HXD3B型機車轉向架構架強度及模態分析研究

羅文昊，張濤

HXD3B型機車轉向架構架強度及模態分析研究

羅文昊1,2，張濤2

（1.蘭州交通大學 機電工程學院，甘肅 蘭州 730070；2.中車株洲電力機車有限公司，湖南 株洲 412001）

以HXD3B型電力機車轉向架構架為研究對象，基于TB/T 2368－2005標準、采用數值計算方法對其靜強度和疲勞強度進行研究，并分析其前6階模態及振型。結果表明：在各工況載荷下，構架的等效應力與其材料的許用應力相比，前者均小于后者，且其關鍵測點的應力坐標值均未超出其疲勞極限圖的允許范圍，因此構架應力范圍合理，滿足其強度要求；構架的自振頻率范圍為29.102～71.004 Hz，大于其共振頻率，且抗彎性能良好。通過強度評定和模態分析可確定構架的危險部位，并提出有效的結構簡化方法及數值模擬思路，為構架的進一步優化奠定了基礎。

有限元分析；構架；靜強度；疲勞強度；模態分析

對于轉向架，構架的主要作用是將各零部件進行有機組合。轉向架在運行過程中，各種力矩以及載荷均以構架作為主要承載、傳遞途徑[1]。李晨等[2]依據EN 13749-2001標準對B型地鐵列車轉向架構架進行常見超長載荷工況強度分析，應用有限元分析方法對構架重點承載部位進行數值仿真，并通過試驗驗證了分析結果滿足設計及運行要求。吳丹等[3]通過對高速列車轉向架構架的仿真分析，驗證了利用數值模擬方法分析構架強度及剛度的可行性，同時對構架的結構進一步優化并提出了新的研究方向。張勇等[4]運用有限元方法建立了國內某型電力機車構架動力學模型，分析了在車輪多邊形軌道激勵下對機車構架動應力響應及疲勞強度的影響。張紅濤等[5]采用UIC 615-4規范及有限元方法對貨運機車中間轉向架構架進行數值仿真，得到構架所承受的載荷與不同運行工況之間的關系，并以此作為依據在不同維度上提出對構架結構優化的各種方法。李崇等[6]根據構架強度試驗標準UIC 615-4及轉向架構架設計要求規范EN13749對A型地鐵轉向架構架進行靜強度及疲勞強度分析，并通過試驗驗證了其強度均滿足設計要求。

本文以HXD3B型電力機車轉向架構架為研究對象，采用有限元法對構架模型進行數值仿真。首先根據TB/T 2368－2005標準[7]，分別對構架的靜強度和疲勞強度進行評估。其次計算構架的前6階模態并分析其對應的振型。通過強度評定和模態分析確定構架的危險部位，并提出構架的簡化方法及數值模擬思路。

1 構架基本結構及有限元模型建立

HXD3B型機車采用三軸半（軸）懸掛型轉向架，是我國運用范圍很廣的大功率貨用電力機車[8]。其轉向架軸式為C0-C0，即三動軸轉向架。一臺機車配有兩個轉向架，其總功率達到9600 kW，最高速度可達120 km/h。構架作為機車轉向架的骨架，起到“固定軸距、承載傳力、安裝聯系”的作用，是轉向架的關鍵結構，也是聯系機車車體和輪對軸箱最重要的部件。

以HXD3B型機車的轉向架作為主要研究對象，把構架的結構形式作為主要研究重點，并且按照構架實際比例建立三維模型，如圖1所示。構架材料為Q345E壓型鋼，焊接而成的構架梁件形成完全封閉的中空箱型結構，構架經組焊處理后，呈現出典型的“目”字型結構。各梁件連接處采用小圓弧形式過渡以減少應力集中[9-10]。

圖1 HXD3B型機車轉向架構架

數值仿真需建立構架有限元模型，而且必須對其各種附屬的安裝支座進行簡化，原因是：①附屬的安裝支座受力較小，一般情況下不會對整體構架的受力性能產生很大影響；②附屬支座需要更精細的網格，不僅浪費大量計算機資源，且會使網格質量變差。HXD3B型轉向架構架基本參數如表1所示。

表1 構架的基本參數

構架劃分網格形狀為標準的正六面體，并且在構架主要的承載部位進行了網格細化，因為承載部位要把施加載荷所產生的力傳遞向其他部位，細化后的網格可使力的傳遞性更好，使得結果更加準確。最終檢查網格質量良好，網格數為492677個。簡化后的構架有限元模型如圖2所示。

