新一代單軸跨座式單軌動力轉向架構架靜強度和疲勞強度分析

李天祥，張磊

（重慶軌道四號線建設運營有限公司，重慶 401120）

目前，跨座式單軌作為城市軌道交通系統中的一種典型制式，憑借爬坡能力強、轉彎半徑小等優點得到廣泛應用［3］，作為車輛核心系統，該型車輛轉向架是在綜合分析了國內外該型車輛結構特點的基礎上研發而成，具有質量輕、線路適應能力強、牽引能耗低、制造成本低等優點。針對新一代單軸式單軌轉向架結構強度薄弱，可靠性不高的問題，文中通過有限元分析，對單軸轉向架構架進行了強度計算，并提出了對應補強方案，為其結構改進確定了方向。

1 構架有限元分析

1.1 構架有限元模型

單軸式單軌轉向架構架結構如圖1 所示。轉向架構架橫、側梁主體采用S355 鋼板，鍛造件材質為Q345E，無縫鋼管材質為Q345D。構架用材的力學性能見表1。

表1 構架用材基本力學性能

圖1 結構示意圖

構架用10 節點體單元離散，共離散743 006 個單元，1 401 053 個節點，用約束方程建立電機質心、齒輪箱質心等與其安裝位置間的連接關系［4］。離散模型如圖2 所示。

圖2 有限元模型

1.2 約束條件

在走行輪與軌道梁接觸點施加垂向約束；在導向輪和穩定輪處施加單方向的橫向約束；在構架的走行輪車軸上施加縱向約束，在牽引座處施加相應的縱向載荷?；炯s束如圖3 所示。

圖3 構架基本約束示意圖

2 載荷工況及計算結果

由于跨座式單軌車輛的特殊結構，目前關于該種車輛的載荷標準尚待補全。為保證載荷工況的合理性，綜合參考了UIC 615-4、EN 13749、GB/T 5599、TB/T 3549.1 等國內外相關標準，結合某線路運營數據，擬定了適用于跨座式單軌車輛的載荷計算規范。構架在運行中承受復雜隨機載荷作用，超常載荷出現次數少但數值大，次數多的交變載荷為運營載荷。超常載荷是運行中最大載荷，是構架設計時靜強度評估的主要計算依據［5］。

2.1 超常載荷

轉向架每側的超常垂向載荷為式（1）：

式中：Fz1max為轉向架一側超常垂向載荷；Mv+C1為超員車輛總質量，kg；m+為轉向架質量，kg。

超常垂向載荷以面力形式作用空簧座上，反作用力作用在空心車軸上。

根據EN 13749 第C.2.1 章節，超常橫向載荷為式（2）：

式中：Fyc_max=104.28 kN 為車體橫向振動和離心力載荷；Fw1_max=37.29 kN 為側風載荷。

超常橫向載荷作用在空氣彈簧座和橫向止擋座處，在導向輪和穩定輪處施加約束，轉向架相對于軌道的滾動中心（支點）設置走行輪與軌道的接觸點。

縱向沖擊載荷為式（3）：

縱向沖擊載荷施加在牽引座上，在走行輪車軸上施加約束。

通過曲線時，走行輪側偏力產生的載荷，每個走行輪的橫滑力為式（4）：

式中：ne為每轉向架車軸數量，1；C為走行輪胎橫滑力系數，0.1；θ=sin-1()為走行輪胎迎角。

導向輪施加載荷，方向相反，反作用力和力矩作用在走行輪車軸上。

抗點頭載荷為式（5）：

式中：KΘX為抗側滾扭桿剛度；θ為車體與構架最大相對側滾角；2b為抗側滾扭桿軸承/連桿橫向間距。

2.2 附加載荷

2.2.1 電機短路載荷

每臺電機的短路扭矩Nd為3.0 kN?m，對于電機短路扭矩不再考慮額外的安全系數。

齒輪箱傳動比為 7.058，因此在齒輪箱安裝面產生的扭矩為式（6）：

車輪半徑為0.49 m，因此在走行輪車軸上產生的推力為式（7）：

2.2.2 緊急制動載荷

電機最 大制動 扭矩為1 190.6 N ?m，1.3×1 190.6=1 547.8 N?m。在齒輪箱安裝面產生的扭矩為式（8）：

列車緊急制動減速度為1.3 m/s2，參照EN 13749，超常工況計算時取1.3 倍的系數，即1.3×1.3=1.69（m/s2），對于滿軸重的車輛來說，整輛車的制動總阻力為式（9）：

