成家寶 ，萬 靂 ，徐 巍 ，熊 新 ，華中平 ，何 健

0 引言

單軌跨座式作業(yè)車是城市軌道交通系統(tǒng)中用于單軌線路檢修與設備維護的專用車輛，在作業(yè)過程中走行的速度一般在0～5 km/h，在運行過程中速度要求達到40 km/h，且軌道平面高出地平面3 m～10 m[5]不等，是高空特種作業(yè)。故對其關鍵部位進行結構強度的計算與分析是車輛設計制造的前提。

單軌跨座式作業(yè)車的結構、運行和控制與普通鐵道車輛大不相同。普通鐵道車輛的走行、導向和穩(wěn)定控制依靠的都是鋼制車輪，而單軌跨座式作業(yè)車則包含有走行輪、導向輪和穩(wěn)定輪，且均采用橡膠輪胎。其每臺轉向架共使用8個橡膠輪胎，常規(guī)情況下單個橡膠輪胎的承載力不得大于4 t.因此，作業(yè)車轉向架必須在滿足強度要求的前提下，對結構進行優(yōu)化，盡量減少自重。

本文以單軌跨座式作業(yè)車轉向架構架的結構入手，利用有限元軟件對構架的強度進行分析和校核，以提出優(yōu)化改進意見。

1 轉向架有限元模型

轉向架作為單軌跨座式作業(yè)車的走行部，由構架2、走行輪1、穩(wěn)定輪4、導向輪3、驅動馬達、減振彈簧等部件組成，結構參見圖1.轉向架整體跨座在PC梁5上面的軌道上，PC梁5上面的軌道是作業(yè)車的運行線路；構架2上部的兩個走行輪1的作用是實現作業(yè)車的前后運行，上部兩邊側梁安裝有四個導向輪3，從側面抱住軌道梁，實現鐵道車輛車輪踏面斜度的自動對中導向作用，下部左右側梁上安裝有兩個穩(wěn)定輪4，從兩側邊抱住軌道梁，保證車輛的穩(wěn)定性。

圖1 單軌跨座式作業(yè)車轉向架

轉向架構架由走行輪主梁、導向輪梁、穩(wěn)定輪梁、減震彈簧支撐梁等組合焊接而成，整體呈π字型結構，全部梁體均為12 mm厚Q235A鋼板折彎焊接成型。走行輪部件跨前后主梁安裝，通過橡膠充氣輪胎與走行梁面接觸，為整車的受力承載點，轉向架通過減震彈簧支撐梁與車體連接。

根據轉向架主要原材料及結構形式，確定有限元分析的材料系數[1]如表1所示。

表1 材料參數表

因本次校核針對轉向架系統(tǒng)進行分析，故不將傳動系統(tǒng)的振動及平臺、車體部分位移造成的受力點變化納入應力變化的考慮范圍，而是將車體、升降平臺簡化為一個整體架設于轉向架之上，且考慮為靜態(tài)受力。

利用Soildworks對轉向架進行實體構造，三維實體模型如圖2所示。通過ANSYS與Soildworks的接口，將三維實體導入后進行有限元分析。

圖2 轉向架實體模型

2 載荷工況分析

轉向架在實際工作過程中，基本載荷組合主要為靜載、直線走行和彎道走行三種工況。

（1）靜載工況

構架靜載主要來自于車體的垂直載荷、電機座的垂直載荷以及穩(wěn)定輪和導向輪末端的預壓力。

車體的垂直載荷等于由垂直靜載荷和垂直動載荷兩部分之和。垂直靜載荷包括車體自重、車輛載重和構架上的驅動裝置的重量三部分。垂直動載荷等于垂直靜載荷與垂直動荷系數的乘積，其值與車輛的速度、車體的構造等因素相關，單軌跨座式作業(yè)車采用橡膠輪胎在軌道梁上運行，安全起見，取動載荷系數為0.6.

（2）直線走行工況

在直線行走工況下，左右導向輪預壓力大小相等。但當車體通過曲線時，左右導向輪預壓力隨曲率半徑和左右轉向的變化而變化。前轉向架左轉時，前左和后右導向輪預壓力增加，而前右和后左導向輪預壓力減小，從而自然產生一個搖頭力矩，它是引導車輛通過曲線的主要轉動力。右轉時受力情況則相反。

構架上除了承受預壓力和垂直載荷外，還要承受由車體引起的縱向慣性力以及由慣性力引起的垂直增減載荷[3]。

跨座式單軌車輛在啟動時的受力示意圖如圖3所示，慣性力Q將引起前后構架上空氣彈簧座處的垂直增減載荷Pa.

圖3 受力示意圖

由慣性力引起的附加垂直載荷大小與車輛的重心高低h成正比，與兩轉向架中心距L大小成反比。若要減小轉向架的受力可以降低車輛的重心，或增大車輛轉向架的中心距。

（3）彎道走行工況

車輛在轉彎行走時，構架上除了承受預壓力和垂直載荷以外，還要承受車體所受的側向風力、曲線行駛時的離心力以及由此引起的附加垂直載荷。

側向風力按風壓力乘車體側向投影面積計算；單軌跨座式作業(yè)車按垂直靜載荷的10%來計算未抵消的離心力，而附加垂直載荷可由式（1）計算得到。

H為作用在車體上的側向力；h為車體重心到彈簧座的垂直距離（mm）；m為轉向架軸數；L為構架兩空氣彈簧的橫向間距（mm）.

