倪世鋒，劉文松，周 煒，呂士勇，程海濤

（株洲時(shí)代新材料科技股份有限公司，湖南株洲412007）

單軌車自導(dǎo)向牽引連桿機(jī)構(gòu)研制

倪世鋒，劉文松，周 煒，呂士勇，程海濤

（株洲時(shí)代新材料科技股份有限公司，湖南株洲412007）

介紹了一種單軌車自導(dǎo)向牽引連桿機(jī)構(gòu)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)、計(jì)算、生產(chǎn)制造和試驗(yàn)驗(yàn)證。試驗(yàn)結(jié)果表明該系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)、功能及制作工藝等滿足該機(jī)構(gòu)的相關(guān)技術(shù)規(guī)范要求，根據(jù)30年運(yùn)行載荷譜進(jìn)行了模擬疲勞試驗(yàn)，疲勞壽命符合要求。裝車運(yùn)用結(jié)果表明，機(jī)構(gòu)各部件運(yùn)轉(zhuǎn)正常，該牽引機(jī)構(gòu)達(dá)到了牽引和自導(dǎo)向的雙重功能。

單軌車；自導(dǎo)向；牽引連桿機(jī)構(gòu)；強(qiáng)度；疲勞試驗(yàn)

城市軌道交通由于其方便快捷的顯著優(yōu)勢(shì)逐漸成為人們出行的首選，但是其投入大，線路選擇和建造困難，這就促使了單軌車的出現(xiàn)。單軌車的優(yōu)點(diǎn)是占地面積小，安全，準(zhǔn)確迅速，低公害、舒適，軌道建設(shè)簡(jiǎn)單，耗資少，運(yùn)輸能力大，適應(yīng)地形能力強(qiáng)［1］。單軌車有轉(zhuǎn)彎半徑小，爬坡能力強(qiáng)，運(yùn)行噪聲小等優(yōu)點(diǎn)，在一定程度上克服了線路選擇和建造困難的難題?？缱絾诬壾囖D(zhuǎn)向架是主流的單軌車轉(zhuǎn)向架結(jié)構(gòu)，主要是由構(gòu)架組成、走行輪組成、導(dǎo)向輪組成、穩(wěn)定輪組成、走行輔助輪組成、中央懸掛裝置等組成［2］。其中導(dǎo)向輪和穩(wěn)定輪都以軌道梁的側(cè)面為走行面，起到緩沖車輛橫向振動(dòng)的作用，其中導(dǎo)向輪在過(guò)彎道時(shí)起導(dǎo)向作用，穩(wěn)定輪是在車輛受到離心力、風(fēng)力的時(shí)候起穩(wěn)定作用［3］。軌道對(duì)導(dǎo)向輪和穩(wěn)定輪的載荷非常大，為了降低導(dǎo)向輪和穩(wěn)定輪的載荷，增加其壽命，增加車輛運(yùn)行的安全可靠性，采用具有自導(dǎo)向功能的牽引連桿機(jī)構(gòu)可以起到這個(gè)作用。它是一種新型的轉(zhuǎn)向架牽引組件，前景非常廣闊。某型單軌車轉(zhuǎn)向架上的牽引連桿機(jī)構(gòu)如圖1所示。

圖1 安裝在某型單軌車轉(zhuǎn)向架上的牽引連桿機(jī)構(gòu)

1 技術(shù)要求

該型單軌車轉(zhuǎn)向架規(guī)定了牽引連桿機(jī)構(gòu)與轉(zhuǎn)向架、車體之間的安裝和接口尺寸。該型單軌車牽引連桿機(jī)構(gòu)需要具備以下功能：

（1）傳遞轉(zhuǎn)向架和車體之間的牽引和制動(dòng)力；

（2）控制轉(zhuǎn)向架和車體之間的傾斜度，即點(diǎn)頭運(yùn)動(dòng)；（3）允許車體和轉(zhuǎn)向架之間的轉(zhuǎn)動(dòng)；

