由图6可知, 即使在各种曲线半径的曲线上运行时, 利用辅助导向控制都可降低轮轨横向力。在R300 m的曲线上运行时, 有望降低30%左右的平均轮轨横向力。此外, 由于控制失效等原因导致逆导向时的轮轨横向力增大情况, 其规律是通过曲线半径越大, 横向力增大越多。如果限制最大导向行程, 则可认为轮轨横向力仍处于对转向架运行安全性并无影响的水平。
可控导向转向架出现最大故障的条件, 可认为取决于通过维持逆导向状态的曲线段或者道岔时的情况。因此, 设计上要求考虑导向机构的安全性, 根据期待导向控制效果的曲线半径, 通过机构限制辅助作动器的可动行程。
3.2 增大作动器行程的效果
以铁道综合技术研究所专用试验线为例, 设定曲线半径为R100 m, 作动器最大行程为10 mm, 进行了相应的仿真分析。其他参数与3.1节相同, 车辆的运行速度为20 km/h。图7给出了辅助导向带来的平均轮轨横向力的变化情况。随着曲线半径的减小, 要取得同样的降低轮轨横向力的效果, 作动器的行程要随之增大。由图7可知, 即使在R100 m的圆曲线上, 如能确保作动器行程为10 mm, 则轮轨横向力也可望降低约14%。在逆导向状态下, 之所以轮轨横向力上升较少, 可认为是轮轨间的横向蠕滑力接近于饱和状态导致的。
4 铁道综合技术研究所专用试验线上的试验结果
4.1 运行试验概况
将辅助导向转向架组装到试验用车体上, 在铁道综合技术研究所的试验线上进行了运行试验。试验用转向架是非动力转向架, 故利用牵引车进行推进和牵引运行。图8为试验车辆的外观, 图9为转向架构架与轴箱之间安装的辅助作动器与试验用转向架的外观。试验用转向架的1位轮对为新型连续式测力轮对[8], 利用连续式测力轮对测出曲线通过过程中产生的轮轨横向力, 评价辅助导向控制的效果。运行试验是在轨道整备状态较好的曲线半径为100 m的曲线上进行的。试验时, 由于受试验线加速距离及牵引车性能的制约, 试验车进入曲线段时的最高运行速度为18 km/h左右。
4.2 基于预见控制方式的辅助导向试验
利用预见控制方式进行辅助导向和常规 (被动) 状态下轮轨横向力的对比结果见图10。横坐标轴是距标准位置的距离。从导向曲线来看 (审校者注:见图10中的第3个图, 其中导向力实指气动作动器的气压, 下同) , 在缓和曲线段入口处, 导向力呈阶跃状迅速达到最大导向力的60%, 在整个缓和曲线段, 导向力呈坡道状增大, 在圆曲线段维持最大导向力不变之后, 在圆曲线出口端导向力降低, 可见, 这种预见控制方式的导向曲线在缓和曲线入口及圆曲线段, 降低轮轨横向力的效果都比较大。
在辅助导向控制方式作用下, 缓和曲线段入口处平均轮轨横向力降低约37%, 圆曲线段平均轮轨横向力降低约24%。尤其是在缓和曲线段入口处, 导向力呈阶跃状增加, 因此, 对抑制进入缓和曲线时的轮轨横向力是有效的。但是, 如果导向力阶跃状增加过大, 则内轨侧轮轨横向力的方向会反向, 即出现过度导向现象。从图10可知, 在缓和曲线入口处, 即使导向力呈阶跃状增大到最大导向力的60%, 也已经出现这种过导向趋势。
外轨侧轮轨横向力在圆曲线段有几处部位出现了峰值, 即该处降低轮轨横向力的效果并不明显。这是因为试验过程中使用的辅助作动器在扩张时, 其刚度仅靠进入其内部的空气的压缩性来维持, 造成该刚度远远低于拉杆的刚度, 从而易受外界干扰。前后轴箱上的作动器的行程基本相同, 发现作动器最大行程为9.5 mm左右。
4.3 基于独立控制的辅助导向试验
