摘要：為了提高某軌道運輸工具車制動性能的安全性與可靠性，一方面通過建立單目標數(shù)學優(yōu)化模型與鼓式制動器計算模型開展最大制動力、滿載最大停留坡度、制動距離、極限載重量以及軸承壽命等性能參數(shù)校驗；另一方面，基于ANSYS/Workbench軟件開展目標工具車核心部件結構強度的仿真分析（車架靜態(tài)應力分析、輪軸應力分析及車輪應力分析）。其中，參數(shù)校驗結果表明目標工具車制動性能滿足使用需求，仿真分析結果表明車架極限破壞節(jié)點位于內(nèi)外側(cè)立板拓撲圓弧處、內(nèi)側(cè)立板與車架頂板連接區(qū)域。因此可知，該目標工具車制動性能滿足使用要求，結構設計富余量偏高，可指導后續(xù)結構改進與輕量化拓撲優(yōu)化設計。

關鍵詞：軌道運輸工具車；ANSYS/Workbench；制動系統(tǒng)；結構強度

中圖分類號：U270.35 文獻標志碼：A doi：10.3969/j.issn.1006-0316.2024.07.007

文章編號：1006-0316 （2024） 07-0045-07

Performance Analysis and Design of the Braking System of a Rail Vehicle

WANG Le，PEI Jiazhi，LEI Xianguo，ZHAO Jianchao

（ Engineering College， Ankang Vocational and Technical College， Ankang 725000， China ）

Abstract：This paper aims to improve the safety and reliability of the braking performance of a certain rail transport vehicle. On the one hand， a single objective mathematical optimization model and a drum brake calculation model are established to verify performance parameters such as maximum braking force， maximum dwell slope under full load， braking distance， ultimate load capacity， and bearing life; on the other hand， the simulation analysis of the structural strength of the core components of the target vehicle is carried out using ANSYS/Workbench software， including static stress analysis of the frame， axle stress analysis， and wheel stress analysis. The parameter verification results indicate that the braking performance of the target vehicle meets the usage requirements. The simulation analysis results show that the ultimate failure node of the frame is located at the topological arc of the inner and outer vertical plates， and the connection area between the inner vertical plate and the top plate of the frame. It can be seen that the braking performance of the target vehicle meets the usage requirements， and the structural design margin is relatively high， which provides guidance for subsequent structural improvement and lightweight topology optimization design.

Key words：rail transport vehicle；ANSYS/Workbench；braking system；structural strength

隨著車輛技術的迅速發(fā)展及軌道交通的日益普及，軌道運輸工具車的應用越來越廣泛，鼓式制動器系統(tǒng)作為制動系統(tǒng)的重要組成部分，其性能優(yōu)劣不僅影響到整車平順性，更直接關乎行車安全[1]。

在可靠性方面，席傳鵬等[2]通過ADAMS軟件對輪式制動器和鼓式制動器的虛擬樣機模型進行仿真對比分析，結果表明在相同的制動前提下，鼓式制動器的制動扭矩大于輪式制動器；在結構設計方面，丁介然[3]通過分析鼓式制動器的力學性能從而提出了相關結構設計和材料選擇方案；在研究手段方面，史津竹等[4]將SolidWorks與ANSYS相結合對鼓式制動器全接觸模型進行有限元分析，劉丹丹等[5]從建模復雜性、計算速度、計算精度等方面分析柔體模型的優(yōu)勢，為制動器的制動性能研究提供了依據(jù)。

本文分別從模型建立（優(yōu)化模型選取和制動模型建立）、制動性能校驗（最大制動力、滿載工況最大坡度、制動距離、極限載重量、軸承壽命）、結構強度有限元分析（車架、車軸、車輪）三個方面展開研究，通過理論計算與仿真分析，確保目標工具車制動性能與結構的可靠性，同時為下一階段整車結構拓撲優(yōu)化提供依據(jù)。

1 制動模型建立

圖1所示為本文研究軌道工具試制樣車，車架系統(tǒng)采用Q235普通碳素結構鋼板與絎架焊接結構，輪軸與車輪采用45#優(yōu)質(zhì)碳素結構

鋼，車輪包裹尼倫外殼做附著面支撐。其最大設計載重量2000 kg（含自重），最高走行速度10 km/h，最大許用坡度60‰，最大許用制動距離5 m。為了確保試制樣車制動性能滿足使用要求，依據(jù)該試制樣車建立相關優(yōu)化數(shù)學模型與制動器計算模型，方便后續(xù)性能驗算與結構分析。

