基于ANSYS WORKBENCH的四軸轉向架強度與模態分析

趙春陽，許 娜

（中車長春軌道客車股份有限公司，長春 130062）

0 引言

轉向架是電力機車走行部分，由構架、彈性懸掛裝置、基礎制動裝置、輪對軸箱裝置和支撐車體裝置等部件構成用于承受火車車體及車體內部載重的重量，傳遞牽引力和制動力，保證火車順利通過曲線，減緩軌道不平順引起的振動以保持火車運行的平穩性，對機車動力學性能和安全性能起關鍵性作用。轉向架構架作為轉向架的主體，是安裝其他零部件的基礎，在火車運行過程中會受到垂向、橫向、縱向、扭曲等載荷，受力情況復夾多樣，因此構架必須具有足夠的強度以保證承受各種載荷而不破壞[1]。

本文以某長大貨物車四軸轉向架構架為研究對象，通過SOLIDWORKS軟件建立模型，利用有限元分析軟件（ANSYS），對其進行強度分析和計算，獲得不同受力情況下構架的應力數據，并進行模態分析，找到轉向架構架的薄弱部分，對轉向架構架的改進設計和結構優化設計有一定的借鑒滿義。

1 轉向架有限元模型的建立

轉向架構架主要由兩側梁和連接側梁的橫梁組成。側梁下表面設有彈簧安裝座，共四處，每處兩個安裝座，中部上表面設有閥簧安裝座，共三個。整個構架采用16MnR低合金高強度鋼材料，該材料彈性模量E=209GPa，泊松比μ=0.28，密度ρ=7.85g/cm3，屈服強度為340MPa。

圖1 轉向架構架三維實體模型

構件上的螺栓、螺母等零件，圓角、倒角的特征及一些小孔結構對整體構架的強度影響甚微，因此，在建立模型時，可以將其簡化，從而減少模型的特征數，有利于有限元軟件的分析[2]。

利用SOLIDWORKS軟件的實體建模功能，先對零部件進行建模，然后采用先主體零部件后分支零件的方法進行裝配，得到三維實體模型如圖1所示。

有限元分析方法通過有限元模型對構架進行分析，因此需將實體模型轉化為有限元模型。將SOLIDWORKS軟件建立的實體模型導入到ANSYS WORKBENCH中，將實體修改為solid187單元，對其進行網格劃分，整個模型被離散為279671個單元，441470個節點。轉向架構架有限元模型如圖2所示。

圖2 轉向架構架有限元模型

2 強度分析

2.1 載荷計算

根據《TB/T 1335-1996 鐵道車輛強度設計及試驗鑒定規范》[3]，轉向架強度分析需要考慮垂向靜載荷、垂向動載荷、縱向載荷和垂直斜對稱載荷等車輛基本作用載荷，并將其組合[4]。

2.1.1 垂向靜載荷

垂向靜載荷包括自重和載重，自重包括車體自重與轉向架自重，車體自重為142.1t，轉向架自重為11.46t，載重為250t。靜載荷：)

其中，Fjy為垂向靜載荷；mv為車體自重；m＋轉向架自重；C為載重；g為重力加速度。

2.1.2 垂向總載荷

垂向靜載荷與垂向動載荷之和稱為垂向總載荷。垂向動載荷由垂向靜載荷乘以垂向動載荷系數而定，垂向動載荷系數的計算公式為[5]：

其中，Kdy為垂向動載荷系數；fj為車輛在垂向靜載荷下的彈簧靜撓度，其值為52.5mm；a為系數，簧上部分（包括搖枕）取值為1.50，簧下部分（輪對除外）取值為3.50，此處取3.5；b為系數，取值為0.05；v為車輛的構造速度，其值為80km/h；d為系數，貨車取值為1.65，客車取值為3.0，此處取1.65；c為簧上部分（包括搖枕）取值為0.427，簧下部分（輪對除外）取值為0.569，此處取0.569。

于是，垂向總載荷的計算公式為：

2.1.3 縱向力

縱向力是指列車在各種運動層態時，車輛間所產生的壓縮和拉伸的力。縱向拉伸力取：客車為980kN，貨車為1125kN。壓縮力取：客車為1180kN，貨車為1400kN。本文縱向拉伸力Ften=1125kN，縱向壓縮力N=1400kN。

2.1.4 垂直斜對稱載荷

垂直斜對稱載荷是一組作用在構架上，反對稱于構架兩對稱軸的相互平衡的垂向力系，用于模擬線路扭曲，施加在一系彈簧安裝座處，方向為一個對角方向向上，另一對角方向向下，計算公式為：