利用独立控制方式进行辅助导向和常规 (被动) 状态下轮轨横向力的对比结果见图11。辅助导向力基本上按假定的方式输出, 这表明在不使用地面数据及运行位置检测的控制方式下, 仍有可能实现辅助导向控制。与预见控制方式的导向结果相比, 没有看到在运行里程为30 m左右时降低外轨侧轮轨横向力的效果, 但今后若能改进导向控制装置的控制方法, 则很可能解决上述问题。在缓和曲线段入口处, 轮轨横向力降低约37%, 在圆曲线上轮轨横向力降低约28%, 可以说, 降低轮轨横向力的水平与利用预见控制方式降低轮轨横向力的效果相比毫不逊色。
4.4 辅助导向控制效果的比较
为验证导向装置的安全性, 运行了逆导向试验。从运行开始时刻起, 在内轨侧作动器提供最大导向力, 在整个曲线段上测试了轮轨横向力。外轨侧平均轮轨横向力的增加幅度在圆曲线段仅增加1%, 与仿真结果几乎一样, 同样是因为轮轨横向蠕滑力接近于饱和状态导致的。
图12给出了运行试验及仿真计算得出的圆曲线段上在不同控制条件下的平均轮轨横向力的对比情况。运行试验中发现, 在常规 (被动) 状态下运行产生的轮轨横向力波动最大。此外要注意的是, 图12中给出的仿真结果并不是轮轨横向力的绝对值, 而是按照以常规状态的条件作为100%的相对变化率进行了评价。可以看到实际测试值与仿真计算值在导向控制的改善效果方面存在差异, 其主要原因可以认为是由于轮轨间摩擦系数不同的缘故。可以确认, 利用辅助导向控制能降低30%左右的轮轨横向力。
5 结束语
以单拉杆式无摇枕转向架为对象, 研究了无需进行大幅度改造即可实现的辅助导向装置, 现总结如下:
(1) 通过改进单拉杆使之具有作动器功能, 可以较为容易地构成径向转向架。
(2) 运行试验结果表明, 在曲线上运行时, 与无导向装置相比, 轮轨横向力可降低23%～28%。
(3) 独立控制方式的控制装置在结构上可以不使用地面数据, 利用搭载在车辆上的传感器就可以实现导向控制。
(4) 通过限制作动器的最大行程, 可以防止导向控制失效时轮轨横向力的增大。
(5) 采用辅助导向装置, 能够以低成本实现曲线通过时轮轨横向力的降低。
由于受铁道综合技术研究所内专用试验线线路条件以及车辆性能的限制, 仅以低速通过小半径曲线时对降低轮轨横向力的效果进行了试验验证, 今后必须在接近于商业运营条件下进行现车运行试验。当运行速度提高后, 有可能产生以下问题:
作动器动作滞后;
控制装置运算时间问题凸现;
缓和曲线段降低轮轨横向力的效果降低。
因此, 有必要进一步完善控制装置的控制方法以解决上述问题。此外, 对于逆导向时的安全性, 有必要在接近于车辆实际运行状态条件下进行验证。当速度变化或者车体质量之类的车辆参数改变时, 仍确保导向控制的控制装置具备高鲁棒性能, 对可控径向转向架的实用化而言, 是最为重要的研发项点。此外, 今后能装备在运行于干线车辆上的作动器, 由于结构上有气动控制阀等, 在设计方面要符合轴箱周边空间布置的要求。
参考文献
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机械转向装置 篇6
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
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机械转向装置 篇7