1.1 優(yōu)化數(shù)學模型

本文研究基于單目標優(yōu)化數(shù)學模型[6]。

設計變量分析匯總為：

（1）

選定設計變量為 或 。

約束條件設定為：

（2）

（3）

（4）

式中：X為設計變量； 為標函數(shù)； 為不等式約束函數(shù)； 為等式約束函數(shù)； 、 為設計變量 的上、下限。

依據(jù)該優(yōu)化模型確定運輸工具車的目標函數(shù)與約束函數(shù)，相關參數(shù)如表1所示。

1.2 制動器計算模型

依據(jù)制動器類型與結構建立目標軌道運輸工具車鼓式制動器計算模型[7]如圖2所示，制動器的參數(shù)為：制動蹄旋轉(zhuǎn)中心高度為146 mm，制動器中心高度距離旋轉(zhuǎn)中心高度為70 mm，凸輪中心到力的作用線間的距離為6 mm，凸輪所受力矩為26.95 N·m，襯片摩擦系數(shù)為0.4，輪對尼龍襯套與鋼軌的附著系數(shù)為0.3。

2 制動校驗

整個校驗過程以制動性能驗算與系統(tǒng)結構校核兩個模塊展開，其中，制動性能驗算包含靜止狀態(tài)最大制動力、滿載狀態(tài)下小車可停留的最大坡度、5 km/h與10 km/h兩種不同工況下的制動行駛距離、5 km/h與10 km/h兩種不同工況下時在各坡度下的極限載重五個理論計算子項目；系統(tǒng)結構校核包含整車軸承壽命驗算、車架結構強度仿真分析（滿載垂向力加載、極限垂向力加載分析、制動工況加載力分析、側(cè)向極限力加載分析）以及輪軸及車輪應力仿真分析。

2.1 制動性能驗算

2.1.1 最大制動力計算

（1）根據(jù)凸輪所受力矩計算凸輪施加于制動蹄的力為2245.83 N。

（2）由制動蹄所受力和制動器的主要尺寸及相關參數(shù)可知，制動緊蹄受力為9643.86 N；制動松蹄受力為3093.31 N；制動器的制動力矩為458.53 N·m；單個制動器的制動力為4473.46 N；因每個車輪都裝有一個制動器，因此運輸工具車制動時受到四個制動器的共同作用，運輸工具車的總制動力為17 893.85 N。

（3）鋼軌與輪對之間附著力的計算（運輸工具車滿載質(zhì)2000 kg）：運輸工具車在斜坡上的受力如圖3所示。

根據(jù)運輸工具車與鋼軌的之間相互作用力分析其附著力當無坡度時，附著力最大，最大值為5880 N。

綜上所述，運輸工具車制動器提供的最大制動力為17 893.85 N，而輪對與鋼軌之間最大的附著力為5880 N，故在此狀況下，運輸工具車制動器實際產(chǎn)生的最大制動力為5880 N。

2.1.2 滿載工況最大坡度計算

由靜止狀態(tài)時運輸工具車制動裝置最大制

動力分析可知，運輸工具車（2000 kg）滿載時制動器產(chǎn)生的制動力為附著力，運輸工具車可停留最大坡度的臨界條件為重力的分力與附著力平衡，因此計算得出該運輸工具車可停留的最大坡度約為16.7°（300‰），滿足設計要求。

2.1.3 制動距離分析

通過分析運輸工具車的使用環(huán)境與受力情況，在給定坡度（5‰、10‰、15‰、20‰、25‰、30‰、35‰、40‰、50‰、60‰）、滿載質(zhì)量（2000 kg）、速度（5 km/h、10 km/h）的條件下計算運輸工具車的制動距離。

如圖4、圖5所示，依據(jù)工具車在坡道中行駛受力對其運動性能分析可知，小車在5 km/h速度時其在最小坡道（5‰）時所需制動距離約0.34 m；在最大坡道（60‰）上所需要的制動距離約0.42 m；在速度為10 km/h速度時其在最小坡道（5‰）時所需制動距離約1.36 m；在最大坡道（60‰）上所需要的制動距離約1.64 m，滿足制動距離許用要求（≤5 m）。