2 載荷確定

依據TB/T 2368－2005[7]，分別對轉向架構架在超常載荷及模擬運營載荷工況下的應力進行計算。本文在以模擬運營載荷為主要研究對象時，將工況類型分為13種，如表2所示。

圖2 簡化后的構架有限元模型

表2 構架模擬運營載荷工況表

注：載荷工況0時，安裝牽引電動機；＝0.1；＝0.2；轉向架在5‰曲線上行駛時會承載扭曲載荷。

2.1 超常載荷計算

計算超常載荷目的是當載荷達到最大時，判斷構架結構是否有發生永久不可逆性破壞的危險。按照TB/T 2368－2005[7]，計算過程如下：

式中：F1max、F2max為超常載荷下構架的垂向載荷（單側），N；Fmax為超常載荷下構架的

HXD3B型電力機車轉向架構架整備質量（加配重）為1.5×105kg，每臺機車具有2臺轉向架，單個轉向架自重為2.84×104kg。

計算得：

F1max＝F2max＝320002.2 N

Fmax＝183500 N

2.2 模擬運營載荷計算

機車運行過程中，構架受到垂向及橫向載荷的作用[9]。模擬運營載荷主要是仿真構架在運行時，在受到各個力不平衡作用時，分析轉向架構架結構是否出現裂紋等現象。按照TB/T 2368-2005[7]，計算過程如下：

式中：F為模擬運營載荷下構架的垂向載荷（單側），N；F為模擬運營載荷下構架的橫向載荷，N。

計算得：F＝228573 N，F＝183937.5 N。

模擬運營載荷狀態下，轉向架構架除了受

到垂向載荷與橫向載荷的力，還有作用在其電機吊桿座處的電機懸掛力，其取值為22000 N。在計算模擬運營載荷時，不考慮縱向力的作用。

3 構架強度評估

3.1 靜強度評定

本文對構架所施加的載荷與約束皆依照構架實際承受的載荷及約束，如表3所示。構架所受約束主要為垂直方向的彈性約束和位移約束。彈性約束主要是模擬一系彈簧裝置所承載的彈性力，位移約束是限制了構架在橫向和縱向上的運動，且在垂向設有一定的位移余量。

表3 構架施加載荷和添加約束的位置

對比分析超常載荷與模擬運營載荷工況下的計算結果，得出，構架處于超常載荷工況時產生的最大等效應力為160.56 MPa，小于其材料的屈服極限，說明其在超常載荷作用下不會發生斷裂；構架在模擬運營載荷工況下的等效應力范圍為81.25～130.62 MPa，小于其材料的許用應力。

因此，構架靜強度滿足設計要求。

圖3為構架超常載荷工況等效應力云圖。

圖3 超常載荷工況等效應力云圖

通過靜力學分析結果及圖3可知，在右端側梁與中間橫梁連接處出現了應力集中。構架出現應力集中的原因有兩個：①構架自身的結構存在缺陷，如各梁件連接處焊接質量差或橫梁分布不均所導致的受力不平衡，需要進一步改善優化其結構，以便受力均衡；②在數值模擬過程中由于模型問題或軟件操作不當而導致不恰當的計算結果。

列車實際運行時，構架的載荷工況多變而更加復雜[11]。本文中對構架的有限元模型做了嚴格的檢查與驗證，排除建模錯誤及軟件操作不當等原因，僅對構架自身結構來說，優化方法如下：

（1）進行構架網格無關性驗證，同時檢查網格質量在0.6以上，以確保網格劃分合理。

（2）由于構架模型簡化或軟件計算誤差難免會因應力奇異性而出現極大應力點，所以應先識別并排除應力奇異點所在的位置，再進一步優化構架結構。構架梁件為中空箱型結構，其內部有層板通過等距焊接來提高各梁件強度，所以可以減小層板間的距離來增大梁件強度。實際加工過程中，構架各梁件連接處均采用圓角結構來過渡，以減小應力集中，圓角結構為焊接而成，所以改變圓角大小及焊接方式也可有效減少構架應力集中。

3.2 疲勞強度評定

依照TB/T 2368－2005[7]，分別計算構架在垂向、橫向及扭曲等13種模擬運營載荷工況下的等效應力[7]。在普遍認為的構架的薄弱部位選取網格節點作為關鍵測點，確定其不同工況下的最大及最小應力，計算如下：

