一種鐵路漏斗車底門開閉機構受力及強度分析

陳雙喜

（成都大學機械工程學院，成都 610106）

鐵路漏斗車是一種散裝貨物（煤炭、糧食、熟料等）專用車輛，可固定編組、循環使用、定點裝卸，實現裝卸作業的自動化［1］。漏斗車在國外發展較早，上世紀70年代，聯邦德國的燃煤電廠已經廣泛采用煤炭漏斗車運煤［2］。我國于上世紀70年代開始煤炭漏斗車的研制，定型為K18，但問題較多，隨后該型號漏斗車不斷改進。2005年，中車太原機車車輛有限公司研制了新型KM70漏斗車。本世紀中車公 司 又開發了KM80、KM82、KM98、KM100等型號的漏斗車［3-4］。

底門開閉機構是漏斗車實現自動卸貨的關鍵裝置。我國運營的漏斗車目前采用2種底門開閉機構，即“大刀式”開閉機構和頂鎖式開閉機構。這2種機構在使用過程中暴露出可靠性較差的問題，如KM18煤炭漏斗車底門自動開發故障，KM70煤炭漏斗車底門開度和鎖閉不良問題［5］。目前，國內對底門開閉機構的研究較少。大連交通大學的李培行、李文成對“大刀式”底門開閉機構進行了研究，并運用ADAMS軟件建立了模型，研究了該機構的運動可靠性［6-7］。

文中以目前國內煤炭漏斗車大量使用的頂鎖式底門開閉機構為研究對象，從該機構運動學、力學原理角度出發，建立力學方程組及矩陣求解方法、構架強度校核方法，為該機構的設計、優化提供技術手段參考。

1 頂鎖式底門開閉機構

目前我國運用的KM70、KM80等系列煤炭漏斗車均采用了頂鎖式開閉機構，如圖1、圖2所示。該機構采用兩級傳動，可同時開關兩側4個（或6個）底門，具有兩級鎖閉裝置。該種機構的鎖體與底門銷接觸面為一圓弧面，機構開門時只需克服鎖體與底門銷之間的滾動摩擦力，鎖體不必壓縮底門即可轉出，使開啟底門所需的作用力較小，風動或手動開關底門時，啟閉裝置傳動平穩、輕便、靈活。為了確保鎖閉可靠，防止鎖體在空車運行時振動自開，在兩級傳動的上、下傳動軸之間，設計了一個過死點才可以開啟的連桿組成，將下傳動軸和鎖體鎖在指定的轉動位置，形成了二級鎖閉狀態。為了實現自動快速卸車，減輕勞動強度，裝有頂鎖式底門開閉機構的漏斗車一般都設置了風控裝置來控制底門的開閉，手動開閉機構作為一種輔助手段在無風源的情況下使用。

圖1 頂鎖式底門開閉機構示意圖

圖2 上、下部傳動機構組成

2 機構運動軌跡及力學模型

2.1 運動軌跡計算方法

該底門開閉機構的上部四桿傳動機構如圖3所示，設定下部傳動軸中心為坐標原點O，則上部輸入軸中心坐標點O′；O點到上曲拐鉸點A距離為La；上下曲拐通過連桿為一個整體，其下端點B，A點 到B點 距 離為Lb；點B到 下 部傳 動軸 距離為Lc。設桿O′A與水平軸角度為α，桿OB與水平軸角度為β，則點A、點B的坐標分別為式（1）、式（2）：

圖3 上部傳動機構受力圖

下部左側四桿傳動機構如圖4、圖5所示。設雙聯桿OC長度為Ld，與水平軸角度為γ；鎖體點F到點D長度為Lf，與水平軸角度為θ，則點C、點D的坐標分別為式（4）、式（5）：

圖4 下部雙聯杠桿尺寸與受力圖

圖5 左鎖體受力示意圖

左側底門頂桿長度為式（6）：

下部右側四桿傳動機構如圖6所示。設雙聯桿OF長度為Lg=Ld；右鎖體點G到點H長度為Li，與水平軸角度為φ，則點F、點G的坐標分別為

圖6 右鎖體受力示意圖

式（7）、式（8）：

右側底門頂桿長度為式（9）：

若已知上下傳動軸中心O′、O坐標，鎖體旋轉中心E、H坐標，3個四桿機構各個桿的長度La、Lb、Ld、Le、Lf、Lg、Lh、Li。通過設定桿O′A角度α，雙杠桿水平角γ，則可根據方程（3）、（6）、（9）求解出整個傳動系統的運動軌跡。