緊急制動載荷施加在牽引拉桿座。

2.2.3 驅動裝置慣性載荷

齒輪箱（含半聯軸器）質量為285 kg，參照EN 13749 第D.2.2 章節：z、y、x各向振動加速度分別取10、5、3g，因此垂向慣性載荷、橫向慣性載荷、縱向慣性載荷分別為式（10）～式（12）：

慣性載荷作用位置在齒輪箱質心處。

牽引電機（含半聯軸器）質量為 280 kg，z、y、x各向振動加速度分別取10、5、3g，因此垂向慣性載荷、橫向慣性載荷、縱向慣性載荷分別為式（13）～式（15）：

2.2.4 減振器載荷

0.3m/s 時的減振器阻尼力為5.7 kN，因此超常載荷工況的減振器力為式（16）：

2.2.5 起吊載荷

起吊載荷為式（17）：

2.2.6 走行輪爆胎工況

在走行輪處施加三向約束，在二系彈簧座處施加超常垂向載荷。

2.2.7 集電裝置慣性載荷

集電裝置質量為30 kg，參照EN 13749，z、y、x各向振動加速度分別取196.2 m/s2（20g）、98.1 m/s2（10g）、29.43 m/s2（3g），故垂向慣性載荷、橫向慣性載荷、縱向慣性載荷分別為式（18）～式（20）：

載荷作用位置在其重心處。

2.3 超常載荷組合工況

將超常單獨載荷組合，得到超常主要載荷及附加載荷作用下組合工況，通過改變載荷數值得到不同組合工況［6］，組合方式見表2。

表2 工況組合表

根據以上組合工況，計算構架應力，并挑選各工況下最大應力。

2.4 計算結果

2.4.1 主要載荷作用下應力計算結果

在構架上施加超常主要載荷，最大應力值及發生部位見表3。

表3 單獨載荷下最大應力位置及應力值

2.4.2 超常附加載荷及組合工況應力計算結果

在構架施加超常附加載荷及組合工況載荷，最大應力值及發生部位見表4。

表4 組合工況下最大應力位置及應力值

由表4 可知，組合工況下，最大應力在橫側梁連接處外側下蓋板彎角處，168.3 MPa；焊縫最大應力在橫側梁連接處外側下蓋板與立板焊縫處，130.9 MPa，均發生在工況2。

2.5 模擬運營載荷

2.5.1 垂向載荷

運營垂向載荷為式（21）：

式中：P2為運營工況載荷；Mv+1.2P2=24 (t)。

此載荷作用在構架一側二系簧座上。

2.5.2 橫向載荷

根據EN 13749 第C.5.3 和F.5.3 章節，運營橫向載荷為式（22）：

此載荷作用在空氣彈簧座和橫向止擋座處。

2.5.3 走行輪側偏力產生的載荷（通過曲線）

通過曲線時每個走行輪的橫滑力為式（23）：

式中：ne為每轉向架車軸數量，1；C為走行輪胎橫滑力系數，0.1；β=sin-1()，為走行輪胎迎角。

2.5.4 抗側滾扭桿載荷

抗側滾扭桿載荷為式（24）：

式中：KΘX為抗側滾扭桿剛度；θ為車體與構架最大相對側滾角；2b為抗側滾扭桿軸承/連桿橫向間距。

2.5.5 啟動扭矩載荷

每臺電機啟動扭矩1 307.7 N?m，運營工況按1.1 倍啟動扭矩考慮，超常啟動扭矩為式（25）：

齒輪箱傳動比為7.058，因此在齒輪箱安裝面產生的扭矩為式（26）：

車輪半徑為0.49 m，因此在走行輪車軸上產生的推力為式（27）：

2.5.6 制動扭矩載荷

每臺電機的最大電制動扭矩為 1 190.6 N?m，運營工況按1.1 倍最大制動扭矩考慮，超常電制動扭矩為式（28）：

齒輪箱傳動比為7.058，電制動在齒輪箱安裝面產生的扭矩為式（29）：

車輪半徑0.49 m，在走行輪車軸上的阻力為式（30）：

齒輪箱安裝面上扭矩和車軸阻力應考慮盤形制動的影響。

列車常用制動減速度為1.1 m/s2，運營工況取1.1 倍系數，整輛車的制動總阻力為式（31）：

剩余阻力由整列車的盤形制動（平均分配）提供，因此每軸的盤形制動阻力應為29.0/2=14.5（kN）。

2.5.7 驅動裝置慣性載荷

齒輪箱（含基礎制動裝置和半聯軸器）質量為285 kg，參照 EN 13749、JIS E 4207，z、y、x各向振動加速 度分別 取19.1 m/s2（1.95g）、8.1 m/s2（0.83g）、14.715 m/s2（1.5g），因此垂向慣性載荷、橫向慣性載荷、縱向慣性載荷分別為式（32）～式（34）：