（4）可減少曲線運(yùn)動(dòng)時(shí)軌道對(duì)導(dǎo)向輪的作用力；

（5）具備過(guò)載保護(hù)功能。64 kN（3 g加速度）的載荷下，牽引連桿機(jī)構(gòu)的所有零部件應(yīng)力未超過(guò)材料的屈服強(qiáng)度，125 kN（5 g加速度）的載荷下，牽引連桿機(jī)構(gòu)具備過(guò)載保護(hù)功能的零部件必須失效，其他零部件的應(yīng)力不能超過(guò)材料的屈服強(qiáng)度。為了降低能量損耗，牽引連桿機(jī)構(gòu)控制在150 kg左右。

2 設(shè)計(jì)方案

2.1 分析工作原理

轉(zhuǎn)向架構(gòu)架將牽引或制動(dòng)力傳遞到牽引桿組件上，進(jìn)而傳遞到車體上。

圖2 上下?tīng)恳龡U載荷分配圖

牽引連桿機(jī)構(gòu)有4根牽引桿組件與轉(zhuǎn)向架連接，通過(guò)4個(gè)支撐座與車體連接。

通過(guò)杠桿原理，調(diào)節(jié)a和b，對(duì)上下?tīng)恳龡U上的載荷進(jìn)行分配，保證了車體與軌道之間的平行狀態(tài)。

當(dāng)車輛曲線行駛時(shí)，車體和轉(zhuǎn)向架之間存在相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)，牽引連桿機(jī)構(gòu)各個(gè)球關(guān)節(jié)的轉(zhuǎn)動(dòng)以及傳動(dòng)軸與支撐座之間的相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)，實(shí)現(xiàn)車體和轉(zhuǎn)向架之間的相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)，見(jiàn)圖3。

圖3 牽引連桿機(jī)構(gòu)轉(zhuǎn)動(dòng)示意圖

當(dāng)車輛曲線行駛的時(shí)候，軌道對(duì)導(dǎo)向輪施加作用力用于抵消車輛運(yùn)行時(shí)的離心力。由于助力油壓彈簧提供向外的壓力，使得牽引連桿機(jī)構(gòu)向更大角度偏轉(zhuǎn)的趨勢(shì)，這樣有效減少了軌道施加在導(dǎo)向輪上的作用力，增加了導(dǎo)向輪的使用壽命。

2.2 設(shè)計(jì)思路

為了滿足技術(shù)要求，在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)、原材料選取、工藝處理、無(wú)損檢測(cè)、系統(tǒng)裝配、型式試驗(yàn)全部按照設(shè)計(jì)要求進(jìn)行，為了能夠滿足減重要求，牽引連桿和安裝座采用了鋁合金，確立的主要技術(shù)特點(diǎn)包括：

（1）整個(gè)牽引連桿機(jī)構(gòu)由牽引桿組件，抗傾桿組件左，抗傾桿組件右，橫向連桿，油壓彈簧組件構(gòu)成，各組件之間采用螺栓、螺母連接組件進(jìn)行連接；上傳動(dòng)臂與油壓彈簧之間僅采用螺栓配合；

（2）對(duì)于抗傾桿組件，傳動(dòng)臂與傳動(dòng)軸花鍵過(guò)渡配合，并用軸肩進(jìn)行定位；端部鎖緊螺栓采用拉緊鋼絲進(jìn)行防松；鋼套與傳動(dòng)軸采用熱套過(guò)盈配合；支撐球鉸與支撐座過(guò)盈配合，支撐球鉸采用錐度設(shè)計(jì)，摩擦套與支撐球鉸過(guò)盈配合；摩擦副為鋼套與摩擦套之間的圓柱面；上下支撐座之間用防塵罩進(jìn)行密封，并用喉箍固定。傳動(dòng)軸、傳動(dòng)臂之間采用花鍵過(guò)渡連接；

（3）對(duì)于牽引桿組件，球鉸球頭與套管之間采用右旋螺紋配合；關(guān)節(jié)球頭與套管之間采用左旋螺紋配合；可扭動(dòng)套管調(diào)整牽引桿組件長(zhǎng)度；螺紋連接部分用卡環(huán)鎖緊；牽引球鉸與球頭之間采用過(guò)盈配合；關(guān)節(jié)軸承與球頭之間采用間隙配合，采用樂(lè)泰膠水黏結(jié)，并用擋圈固定。