为了保证交叉支撑装置的性能安全, 需要对交叉支撑装置的运行情况进行分析, 评估装置的疲劳情况, 确定装置的损伤情况和疲劳寿命。目前, 对交叉支撑装置寿命评估一般是采用室内评估试验方式, 通过一定的加载循环次数进行评估。但是该种评估结果不能明确得出装置的运用里程。因此, 为了解决该项技术难题, 可以采用动应力测试的方法, 对装置的损伤情况进行分析, 进而确定装置的运用里程和疲劳试验的加载次数之间的关系。
本文以某线路上的交叉支撑装置作为测试对象, 进行动应力测试, 以加载识别的方法进行评估, 对交叉支撑装置的运用里程和疲劳试验的加载次数之间的关系进行探讨。
1 动应力测试和交叉支撑装置载荷分析
1.1 动应力测试
动应力测试目标在于为室内疲劳试验创造一种与实际运行工况相近的载荷谱, 确定该交叉支撑装置的使用寿命。为了能够给室内疲劳试验创造一种与实际运行工况相近的载荷谱, 应对该交叉支撑装置进行载荷识别。对需要进行的载荷识别进行分析, 区分载荷的不同性质, 在离端头约670 mm的断面上设置测点, 因为该处的应力梯度较小且应力信号较大, 沿着该交叉支撑装置布置测点。同时, 为了估算出该交叉支撑装置的杆身疲劳寿命, 应该对杆身中部的疲劳薄弱部位进行测试, 即应在接环焊缝处布置测点。如下图的1~5测点。根据此前的交叉支撑装置的杆身动应力测试的结果来看, 在杆身断面上, 应在截面的上下沿交叉杆中设置轴线且应在垂直环焊缝除贴两个应变片。如下图的6、7测点。
从以上测点进行分析, 可以得出一个应力时间历程。根据1~5测点数据来看, 该测点数据可以应用在载荷识别中, 而6、7测点数据则主要应用于估算疲劳寿命。在该线路运输过程中, 通过6、7测点的连续应力时间历程得到雨流计数, 可以编制出应力谱, 因为6测点动力应力比7测点大, 因此, 在表1中编制了6测点产生的8级应力谱。
1.2 载荷分析
通过受理、力分析, 可以得知交叉支撑装置的以上4种待识别的载荷分别为横向力Q、垂向力P、轴向力R、扭矩M。结合图1的断面来看, 以材料力学理论对1~5测点分布情况进行分析, 可以得出以上4种载荷和测点应力之间的关系:
在该式中, d1、d2分别是交叉支撑装置内外径, 分别为48 mm、38 mm, σ1~σ5为1~5测点的应力值。W弯是弯矩模的大小, W扭是扭矩模的大小, L为断面与杆端之间的距离, 为670 mm。将以上各测点实测的应力时间历程和参数值代入到以上公式中, 可以得出交叉支撑装置的4种载荷时间历程, 由此编制出交叉支撑装置的载荷谱, 如表2~表5。
2 室内疲劳试验
2.1 载荷确定
疲劳试验采用的是齐车公司和上海同济大学设计的装置。该装置通过对交叉支撑装置施压, 从垂向位移和轴向位移情况来模拟了交叉支撑装置实际载荷情况, 由表2~5交叉支撑装置的载荷谱可知, 轴向荷载确定为±35 k N, 且垂向的位移应为±5.3 mm, 将加载次数定为200万次。
2.2 应力谱
在上述加载装置的运行过程中, 对该交叉支撑装置进行了改进, 进行了200万次的室内疲劳试验之后, 仍然能正常运转。但如果要确定室内疲劳试验的加载循环次数和交叉支撑装置的实际寿命之间的关系还应进行疲劳试验, 在装置的疲劳薄弱部位进行室内疲劳试验。在改进的室内疲劳试验方案中, 采集了杆身中部的对接环焊缝处的6测点的动应力数据, 编制了6测点疲劳试验的应力谱, 如表6。
3 实际运行寿命和室内加载次数分析