2.2 力學分析模型及計算方法

根據理論力學的受力平衡和力矩平衡原理，列出下部左側機構部件的靜力學方程如下。左右鎖體承受的外力為底門銷的壓力P1、P2，該壓力方向在理論上通過鎖體旋轉中心。

下部傳動軸聯桿Ld受力方程為式（10）：

左側頂桿Le受力方程式（11）：

左側底門鎖體Lf受力方程式（12）：

式中：xsp1、ysp1分別為底門銷壓力作用點位置坐標；P1X、P1Y鎖體受到的外力為底門銷傳遞的壓力在x、y軸的分量。

將式（10）～式（12）方程組改為矩陣形式為式（13）：

同理，上部傳動機構力平衡矩陣為式（14）：

需首先求解下部矩陣式（13），得到雙聯杠桿受力（矩）數值，然后帶入矩陣式（14）可求解輸入扭矩及各個鉸接點的受力。

3 算例與結果分析

已知底門開閉機構固定在車體上的鉸接點O點為坐標原點；上部傳動軸中心坐標：xO′=-50，yO′=2 457；左側 鎖 體 旋 轉中 心坐 標：xE=-1 306，yE=505；左側鎖體旋轉中心坐標：xH=-1 690，yH=50。各個連桿長度分別為：La=180 mm，Lb=847 mm，Lc=180 mm，Ld=160 mm，Le=1 348 mm，Lf=188 mm，Lg=160 mm，Lh=1 733 mm，Li=188 mm。然后根據前述第2節公式可計算運動軌跡和受力情況。對于散裝顆粒貨物對側墻、端墻、漏斗脊背、底門等車體鋼結構的壓力計算，國內外都有相關研究［8-13］。而漏斗承受動壓力的計算通常采用離散單元法建立散粒體仿真模型求解，但過于復雜且計算成本高。為簡化計算，本研究根據GB 5007-2003計算底門單位面積上的法向壓力。漏斗車內煤炭密度γ=13 kN/m3，內摩擦角α=53°，摩擦系數0.35，漏斗底部距車頂高度s=3.5 m，動態放大系數γq=1.3，則底門受到法向壓力計算公式為式（16）：

底門長度2.8 m，寬度0.8 m，可計算出底門銷作用在鎖體上的力P1、P2。

3.1 運動軌跡

設定驅動桿La的初始角度α=80°，下部傳動軸雙杠桿初始角度γ=8°，則下曲拐Lc的角度β、左鎖體Lf轉動角度θ、左鎖體Li轉動角度Φ隨上曲柄La角度α的變化曲線如圖7所示。底門完全打開 過 程 中，α從80°增 加 到241°；β角 從122°增 加 到262°，γ角從8°增加到148°，θ角從48°增加到160°，Φ角從132°變化到28°。由于下曲柄和雙聯杠桿在連接在下部傳動軸上，因此β角和γ角的變化趨勢相同，且變化量是一樣的。左側鎖體θ角增加的同時右側鎖體Φ角減小，直到底門完全打開。

圖7 機構部件角度變化曲線

3.2 受力分析

底門開閉機構在緩慢開啟過程中，機構的輸入扭矩與阻力矩隨上曲拐角度變化如圖8所示。當角度小于87°時，由于機構的自鎖功能，需要初始啟動力矩才能轉動曲柄。隨著角度增大，所需的啟動力矩逐漸減小。當上曲拐La角度α大于86°后，所需扭矩小于零，表示整個機構不再需要外力矩即可完成底門打開運動。可以看出，只需要轉動上曲拐7°，即可克服該機構鎖死狀態時刻的阻力矩，打開車體的底門。還可以看出，漏斗車滿載工況下底門承受阻力矩很大，但打開底門所需的驅動力矩比阻力矩要小的多。

圖8 機構阻力矩與驅動力矩曲線

典型的機構構件受力絕對值隨上曲拐角度變化曲線如圖9所示。上曲拐La、頂桿Le和頂桿Lh受力隨角度α增加而增大，上曲拐受力甚至大于下部的左右兩側的頂桿。

圖9 機構部件受力變化曲線

3.3 結構強度分析

常用的機構強度分析方法有2種：一是在有限元軟件里面建立完整的機構模型；二是在剛體動力學軟件中建立剛柔耦合動力學模型［14-15］。第一種方法對計算機硬件要求較高，如果機構復雜，模型網格數量非常巨大。第二種方法只對關心的部件建立有限元模型，其他部件假定為剛體，能大幅降低計算成本。本研究采用另外一種更為簡便的方法：建立單個零部件的有限元模型，從力學方程組得到機構鉸接點的支反力（矩），根據作用力與反作用力原理，將該支反力（矩）作為載荷條件輸入模型。計算結果與前2種方法一致。典型的應力計算結果如圖10所示，在初始最大扭矩作用下，下曲拐Lc最大應力83.8 MPa，位置在曲拐根部。

圖10 下曲拐Lc應力云圖

整個機構各個部件的應力和安全系數見表1，可以看出曲拐連桿Lb和下部左側頂桿Le應力超過180 MPa，安全系數低，分別為1.2、1.3，是整個機構的薄弱環節。

表1 機構部件應力及安全系數

4 結論

本研究對鐵路漏斗車頂鎖式底門開閉機構各部件的空間幾何關系進行分析，建立關鍵鉸接點運動軌跡函數方程組；求解方程組，獲得曲拐、雙聯杠桿、底部傳動軸、鎖體等關鍵部件的轉動角度、鉸點運動軌跡。根據理論力學的受力平衡和力矩平衡原理，列出下部左側、右側傳動機構和上部傳動機構的力學方程組。首先求解下部左、右兩側機構力學方程矩陣，得到雙聯杠桿受力（矩），然后帶入上部傳動機構力學方程矩陣，得到輸入扭矩及各個鉸接點的受力隨轉動角度變化情況。建立關鍵零部件的有限元模型，根據作用力與反作用力原理，將從力學方程組得到的鉸接點支反力（矩）作為載荷條件，計算得到關鍵部件的應力、應變及安全系數。通過對典型算例分析，得到如下結論：

（1）給出的計算方法能有效地對底門開閉機構進行運動學、力學分析，可用于指導頂鎖式底門開閉機構的設計。

（2）曲拐連桿和下部頂桿是頂鎖式底門開閉機構的強度薄弱點，結構設計需重點關注，可有針對性地對該機構薄弱點進行結構優化和改進。