（4）對(duì)于橫向連桿組件，兩球鉸球頭與套管之間分別采用右旋和左旋螺紋配合；可扭動(dòng)套管調(diào)整橫向連桿組件長(zhǎng)度；螺紋連接部分用卡環(huán)鎖緊；關(guān)節(jié)軸承與球頭之間采用間隙配合，采用樂(lè)泰膠水粘結(jié)，并用擋圈固定；對(duì)于橫向連桿桿體，過(guò)載保護(hù)元件與桿體焊接固定；

（5）對(duì)于油壓彈簧組件，采用螺旋球頭配合。

2.3 方案結(jié)構(gòu)

按照2.2節(jié)設(shè)計(jì)思路進(jìn)行設(shè)計(jì)的牽引連桿機(jī)構(gòu)方案結(jié)構(gòu)見(jiàn)圖4。

圖4 單軌車牽引連桿機(jī)構(gòu)方案結(jié)構(gòu)圖

3 計(jì)算驗(yàn)證

3.1 傳動(dòng)軸常規(guī)載荷校驗(yàn)

傳動(dòng)軸為核心的零件，但其受力狀況非常惡劣，因此對(duì)于牽引連桿機(jī)構(gòu)強(qiáng)度計(jì)算重點(diǎn)是對(duì)傳動(dòng)軸的受力進(jìn)行計(jì)算，其余零件的受力可參考FEA計(jì)算結(jié)果。

首先對(duì)傳動(dòng)軸受力進(jìn)行分析，傳動(dòng)軸組件由傳動(dòng)臂及傳動(dòng)軸組成。車輛運(yùn)行時(shí)，轉(zhuǎn)向架通過(guò)牽引連桿作用到傳動(dòng)臂上，然后通過(guò)傳動(dòng)軸和支撐座桿最后傳遞到車體上，見(jiàn)圖5。同時(shí)橫向連桿由于力的平衡對(duì)上傳動(dòng)臂施加了作用力F1，油壓彈簧組件也對(duì)上傳動(dòng)臂有壓力F2。

圖5 牽引連桿機(jī)構(gòu)受力圖

對(duì)傳動(dòng)軸組件進(jìn)行受力分析，由于該機(jī)構(gòu)是對(duì)稱結(jié)構(gòu)，故只對(duì)傳動(dòng)臂組件左進(jìn)行受力分析，具體見(jiàn)圖6。車體通過(guò)牽引桿對(duì)傳動(dòng)臂施加載荷F3和F6，油壓彈簧組件對(duì)傳動(dòng)臂施加作用力F2，橫向連桿施加到傳動(dòng)臂上的作用力為F1，安裝在車體上的安裝座對(duì)傳動(dòng)軸施加作用力F4和F5。由于支撐座對(duì)傳動(dòng)臂施加的載荷方向不確定，將在支撐座處所受到的力分解為x和y兩個(gè)方向，即F4x，F(xiàn)4y，F(xiàn)5x，F(xiàn)5y。

圖6 單個(gè)抗傾桿組件受力示意圖

以點(diǎn)A為研究對(duì)象，由于力和力矩的平衡，得到

進(jìn)而得到

結(jié)果如下：

在極限載荷情況下，F(xiàn)4x＝－201.5 kN，F(xiàn)4y＝67.6 kN，F(xiàn)5x＝29 kN，F(xiàn)5y＝－5.5 kN。

分析傳動(dòng)軸的受力示意圖，x方向上傳動(dòng)軸各點(diǎn)的受力和彎矩分析見(jiàn)圖7，y方向上傳動(dòng)軸的受力及彎矩分析見(jiàn)圖8。