牽引電機（含半聯軸器）質量為 280 kg，3 向振動加速 度分別 取19.1 m/s2（1.95g）、8.1 m/s2（0.83g）、14.715 m/s2（1.5g），因此垂向慣性載荷、橫向慣性載荷、縱向慣性載荷分別為式（35）～式（37）：

2.5.8 減振器載荷

0.3m/s 時的減振器阻尼力為5.7 kN，因此運營載荷工況的減振器載荷為5.7 kN。

2.5.9 集電裝置慣性載荷

集電裝置質量為30 kg，參照EN 13749，z、y、x各向振動加速度分別取 58.86 m/s2（6g）、49.05 m/s2（5g）、24.525 m/s2（2.5g），因此垂向慣性載荷、橫向慣性載荷、縱向慣性載荷為式（38）～式（40）：

2.6 疲勞強度評估的載荷組合工況

將各運營單獨載荷進行組合，得到組合作用下的工況，包括啟動工況和制動工況［7］，2 種工況各包含13 種具體運營工況。

2.7 計算結果

借助ANSYS 軟件，計算13 種運營工況下的應力、任意2 個工況的應力差和平均應力［8］，計算結果見表5，限于文章篇幅，文中僅列出部分主要結果。

表5 構架平均應力和動應力幅值

第10 和第13 工況應力差最大，構架易發生最大動應力幅值。應力差之半與啟動載荷、減振器載荷等引起的應力疊加，得到構架及吊座的動應力幅值。由表5 可知，焊縫最大動應力幅值發生在穩定輪支架蓋板焊縫處，其值為59.4 MPa；母材最大動應力幅值發生在穩定輪支架彎角處，其值為76.4 MPa。

3 評估方法及結果分析

3.1 構架靜強度評方法及結果分析

根據“UIC 615-4”和“EN 13749”標準，超常載荷單獨和組合作用下，構架各點應力不得超過超常載荷許用應力［9］。在超常主要載荷和組合工況下，構架最大應力在橫側梁連接處外側下蓋板彎角處，值為168.3 MPa；焊縫最大應力，在橫側梁連接處外側下蓋板與立板焊縫處，值為130.9 MPa。均發生于組合工況2，上述應力小于母材/焊接接頭的許用應力（355 MPa/322 MPa），靜強度滿足要求。最大應力云圖如圖4 所示。

圖4 最大應力云圖

3.2 構架疲勞強度評估方法及結果分析

模擬運營載荷作用下，構架任意2 種工況的應力差及平均應力應在相應材料或接頭的疲勞極限圖的界限之內［10］。將表5 中構架大應力區域動應力幅值和平均應力點入Goodman 疲勞極限圖，如圖5、圖6 所示［11］。結果表明，優化后的結構疲勞強度滿足要求。

圖5 母材Goodman 疲勞極限圖

圖6 接頭Goodman 疲勞極限圖

4 結論

文中建立單軸跨座式單軌動力轉向架有限元模型，參照“UIC 615-4”和“EN 13749”標準，運用ANSYS 軟件對單軸式單軌動力轉向架構架有限元分析及靜強度和疲勞強度評估，得出如下結論：

（1）超常載荷及組合工況下，構架最大應力168.3 MPa，在橫側梁連接處外側下蓋板彎角處；焊縫最大應力130.9 MPa，在橫側梁連接處外側下蓋板與立板焊縫處。上述應力小于母材、焊接接頭的許用應力，構架靜強度滿足要求。

（2）模擬運營載荷及組合工況下，焊縫最大動應力幅值59.4 MPa，在穩定輪支架蓋板焊縫處；母材最大動應力幅值76.4 MPa，在穩定輪支架彎角處。

（3）母材、焊縫的動應力幅值未超出疲勞極限界限，構架疲勞強度滿足要求。