客車轉向機支架的有限元分析

摘要：為了達到客車轉向系統減重的目的，對轉向機支架進行改進設計。利用HyperMesh軟件對改進后的轉向機支架進行有限元分析，驗證其強度和剛度是否滿足要求。并依據分析結果再次優化設計轉向機支架。

關鍵詞：客車轉向機支架；輕量化；HyperMesh軟件；有限元分析；優化設計

中圖分類號：U463.43 文獻標志碼：A 文章編號：1005-2550（2011）05-0056-03

Coach Steering Stents Finite Element Analysis

YANG Xiao-jian，NING Zhong-yi，LI Chun-dong

（Dongfeng Commercial Vehicle Technical Center of DFL，Wuhan 430056，China）

Abstract: For the purposes of the lightweight of coach steering system，the steering trestle was improved. In order to verify its strength and stiffness， the finite element analysis was done using HyperMesh. According to the analysis result， the steering trestle was optimized.

Key words：coach steering trestle；lightweight；HyperMesh software；finite element analysis；optimization

1 轉向系統性能對轉向機支架設計的要求

設計轉向機支架時，要考慮支架的強度、剛度和加工制造(鑄造)工藝性。另外在設計其結構的時候還要考慮轉向機的安裝工藝性和維修方便性，使轉向機及安裝螺栓有擰緊空間及便于拆卸。由于轉向機支架的強度與剛度會影響到整個轉向系統的性能，轉向機支架的強度與剛度不足，會引起前輪擺振、前輪轉向反映遲鈍、方向盤自由間隙大等后果，因此在轉向機支架設計后需要利用HyperMesh軟件進行有限元分析，驗證改進后的轉向機強度與剛度是否滿足要求。

2 改進設計原轉向機支架

東風某客車的轉向機支架改進前設計如圖1所示。其結構比較簡單、穩固，但是重量比較大，需要對其進行輕量化改進設計，以達到客車轉向系統減重的目的。考慮到轉向系統的性能對轉向機支架設計的要求，對轉向機支架改進設計，如圖2所示。

原轉向機支架重10 kg，經改進后重量只有7.5 kg，達到了減重的目的。但是改進后的轉向機支架結構與原支架完全不一樣，有很大的變化，其強度和剛度是否滿足要求無從得知，因此還需要對改進后的轉向機支架進行有限元分析。

圖2 轉向機支架改進后

3 驗證改進后的轉向機支架強度

轉向機支架的材料特征如表1所示。

表1 轉向機支架的材料特征

利用有限元分析驗證改進后的轉向機支架是否滿足要求，打開HyperMesh軟件導入改進后的轉向機支架模型（見圖2），并建立材料特征。

圖3 劃分好的轉向機支架網格圖

3.1 網格劃分

首先確定網格劃分思路：頂面、柱面、底面、筋分別劃分。為了更準確地對其結構進行模擬，主要采用六面體網格進行劃分。劃分好的網格如圖3所示，單元類型為三維實體單元（PSOLID），以六面體網格為主，另有少量五面體和四面體網格，單元共有節點23 017個，單元18 932個。

3.2 邊界條件的施加

3.2.1 約束的施加

根據轉向機支架與車架的連接固定方式如圖4所示，利用四個螺栓固定。約束轉向機支架與車架連接的四個螺栓孔的六個自由度，如圖4、圖5所示。

圖5 轉向機支架所受載荷和工況圖

3.2.2 載荷的確定

轉向機支架主要承受來自轉向機的力和力矩，而整個轉向機可以看成一個剛體，在有限元分析的模型中可以將整個轉向機采用RBE2剛體單元進行模擬。首先分別將轉向機安裝面上的四個螺栓孔與轉向機輸出軸上a點進行剛性元連接，然后將轉向機輸出軸上a點與轉向機輸出軸上b點進行剛性元連接，轉向機輸出軸上b與轉向垂臂上與拉桿連接的受力點c進行剛性元連接。在c點施加一定的力就可以模擬轉向機支架的受力情況了。

該客車轉向垂臂c點的受力計算如下：

由于客車在原地轉向時，輪胎的阻力矩遠大于其他狀態所受的力矩，故采用原地轉向推算的垂臂受力情況。原地轉向時，輪胎阻力矩按V·E·GOUGH推薦的經驗公式計算，即：

Mk=

式中，Mk為輪胎阻力矩；?滋 為地面與輪胎之間的摩擦系數；G為車輪單邊負載；P 為輪胎充氣壓力。

再根據轉向拉桿系統的傳動比和傳動效率反推得到轉向垂臂所受到的力矩值，由垂臂所受的力矩和垂臂長度就可以算出垂臂c點受到力的大小。

代入以上參數，算出該客車的轉向垂臂c點受到的力F=10 000 N，這個力遠遠大于由轉向機的重力（300 N左右）和其輸入軸所受到的力，因此為了方便計算忽略轉向機重力和其輸入軸的輸入力，施加到轉向機支架上的載荷可以看成F=10 000 N。

轉向機支架可以分為兩種工況，工況一是左轉，垂臂受力如圖5所示；工況二是右轉，垂臂受反方向的力。

3.3 運算結果分析

施加約束和載荷后進行分析，得出轉向機支架變形云圖和應力分布云圖（見圖6、圖7）。

根據有限元分析結果，在轉向機受到極限扭矩（即垂臂受到極限拉力）的作用下，轉向機支架的最大變形是0.22 mm，最大應力98.6 MPa。最大變形量小于1 mm（據經驗判斷轉向機支架在使用過程中允許最大變形量是1 mm），最大應力遠小于材料的屈服極限300 MPa，可見改進后的轉向機支架強度和剛度滿足設計要求，并且還具有減重的空間。

根據上述分析結果和經驗，進一步對轉向機支架進行優化，支架壁厚由12 mm變成10 mm，加強筋厚8 mm不變，加強筋做局部修改，如圖8所示，重量只有6.5 kg。

按照以上方法重新進行有限元分析驗證優化后的轉向機支架，得出以下結果：轉向機支架的最大變形是0.34 mm，最大應力120.3 MPa。可以判斷，優化后的轉向機支架強度和剛度仍滿足要求。

從以上改進設計的支架和優化設計的支架分析結果可以看出：減少材料厚度后，轉向機支架變形量和所受的應力會有所增大，也就是強度和剛度會有所減弱，但是只有要小于規定值，就滿足轉向系統的設計要求。

當然，利用HyperMesh軟件還可以對優化后的轉向機進一步進行拓撲優化，達到最優設計狀態，這不是本文討論的重點，不再闡述。

4 結論

改進設計和有限元分析后優化，轉向機的重量從10 kg減少到6.5 kg，減輕35%，經上述有限元分析，優化設計的客車轉向機支架的強度和剛度滿足性能要求。當然，文中也只是從靜態受力角度對客車轉向機支架進行有限元分析，這對設計有一定的指導意義，但要完全驗證還需要實車試驗。從目前整車試驗情況來看，采用優化轉向機支架后，沒有出現異常問題。

利用有限元分析驗證客車轉向機支架的強度和剛度是否滿足要求，并進行優化設計，以減輕其重量，達到客車輕量化是很有必要的。這對于客車底盤各系統實現輕量化，提高整車的動力性和燃油經濟性有重要意義。

參考文獻：

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