式中：σ為等效平均應力值，MPa；max為最大應力值，MPa；min為最小應力值，MPa；σ為等效應力幅值，MPa。

以σ為橫坐標，分別以max和min為縱坐標，基于材料的各種性能參數、σ和σ首先得到材料修正的Goodman-smith疲勞極限圖，其次把測點的數據處理后也在統一坐標系下進行標注，如圖4所示。

圖4 模擬營運工況下構架的Goodman極限圖

由圖4可知，各測點數據坐標值均未超過其疲勞極限圖的允許范圍。因此在實際運行過程中構架可承受由于線路不平順或轉向架彈簧懸掛裝置出現故障而帶來的一系列交變載荷。

4 模態分析

列車在運行過程中，轉向架構架的振動會對車輛運行的穩定性造成一定影響，保證構架具有良好的剛度特性是車輛穩定運行的必要條件[12-14]。采用有限元模型分析方法，以有限元模型為基礎，以在該模型下的軸箱拉桿定位座作為主要處理對象，對其分別在橫向以及縱向兩個方向上進行約束處理。需要注意的是，要想進一步判斷此車輛在運行過程中的運行狀態以及運行振動形式，就必須再次以軸箱定位座作為處理對象，對其施加彈性約束處理，其計算方法可選用迭代法對構架進行模態分析，從而有效避免共振和各梁件彎曲變形等不利因素。由于高頻振動在列車運行過程中一般很少出現，故利用有限元的自由模態分析時，只需對前6階模態進行分析，如表4所示。

表4 構架模態分析結果

由表4可知，構架最低激振頻率29.102 Hz，列車運行時，構架的激振頻率在10 Hz左右，因此構架不存在共振現象。第1階振型以橫軸為轉軸，以構架左右側梁為主要扭轉對象，在其垂直方向做反向扭轉運動。此階振型可一定程度保證構架在較不平順線路上進行垂向運動時減輕構件振動的問題，同時又可提高列車的運行速度。第4階振型為構架中間橫梁的一階彎曲，可見橫梁的剛度較大，抗彎曲性能較好，同時可承受來自車體較大的橫向載荷，有利于車輛安全通過彎道，且構架不會出現裂紋。第6階振型為兩側梁沿垂向做一階彎曲運動，表明兩側梁剛度較大，在承受垂向載荷的同時對左右兩側不均等載荷有較好的適應性，有利于構架在左右載荷不均等的情況下較好地向輪對軸箱裝置傳遞垂向作用力，并可以保證構架在長時間工作時不會迅速出現疲勞破壞等嚴重后果。轉向架構架的第3階振型如圖5所示。

圖5 轉向架構架的第3階振型

5 結論

（1）根據TB/T 2368－2005[7]，計算構架在14種工況載荷下的等效應力。結果表明，在超常載荷及模擬運營載荷工況下，構架強度都滿足要求。說明構架模型建立準確、簡化過程合理、模擬思路有效。

（2）依照ANSYS的計算結果，得到各工況下構架關鍵測點處的平均應力和應力幅值，分析得出其等效應力坐標值均落在Goodman疲勞極限圖的范圍內。說明構架可以承受由于線路不平順或轉向架彈簧懸掛裝置出現故障而帶來的一系列交變載荷。

（3）由構架的前6階固有頻率得到構架最低激振頻率為29.102 Hz，不存在共振現象，同時構架抗彎性能良好，在承受垂向不均等載荷時有較好的適應性，有利于構架向輪對軸箱裝置傳遞垂向作用力，并可以保證構架長時間工作時不會迅速出現疲勞破壞等嚴重后果，提高了機車車輛運行過程中的安全性和舒適性。

（4）根據對構架強度及模態的分析，可知保證其安全的方法主要是消除構架在加工過程中的應力集中，而通過三維建模來模擬構架的真實工作狀態，難免有一定的誤差。排除應力奇異引起的誤差，提高構架強度的措施一方面在于改變其結構的加工工藝，如焊縫位置的選擇、焊前準備、焊后處理等方案的制定等；另一方面可優化構架結構，提高關鍵受力部位的強度，如增加梁件內部的隔板、在各梁件接頭處多采用圓角結構或增加關鍵位置的鋼板厚度等。非受力部位在保證其強度的前提下，可進一步簡化結構，這樣不僅可減輕構架的質量，同時也可節省材料。所以對構架結構的輕量化研究仍需進一步探討。

（5）運用CAD/CAE數值模擬的方法對HXD3B型電力機車轉向架構架進行分析，不僅可以對其結構進行有效的仿真分析，而且能為類似機車的轉向架構架結構優化設計提供一定的理論依據和研究方向，在一定程度上節省了結構優化的時間，提高了效率。

[1]嚴雋耄，傅茂海. 車輛工程[M]. 3版. 北京：中國鐵道出版社，2008：30-37.