圖7 傳動(dòng)軸x方向上受力和彎矩分析

圖8 傳動(dòng)軸y方向上受力和彎矩分析

分析得到x和y方向上的最大彎矩都在L1處，即上支撐座的中心，彎矩值為

因此，軸的最大彎曲正應(yīng)力為：

根據(jù)計(jì)算得到的傳動(dòng)軸應(yīng)力，對(duì)其進(jìn)行安全系數(shù)的校核，傳動(dòng)軸材料TMT選用的52CrMoV4 EN 10089的彈簧鋼材料，其屈服強(qiáng)度≥1 300 MPa，抗拉強(qiáng)度為1 450～1 650 MPa。

根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)上的安全系數(shù)計(jì)算公式，當(dāng)傳動(dòng)軸受純彎應(yīng)力時(shí)，其彎曲安全系數(shù)的計(jì)算公式為：式中σ－1為根據(jù)材料參數(shù)和機(jī)械設(shè)計(jì)公式計(jì)算應(yīng)力；κα為有效應(yīng)力集中系數(shù)；ε為尺寸系數(shù)；β為表面狀態(tài)系數(shù)；σmax即為計(jì)算得到的彎曲應(yīng)力。計(jì)算得到安全系數(shù)為2.24。

3.2 牽引桿常規(guī)強(qiáng)度校核

圖9 牽引連桿受拉和受壓載荷

牽引連桿在受拉載荷下的最大應(yīng)力為低于材料的屈服強(qiáng)度壓桿穩(wěn)定臨界力由于牽引桿的結(jié)構(gòu)為兩端鉸支，長(zhǎng)度系數(shù)μ＝1，算得Fcr＝129 kN，大于桿件的最大承受載荷。

3.3 橫向連桿常規(guī)強(qiáng)度校核

圖10 橫向連桿受拉和受壓載荷

受拉時(shí)的強(qiáng)度校核，根據(jù)3.2節(jié)中的公式算出產(chǎn)品受24 kN（3 g）拉力時(shí)，最大應(yīng)力212.1 MPa，低于屈服強(qiáng)度，受60 kN（5 g）拉力時(shí)，最大應(yīng)力為530.4 MPa，大于材料的抗拉強(qiáng)度?？蓪?shí)現(xiàn)過(guò)載保護(hù)功能。

由于結(jié)構(gòu)為變截面，用有限元分析其壓桿穩(wěn)定臨界力，為38.96 kN，可實(shí)現(xiàn)過(guò)載保護(hù)功能。

3.4 FEA強(qiáng)度校核

牽引連桿機(jī)構(gòu)的工況比較多，分別對(duì)每個(gè)工況進(jìn)行力的分解并進(jìn)行FEA分析。應(yīng)力分析云圖見(jiàn)圖11，抗傾桿組件的分析結(jié)果見(jiàn)表1，牽引桿組件的分析結(jié)果見(jiàn)表2，橫向連桿的分析結(jié)果見(jiàn)表3，油壓彈簧組件的分析結(jié)果見(jiàn)表4。分析結(jié)果設(shè)計(jì)表明滿足技術(shù)要求。

表1 抗傾桿組件應(yīng)力結(jié)果比較

表2 牽引桿組件應(yīng)力結(jié)果

表3 橫向連桿應(yīng)力結(jié)果

表4 油壓彈簧應(yīng)力結(jié)果

3.5 花鍵強(qiáng)度校核

本項(xiàng)目中，傳動(dòng)軸和傳動(dòng)臂采用過(guò)渡的花鍵配合，其中花鍵參數(shù)按照GB／T 3478標(biāo)準(zhǔn)。傳動(dòng)軸和傳動(dòng)臂花鍵的主要參數(shù)見(jiàn)表5。

表5 主要花鍵參數(shù)

式（1）為花鍵剪應(yīng)力的校核公式（摘自機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)），該公式從花鍵所受的純擠壓應(yīng)力對(duì)花鍵的強(qiáng)度進(jìn)行校核，52CrMoV4材料的最大擠壓應(yīng)力為150 MPa。

以極限載荷下進(jìn)行計(jì)算花鍵強(qiáng)度的校核，此時(shí)的扭矩T＝8 655.8 Nm。結(jié)果見(jiàn)表6，此時(shí)花鍵所受的擠壓應(yīng)力為134.6 MPa，低于52CrMoV4材料許用擠壓應(yīng)力150 MPa。