2.1.4 極限載重量校核

為了使運輸工具車制動時可控，工具小車受到的總的制動力小于鋼軌和運輸工具車的附著力，即工具車制動后車輪處于純滾動狀態(tài)，由此可計算出在給定坡度、制動距離、速度下運輸工具車的質(zhì)量如圖6、圖7所示。

即在限定條件下，運輸工具車的總質(zhì)量至少達到4320.35 kg，其制動距離才能達到5 m，而運輸工具車滿載時的質(zhì)量不超過2000 kg，故在實際正常使用中，運輸工具車的制動距離不會超過5 m。

2.2 制動結構校驗

2.2.1 軸承壽命及可靠性分析

工具車所用軸承為8個6306深溝球軸承，在實際使用中，軸承主要承受垂直方向的徑向力，通過查表，可知軸承的額定動載荷為" " "29 000 N。運輸工具車的最大質(zhì)量（即滿載時的質(zhì)量）為2000 kg，因此，單個軸承承受的徑向力為2450 N，經(jīng)計算可知軸承的當量動載荷為2940 N[8]，由此可以計算軸承（車輪的直徑約205 mm）的轉(zhuǎn)速為15 535 r/h，軸承的使用壽命為6.18×106 h。故運輸工具車選用深溝球軸承6306滿足使用要求。

2.2.2 車架的靜態(tài)應力分析

為模擬工具車車架在實際使用工況中的受力情況，確定其應力應變，以便在后期進行拓撲優(yōu)化，最終指導實際加工，基于ANSYS/ Workbench軟件對其車架、車軸、車輪做如下五個工況的有限元分析[9]。

（1）滿載垂向力加載分析

利用NX建模工具建立工具車車架實體模型，將該實體模型導入ANSYS/Workbench軟件中，將車架頂面即貨物承重表面固定，各輪軸圓弧上半部分加載垂向2450 N模擬車架載重2000 kg時的受力情況，為車輪模型選擇Q235碳素結構鋼。

如圖8所示，經(jīng)過仿真分析可知，在工具車滿載受力情況下車架所受應力最大值為59.005 MPa，位于車輪內(nèi)側(cè)立板與車架頂部連接處，遠低于車架材料的屈服強度235 MPa，安全系數(shù)達3.99，應力較大區(qū)域位于內(nèi)外側(cè)立板與車架頂部連接處以及車架頂部支撐板的中部。因此，滿足設計要求。

（2）極限垂向力加載分析

考慮到工具車使用人員的復雜性、運輸貨物材料的多樣性等因素，從而進一步探索運輸工具車的運載極限，按照工況一持續(xù)增大垂向加載力，直到達到車架材料許用應力為止（即車架此時已破壞或變形），以模擬車架所能承受的最大承載力，所得應力云圖如圖9所示，仿真結果表明，最先破壞區(qū)域為車架前后側(cè)加強方通與左右支撐板的連接處以及輪軸支撐板與車架頂板的連接區(qū)域。此時垂向加載力為" 79 000 N，即車架所能承受最大載重量為達到8061 kg，即目標設計載重量的4.03倍，顯然從垂向承載力來看，結構設計富余量偏大。

（3）制動工況加載力分析

運輸工具車在實際使用過程中除了承受貨物重量引起的垂向載荷外，更多的還要承受頻繁制動時因為制動力的突變所引起的車架與車軸連接處的破壞力，為了模擬該工況條件下的應力應變情況，將車架模型頂面固定，給車軸支撐處后側(cè)半圓弧加載制動力，由前述制動力計算可知，小車受到總的制動力為5880 N，因此加載在每個車軸支撐部分的前進方向的反方向加載力1470 N，采用相同的仿真方法所得應力如圖10所示，即最大應力為21.8 MPa，遠低于車架材料的屈服強度235 MPa，安全系數(shù)達10.78，此時，應力較大區(qū)域位于內(nèi)外側(cè)立板拓撲圓弧處。因此可知，該工具車因制動作用引起的破壞力對結構影響甚微，結構設計富余量較大。