为了确定室内加载次数和交叉支撑装置的实际运行寿命之间的关系, 还应该对构件损伤进行计算。构件损伤指的是疲劳初期材料的内部细微变化情况和裂纹形成及扩展情况。在随机和变幅加载中, 构件的疲劳损伤是由于不同幅值和不同频率荷载产生的损伤, 经过逐渐的累积过程而形成的结果。截至目前, 已经明确指出的累积疲劳损伤有几十种之多, 以线性累计损伤法则来看, 由于其使用方便, 形式简单, 因而在工程中广泛使用。本文也采用这种方法进行计算。
3.1 损伤计算
根据线性累计损伤法则, 交叉支撑装置室内疲劳试验的应力谱的损伤应为。其中, ni是应力中的某级应力水平在试验过程中出现的次数;Ni是某级应力水平下该构件的使用寿命, 由应力寿命曲线来确定。其曲线方程如下:。在该式中, N为疲劳试验的循环加载次数, 取值为2×106。σ-1为杆身中部的对接焊缝的试验值, 再经过了2×106次的疲劳试验的情况下, 得出该处的疲劳极限。σ-1取值为82.6MPa, m是该曲线方程的系数, 以该焊接接头来说, 一般取值为3.5。由此可以得出:, 再将表6的各级应力值带入到该式中, 可以计算出交叉支撑装置6测点在室内疲劳试验的损伤为0.8491。再根据表1, 可以计算出在该段线路中, 将L取值为1973 km, 则6测点的实测损伤应为0.001689。
3.2 寿命确定
为建立起一套疲劳试验加载次数和交叉支撑装置的实际运行里数的对应关系以等损伤原则为依据, 计算出了在200万次的室内疲劳试验中, 其对应的实际运行里数如下:。由于测点6为杆身中部的对接环焊缝, 是该交叉支撑装置最薄弱的部位, 因此, 对该部位寿命的计算可以得出整个交叉支撑装置的寿命。基于这一理论, 可以得知, 交叉支撑装置在200万次的室内疲劳试验中, 与实际运行100万km的线路应具有同等作用。
4 结论
对提速货车转向架的交叉支撑装置运行情况进行分析, 通过室内加载试验的方法, 以应力分析和加载分析方法, 能够得出交叉支撑装置实际运行里数和室内加载次数之间的关系, 为货车提速提供了参考意见。在提速货车的交叉支撑装置中, 分别布置了若干个识别点, 通过观察计算, 得出了该交叉支撑装置在实际运行过程中的4种载荷条件和载荷谱。其中, 最大的横向力是225.04N, 最大的垂向力是1039.40N, 最大的轴向力是35.64N, 最大的扭矩是288.49N, 这些载荷数据分析为室内疲劳试验的加载情况提供了参考依据。
在工程结构运用中, 以等损伤原则为依据, 建立起一套疲劳试验加载次数和交叉支撑装置的实际运行里数的对应关系。得出了交叉支撑装置在室内疲劳试验200万次加载中, 与线路实际运行100万km的损伤情况相等, 这些为以后的交叉支撑装置运行情况和检修提供了科学的参考依据。
摘要：随着科研水平的提高和科学技术的发展, 为铁路货车提速提供了可能。本文通过应力测试得出了交叉支撑装置的载荷情况, 结合杆身中部疲劳薄弱部位在实际的线路运行中的载荷情况和受损情况, 为交叉支撑装置的室内疲劳试验提供了可靠依据。从疲劳薄弱部位的室内疲劳试验应力谱进行分析, 以应力寿命曲线来分析交叉支撑装置疲劳薄弱部位的使用寿命, 再根据等效原则, 建立了交叉支撑装置寿命预测的模型, 能够得出疲劳试验加载次数和交叉支撑装置的实际运行里数的对应关系, 对铁路货车的运行情况进行有效监测, 大大提高了铁路运输的安全性, 有利于我国铁路运输事业的发展。
关键词：提速货车,交叉支撑装置,寿命,研究
参考文献
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