圖11 在極限工況下零部件的應(yīng)力云圖

表6 花鍵強(qiáng)度校核

4 生產(chǎn)制造的關(guān)鍵過(guò)程控制

對(duì)于傳動(dòng)軸，其檢測(cè)項(xiàng)點(diǎn)主要包括化學(xué)成分、機(jī)械性能、內(nèi)部質(zhì)量（超聲波探傷）、表面缺陷（磁粉探傷）、噴丸質(zhì)量檢測(cè)。由于從原材料加工成傳動(dòng)軸的過(guò)程中，無(wú)影響其內(nèi)部質(zhì)量的工序，因此其內(nèi)部質(zhì)量的檢測(cè)可在原材料上進(jìn)行。在傳動(dòng)軸表面上的噴丸處理，可使得傳動(dòng)軸的表面保留殘余壓應(yīng)力。在其安裝使用時(shí)，表面殘余壓應(yīng)力將可適量降低其應(yīng)力，從而提高傳動(dòng)軸的抗疲勞性能。

傳動(dòng)臂由于結(jié)構(gòu)復(fù)雜，采用AAR M 201－D級(jí)鋼鑄造毛坯，再進(jìn)行機(jī)加工，除了常規(guī)的化學(xué)成分、機(jī)械性能檢測(cè)外，其檢測(cè)項(xiàng)點(diǎn)還包括表面缺陷的磁粉探傷檢測(cè)以及內(nèi)部質(zhì)量的X射線檢測(cè)。其中，磁粉探傷的檢測(cè)，主要是為了避免鋼件產(chǎn)品在鑄造過(guò)程中，由于結(jié)構(gòu)或工藝設(shè)計(jì)的不合理，導(dǎo)致鑄造毛坯表面產(chǎn)生肉眼無(wú)法觀察的微觀裂紋。這些微觀裂紋的存在，將大大降低零件的強(qiáng)度和疲勞壽命，尤其是產(chǎn)品在油漆后表面缺陷無(wú)法觀察得到時(shí)，零件產(chǎn)品中表面缺陷的存在將導(dǎo)致無(wú)法估量的后果。

5 試驗(yàn)驗(yàn)證

牽引連桿機(jī)構(gòu)的性能檢測(cè)主要包括極限強(qiáng)度測(cè)試和整體疲勞測(cè)試。

極限強(qiáng)度測(cè)試的主要目的是驗(yàn)證牽引連桿機(jī)構(gòu)的強(qiáng)度和過(guò)載保護(hù)功能是否滿足設(shè)計(jì)需求。進(jìn)行檢測(cè)時(shí)，利用相應(yīng)的試驗(yàn)工裝模擬牽引連桿機(jī)構(gòu)的安裝條件，通過(guò)12通道試驗(yàn)機(jī)在牽引連桿機(jī)構(gòu)的縱向和橫向上施加載荷，用于模擬直線和曲線行駛時(shí)的工況。在試驗(yàn)過(guò)程中記錄載荷位移和應(yīng)力曲線。模擬產(chǎn)品在3 g的加速度即極限載荷64 kN下，所有零部件未出現(xiàn)屈服變形和裂紋，同時(shí)應(yīng)力測(cè)試也未超出產(chǎn)品材料的屈服強(qiáng)度。模擬產(chǎn)品在5 g的加速度即極限載荷125 kN下，橫向連桿失效破壞，實(shí)現(xiàn)了產(chǎn)品的過(guò)載保護(hù)功能，同時(shí)其他零部件未出現(xiàn)屈服變形和裂紋，滿足了設(shè)計(jì)要求。

根據(jù)客戶要求，產(chǎn)品需要做1 000萬(wàn)次的疲勞試驗(yàn)。由于疲勞試驗(yàn)過(guò)程中設(shè)備有頻率限制，為了縮短疲勞時(shí)間，我們加大了疲勞載荷。材料的S－N曲線可以近似看作由兩條直線組成，一是斜線、一條是平行于橫坐標(biāo)軸的直線，兩條直線交點(diǎn)的縱坐標(biāo)就是疲勞極限，S－N曲線斜線部分的方程式為