有限元分析時主要考慮的載荷組合如表2所示。

表2 轉向架各工況載荷組合表

在有限元模型上的各個左右點上分別施加3種工況的載荷的最大值，進行工況模擬分析，從而可以獲得相應工況下的轉向架結構分析結果。各個工況受力情況如表3所示。

表3 轉向架各工況受力表

3 構架結構強度分析

由于單軌跨座式作業(yè)車為高空特種作業(yè)車輛，其安全性能相對要求較高，故將轉向架架構的的強度提升一個等級，定為在以上各種載荷的作用下，構件的最大應力不得超過對應材料屈服極限的80%[2]。

基于上述分析，分別對靜載工況、直線行走工況、彎道行走工況建立好構架有限元模型，并對以上各工況下的構架進行強度分析計算，得到了整個構架的應力和變形分布。

3.1 靜載工況

靜載狀態(tài)下，轉向架主要承受車輛自身的自重及導向輪、穩(wěn)定輪施加的預緊力，轉向架在該工況下的應力云圖如圖4所示。由云圖可知，其最大應力值為29.4 MPa，位于走行輪主梁與走行輪交接處，此處為一個應力集中點；另外，穩(wěn)定輪處應力達到17 MPa左右，與走行輪的預警力有關；其余位置應力云均較均勻且遠小于材料的屈服極限，滿足設計的強度要求。

圖4 靜載工況轉向架應力云圖

3.2 直線走行工況

直線走行狀態(tài)下，轉向架主要承受在勻速直線運動狀態(tài)下所受的自重、走行部提供的牽引力，此時車輛在勻速運動狀態(tài)下所受自重與工況1相同，故對走行部提供牽引力部位的應力進行重點分析，其應力云圖如圖5所示。由云圖可知，該狀態(tài)下應力主要集中于走行輪梁與走行部安裝支座的結合部位，其最大等效應力152.5 MPa，為走行馬達在運轉過程中的牽引力施加，其他部位受力均勻，可知此工況下最大應力遠小于材料屈服極限的80%，且此工況下仍有不小于1.2倍的安全系數。

圖5 直線走行工況轉向架應力云圖

3.3 彎道走行工況

彎道走行狀態(tài)下，車輛在通過最小彎道的情況時，轉向架主要承受軌道面對轉向架施加的反作用力及過彎過程中的離心力，此工況受力點多且凌亂，是本次分析中可能出現集中應力最大的工況，因此分別從轉向架構體及導輪梁兩個部位進行分析，其應力云圖如圖6、7所示。由圖7可知，在彎道走行狀態(tài)下，其應力主要集中于導輪梁部位，此時由于導輪預緊力與離心力的作用，該處最大等效應力載荷達到177.7 MPa，同時此時走行輪在過彎道的過程中，也受到一個離心力的作用，使得走行輪梁等效應力也達到162.5 MPa.在這種工況下，彎道內側的導輪梁的應力已經基本達到了極限的安全值，該應力最大值應是由于應力的集中引起的，其他部位應力值都較低，且分布均勻。因此應對此處的應力集中點進行一定手段的改進，如增加過渡角或者直接加強，如圖8所示，將導輪梁面積縮小整體架構并增加過渡角設計后，其最大應力值為153.5 MPa，雖然依然存在一定程度上的應力集中現象，但其最大應力值已經有所減低。

圖6 彎道走行工況轉向架應力云圖

圖7 彎道走行工況導輪梁應力云圖

圖8 優(yōu)化設計后的彎道走行工況導輪梁應力云圖

4 結束語

本文以單軌跨座式作業(yè)車轉向架構架的結構入手，通過三維建模及有限元分析，進行了一次較為全面的強度校核，結果表明：

（1）通過3種工況對轉向架的強度校核，轉向架在彎道運行的情況下，受力最為復雜且應力集中現象最為嚴重，直線狀態(tài)其次，雖在校核過程中，幾種工況下轉向架均滿足設計的強度要求，但根據應力云圖所示，轉向架如穩(wěn)定輪梁、救援輪梁強度遠小于設計強度值，存在強度冗余的情況，可著手從這些方面的優(yōu)化設計達到降低自重的目的。

（2）3種工況中，最大應力達到177.7 MPa，發(fā)生在導輪梁處，雖然經過優(yōu)化設計后有所降低，但依然存在應力集中現象，轉向架結構優(yōu)化應針對這些應力集中部位進行，從而滿足車輛安全行駛的需要。

前述工作一方面驗證了現有轉向架設計能完全滿足強度需求，一方面也為后續(xù)的優(yōu)化設計工作提供了可行的建議，具有一定的工程應用價值。

[1]杜子學，李吉慧，朱興高.跨座式單軌車輛轉向架構架結構疲勞壽命分析[J].機車電傳動，2011（6）：52-53.

[2]田合強，鄔平波，王建斌，等.焊接構架疲勞強度的有限元分析及評估[J].內燃機車，2008（3）：1-5.

[3]劉紹勇.重慶跨座式單軌車輛轉向架[J].現代城市軌道交通，2006（1）：5-9.

[4]朱興高，顧 亮，杜子學.跨座式單軌車輛轉向架三維建模與仿真[J].農業(yè)裝備與車輛工程，2014（12）：7-9.

[5]趙洪倫.軌道車輛結構與設計[M].北京：中國鐵道出版社，2009.