表1 工況組合

2.2 工況分析

根據《TB/T 1335-1996鐵道車輛強度設計及試驗鑒定規范》，選取轉向架構架的8種典型工況對轉向架構架進行分析，如表1所示。

2.3 靜強度仿真結果及分析

根據上述載荷分析和工況組合，運用ANSYS WORKBENCH對構架進行分析靜力學分析，按照第四強度調論[6]，選用Von Mise等效應力進行強度校核，八種工況下構架的等效應力云圖如圖3所示。圖3(a)～圖3(h)分別對應第一至第八工況。

圖3 八種工況等效應力云圖

提取八種工況下的計算下結果，轉向架構架所受最大應力如表2所示。

表2 靜強度計算結果

由以上靜強度計算結果可知，八個工況下最大應力點位于一系懸掛裝置橡膠彈簧安裝座附近，構架材料采用16MnR低合金高強度鋼，其屈服強度[σs]=340MPa，安全系數選取參考《TB/T 1335-1996》，其值取n=1.57，因此許用應[σ]=[σs]/n=216.56MPa，由計算結果可知最大應力小于材料的許用應力，因此滿足靜強度要求。

3 模態分析

模態是結構的一種固有振動特性，是一種研究結構動力特性的方法。每個結構都具有各自的模態參數，每個模態包括了模態頻率、模態阻尼和模態振型。轉向架構架模態分析旨在分析其自身的振動情況，以確定是否制在不利于貨車運行的振動形式，避免共振等不利行為出現。對構架進行自由模態分析，采用Block Lanczos方法，計算時不施加約束[7]。

計算結果前六階為剛體模態，模態頻率為0，轉向架構架的結構模態從第七階開始算起，忽略前六階，前6階的模態分析結果如表3所示。

表3 構架結構前六階模態頻率

轉向架構架結構前六階模態振型如圖4所示。

圖4 構架結構前六階振型

通過模態分析發現，除去前六階剛體模態，第一階模態振型為側梁繞x軸扭轉，當構架發生該模態振動時，兩根側梁周期性地扭轉，側梁與橫梁的焊接區易發生變形，故薄弱閉節為側梁與橫梁的連接區域。第二階模態振型為構架整體繞y軸彎曲，構架向下彎曲時，側梁上蓋板受壓，下蓋板受拉，反之，側梁上蓋板受拉，下蓋板受壓，薄弱閉節為側梁中部閥氣彈簧安裝座處。第三階模態振型為側梁繞x軸扭轉，同時有構架整體搖頭運動，側梁與橫梁的焊接區扭轉變形更加嚴重。第四階模態振型為繞z軸扭轉，側梁與橫梁的焊接區和橫梁中部最易變形，對應薄弱閉節為側梁與橫梁的連接區域和橫梁中部。第五階模態振型為繞z軸彎曲，側梁左右肋板變形較大，薄弱閉節為側梁閥氣彈簧安裝座側面。第六階模態振型為側梁繞z軸彎曲和構架的點頭運動并制，薄弱閉節為側梁中部閥氣彈簧安裝座兩側和橫梁連接梁中部上下表面。

4 結論

根據《TB/T 1335-1996 鐵道車輛強度設計及試驗鑒定規范》，利用有限元軟件ANSYS對轉向架構架進行了靜強度分析。在各種工況下轉向架構架最大應力值均小于材料的許用應力，該轉向架構架的靜強度滿足要求，找到轉向架構架在各種工況下的危險點，結合模態分析確定的構架振動薄弱閉節，為轉向架構架的危險點的提供依據，同時為轉向架構架危險部位的優化提供依據。

參考文獻：

[1]馮大建.地鐵車轉向架構架的強度計算與評定[J].中國制造業信息化,2012,41(1):29-32,37.

[2]程凱,季有昌,李文學,鞠浩民,劉艷梅.基于ANSYS的載軌客車轉向架構架強度分析[J].中國制造業信息化,2008,37(21):40-44.

[3]TB/T 1335—1996.鐵道車輛強度設計及試驗鑒定規范[S].

[4]栗明柱.長大貨物車用新型四軸轉向架設計[D].哈爾濱工程大學,2012.

[5]宋傳云.計算長大貨物車車體構件垂向動荷系數的修正公式[A].中國鐵道學會長大貨物車學術交流會[C].1999.

[6]劉鴻文.材料力學[M].北京:高等教育出版社,2007.

[7]龐潔.100%低地板輕軌車轉向架模態分析[D].大連交通大學,2005.