式（2）中m和C為與材料相關(guān)的常數(shù)［4］?？梢缘玫?/p>

為了達(dá)到相同的疲勞損傷，我們按照公式（2）經(jīng)過(guò)計(jì)算，總共需要完成170萬(wàn)次疲勞試驗(yàn)。疲勞試驗(yàn)條件見(jiàn)表7。在疲勞試驗(yàn)過(guò)程中，我們還進(jìn)行了應(yīng)力測(cè)試，以便計(jì)算疲勞損傷。達(dá)到疲勞循環(huán)次數(shù)后，我們對(duì)零部件表面進(jìn)行了相關(guān)的無(wú)損檢測(cè)，沒(méi)有發(fā)現(xiàn)裂紋等異?，F(xiàn)象。同時(shí)通過(guò)疲勞試驗(yàn)過(guò)程中采集的應(yīng)力計(jì)算出各零部件的疲勞損傷＜1。通過(guò)疲勞試驗(yàn)驗(yàn)證，表明牽引連桿機(jī)構(gòu)具有足夠的疲勞壽命。

表7 某型單軌車牽引連桿機(jī)構(gòu)疲勞試驗(yàn)要求

6 裝車運(yùn)營(yíng)

通過(guò)型式試驗(yàn)后，小批量制造并安裝到現(xiàn)車進(jìn)行裝車運(yùn)營(yíng)考核，經(jīng)過(guò)近2年的運(yùn)行，機(jī)構(gòu)各部件運(yùn)轉(zhuǎn)正常，該牽引機(jī)構(gòu)達(dá)到了牽引和自導(dǎo)向的雙重功能。

7 結(jié)束語(yǔ)

進(jìn)行了某型單軌車自導(dǎo)向牽引連桿機(jī)構(gòu)的設(shè)計(jì)和生產(chǎn)，并對(duì)系統(tǒng)進(jìn)行了常規(guī)計(jì)算和有限元分析，結(jié)果表明，各部件的最大應(yīng)力遠(yuǎn)小于許用應(yīng)力，強(qiáng)度滿足要求；經(jīng)過(guò)了170萬(wàn)次的加速疲勞試驗(yàn)，單軌車牽引連桿機(jī)構(gòu)未發(fā)生問(wèn)題。其結(jié)構(gòu)、強(qiáng)度、過(guò)載保護(hù)功能、制作工藝以及疲勞性能完全滿足該型單軌車的運(yùn)用要求。

［1］ 黃順斌，易圣濤.日本的單軌車［J］.國(guó)外公路，1996，16（3）：40?41.

［2］ 嚴(yán)雋耄，付茂海.車輛工程［M］.北京：中國(guó)鐵道出版社，2008.

［3］ 張建全，黃運(yùn)華，等.跨坐式單軌車導(dǎo)向輪穩(wěn)定輪預(yù)壓力研究［J］.鐵道機(jī)車車輛，2011，31（3）：48?52.

［4］ 徐 灝.疲勞強(qiáng)度［M］.北京：高等教育出版社，1988.

Development of Self?guidance Monorail Traction Link Mechanism

NI Shifeng，LIU Wensong，ZHOU Wei，LYU Shiyong，CHENG Haitao
（Zhuzhou Time New Material Technology Co.，Ltd.，Zhuzhou 412007 Hunan，China）

The design，calculation，production＆manufacturing and test of a self?guidance traction link mechanism used on a monorail car are introduced.Test results indicate that the structure，functions and production process can meet the technical requirements of the mechanism.Af?ter going through accelerated fatigue test which is equivalent to 30 years’life，the mechanism runs well.

monorail car；self?guidance；traction link mechanism；strength；fatigue test

U239.5

：A

10.3969／j.issn.1008－7842.2015.01.28

1008－7842（2015）01－0121－06

4—）男，工程師（

2014－07－01）