[2]李晨，曾京. 某B型地鐵列車轉向架構架強度分析[J]. 機械，2020，47（8）：31-36.

[3]吳丹，李晉武. 高速轉向架構架強度及模態分析研究[J]. 蘭州交通大學學報，2013，32（1）：161-163.

[4]張勇，吳興文，羅贇，等. 和諧型機車車輪多邊形激勵下構架動態響應分析[J]. 機械，2021，48（1）：52-60.

[5]張紅濤，徐建喜. 八軸貨運機車中間構架靜強度與疲勞強度分析[J]. 中國工程機械學報，2018，16（2）：183-188.

[6]李崇，梁樹林，陳曉燕，等. A型地鐵轉向架構架強度仿真分析及試驗驗證[J]. 機械，2020，47（11）：36-42.

[7]中華人民共和國鐵道部. 動力轉向架構架強度試驗方法：TB/T 2368－2005[S].

[8]李傳龍，曲天威，高震天. HX_D3B型交流傳動電力機車轉向架[J]. 電力機車與城軌車輛，2010，33（2）：25-28.

[9]曹茹，商躍進. Soildworks2014三維設計及應用教程[M]. 3版. 北京：機械工業出版社，2014.

[10]山榮成，任暉，張志毅. 轉向架構架加工工藝[J]. 現代制造技術與裝備，2016（8）：109-110.

[11]李猛，王劍，智鵬鵬. 考慮應力－強度相關性的轉向架構架可靠性分析[J]. 機械設計與制造工程，2019，48（6）：9-14.

[12]趙躍. 某重型軌道車轉向架構架強度分析及優化[D]. 蘭州：蘭州交通大學，2019.

[13]杜文濤. 基于ANSYS的轉向架構架強度及模態分析[J]. 科技視界，2019（33）：80-82.

[14]彭愛林，陳曉峰，陳喜紅，等. HX_D1F型機車轉向架構架模態分析[J]. 電力機車與城軌車輛，2016，39（6）：39-41.

[15]趙波. 基于CAD/CAE技術的軌道車輛構架強度與模態分析[J]. 現代信息科技，2018，2（3）：178-179.

[16]王鈞. 209P型轉向架焊接構架結構疲勞研究[D]. 蘭州：蘭州交通大學，2018.

[17]楊建明，祖炳潔，閆偉. 高速動車組動力轉向架結構疲勞分析[J]. 內燃機與配件，2020（5）：47-49.

[18]李超，孫暉東，李志永，等. 焊接轉向架構架仿真分析及試驗研究[J]. 機車電傳動，2020（1）：129-131.

Fatigue Strength and Modal Analysis of the Bogie Frame of HXD3BElectric Locomotive

LUO Wenhao1,2，ZHANG Tao2

( 1.School of Mechanical Engineering, Lanzhou Jiaotong University, Lanzhou 730070, China;2.CRRC Zhuzhou Locomotive Co., Ltd., Zhuzhou 412001,China)

Taking the HXD3Belectric locomotive bogie frame as the research object, based on the TB/T 2368-2005 standard, the static strength and fatigue strength is studied by using numerical calculation methods and the first 6 modes and vibration type are analyzed. The results show that the equivalent stress of the frame is smaller than the allowable stress of its material under various load conditions. In addition, the stress coordinate values of the key measuring points do not exceed the allowable range of the fatigue limit diagram. Therefore, the stress range of the frame is reasonable and meets the strength requirements. The natural frequency range of the frame is 29.102～71.004 Hz, which is greater than its resonance frequency, and has good bending resistance. Through strength evaluation and modal analysis, the dangerous parts of the structure can be determined. Effective structure simplification methods and numerical simulation ideas are proposed, which lays the foundation for further optimization of the structure.

FEA；frame；static strength；fatigue strength；modal analysis

U270.331

A

10.3969/j.issn.1006-0316.2022.05.005

1006-0316 (2022) 05-0027-06

2021-08-23

甘肅省青年科技基金計劃項目（20JR10RA260）；甘肅省高等學校創新基金（2021A-038）；蘭州交通大學青年科學研究基金（2019015）

羅文昊（1996－），男，甘肅永昌人，碩士研究生，主要研究方向為轉向架振動疲勞，E-mail：lzlwh1015@163.com。