（4）側(cè)向極限力加載分析

運輸車在使用過程中難免因為軌道周邊貨物侵入限界而引起小車側(cè)向侵界，因此為了模擬車架所能承受的最大側(cè)向沖擊力，對車架進行左右單側(cè)面整體固定，再其對側(cè)面進行加載仿真分析，加載面積為其面積30%，加載力持續(xù)增加直至達到車架材料許用應力為止（車架破壞或變形）。所得應力云圖如圖11所示。

仿真結果表示，當車架最大應力超過其需用應力時，此時加載力達到25 000 N，破環(huán)區(qū)域為內(nèi)側(cè)立板與車架頂板連接區(qū)域。該加載力遠超過實際使用時侵界導致的破壞力，即側(cè)向承受能力滿足設計要求，富余量較大。

（5）縱向極限力加載分析

該工具車在雨雪冰凍天氣情況下運輸貨物過程中因軌道濕滑存在縱向碰撞的可能，因此為了模擬車架所能承受的最大縱向沖擊力，對車架進行前后單側(cè)面固定，并在其對側(cè)面進行力的加載，加載面積為其面積30%，加載力增加直至達到車架材料許用應力為止，即此時車架已破壞或變形。所得應力云圖如圖12所示。

當車架最大應力超過其需用應力時，此時加載力達到37 000 N，破壞區(qū)域為車架上頂板與橫向加強角鋼連接區(qū)域。該加載力遠超過實際使用時縱向碰撞導致的破壞力，即縱向承受能力滿足設計要求，富余量較大。

2.2.3 輪軸及車輪應力分析

（1）輪軸應力分析

如圖13所示，工具車輪軸采用雙側(cè)軸承支承，車輪材料選擇45#鋼，屈服強度為355 MPa，車軸整體固定，左右軸承處上半圓弧各施加2450 N的垂向力，模擬車軸滿載情況時的受力情況，經(jīng)過仿真分析可知，輪軸應力最大值為28.615 MPa，位于外側(cè)立板與輪軸軸肩接觸處，45#鋼屈服強度為355 MPa，計算得安全系數(shù)為12.4，如果經(jīng)過熱處理，則屈服強度更高，因此輪軸強度滿足應用需求，設計富余量偏大。

（2）車輪應力分析

與汽車輪胎不同的是本文研究的運輸工具車在工作過程中，車輪作為直接與軌道面進行接觸的運動部件[10]，其滿載時最大走行速度僅為5 km/h，因此來自軌道面不平帶來的向上的

沖擊力忽略不計，為防止車輪在垂向受力時破損失效，增加車輪的使用壽命，在各方面達到車輪所需的強度要求，本文選擇對其滿載工況靜態(tài)受力情況下的應力進行分析，為計算汽車輪轂的應力分布和最大變形量出現(xiàn)的位置，選擇直接求解器對其進行應力和最大形變分布求解，如圖14所示，車輪應力最大值為88.757 MPa，位于車輪接軌端面與凸緣連接處，車輪材料選用45#鋼，其屈服強度為355 MPa，計算得安全系數(shù)為4.0，經(jīng)過熱處理后，其屈服強度更高，因此該車輪強度滿足應用需求。

3 結論

基于單目標優(yōu)化模型與ANSYS/Workbench軟件進行某軌道運輸車制動性能校驗與結構優(yōu)化設計研究，結果分析如下：

（1）通過制動效能校驗知，目標車鼓式制動器可提供的最大制動力為17 893.85 N，實際受力為5880 N；最大制動保持坡度為300‰；最大制動距離1.64 m；約束條件下的極限載重量為7528.81 kg；軸承壽命為6.18×106 h，滿足制動使用性能需求；

（2）系統(tǒng)結構有限元分析顯示車架滿載工況安全系數(shù)為3.99；最大載重量為8061 kg（含自重）；制動工況安全系數(shù)為10.78；側(cè)向抗沖擊極限為25 000 N；縱向抗沖擊極限為37 000 N；輪軸安全系數(shù)為12.4；輪轂安全系數(shù)為4.0。結構強度滿足使用需求。

（3）車架破壞節(jié)點分別為內(nèi)外側(cè)立板拓撲圓弧處與內(nèi)側(cè)立板與車架頂板連接區(qū)域。

綜上，該目標工具車制動性能滿足使用要求，結構設計富余量偏高，從而指導后續(xù)結構改進與輕量化拓撲優(yōu)化設計。

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