單軌車自導向牽引連桿機構研制

倪世鋒，劉文松，周 煒，呂士勇，程海濤

（株洲時代新材料科技股份有限公司，湖南株洲412007）

單軌車自導向牽引連桿機構研制

倪世鋒，劉文松，周 煒，呂士勇，程海濤

（株洲時代新材料科技股份有限公司，湖南株洲412007）

介紹了一種單軌車自導向牽引連桿機構系統的設計、計算、生產制造和試驗驗證。試驗結果表明該系統的結構、功能及制作工藝等滿足該機構的相關技術規范要求，根據30年運行載荷譜進行了模擬疲勞試驗，疲勞壽命符合要求。裝車運用結果表明，機構各部件運轉正常，該牽引機構達到了牽引和自導向的雙重功能。

單軌車；自導向；牽引連桿機構；強度；疲勞試驗

城市軌道交通由于其方便快捷的顯著優勢逐漸成為人們出行的首選，但是其投入大，線路選擇和建造困難，這就促使了單軌車的出現。單軌車的優點是占地面積小，安全，準確迅速，低公害、舒適，軌道建設簡單，耗資少，運輸能力大，適應地形能力強［1］。單軌車有轉彎半徑小，爬坡能力強，運行噪聲小等優點，在一定程度上克服了線路選擇和建造困難的難題。跨坐式單軌車轉向架是主流的單軌車轉向架結構，主要是由構架組成、走行輪組成、導向輪組成、穩定輪組成、走行輔助輪組成、中央懸掛裝置等組成［2］。其中導向輪和穩定輪都以軌道梁的側面為走行面，起到緩沖車輛橫向振動的作用，其中導向輪在過彎道時起導向作用，穩定輪是在車輛受到離心力、風力的時候起穩定作用［3］。軌道對導向輪和穩定輪的載荷非常大，為了降低導向輪和穩定輪的載荷，增加其壽命，增加車輛運行的安全可靠性，采用具有自導向功能的牽引連桿機構可以起到這個作用。它是一種新型的轉向架牽引組件，前景非常廣闊。某型單軌車轉向架上的牽引連桿機構如圖1所示。

圖1 安裝在某型單軌車轉向架上的牽引連桿機構

1 技術要求

該型單軌車轉向架規定了牽引連桿機構與轉向架、車體之間的安裝和接口尺寸。該型單軌車牽引連桿機構需要具備以下功能：

（1）傳遞轉向架和車體之間的牽引和制動力；

（2）控制轉向架和車體之間的傾斜度，即點頭運動；（3）允許車體和轉向架之間的轉動；

（4）可減少曲線運動時軌道對導向輪的作用力；

（5）具備過載保護功能。64 kN（3 g加速度）的載荷下，牽引連桿機構的所有零部件應力未超過材料的屈服強度，125 kN（5 g加速度）的載荷下，牽引連桿機構具備過載保護功能的零部件必須失效，其他零部件的應力不能超過材料的屈服強度。為了降低能量損耗，牽引連桿機構控制在150 kg左右。

2 設計方案

2.1 分析工作原理

轉向架構架將牽引或制動力傳遞到牽引桿組件上，進而傳遞到車體上。

圖2 上下牽引桿載荷分配圖

牽引連桿機構有4根牽引桿組件與轉向架連接，通過4個支撐座與車體連接。

通過杠桿原理，調節a和b，對上下牽引桿上的載荷進行分配，保證了車體與軌道之間的平行狀態。

當車輛曲線行駛時，車體和轉向架之間存在相對轉動，牽引連桿機構各個球關節的轉動以及傳動軸與支撐座之間的相對轉動，實現車體和轉向架之間的相對轉動，見圖3。

圖3 牽引連桿機構轉動示意圖

當車輛曲線行駛的時候，軌道對導向輪施加作用力用于抵消車輛運行時的離心力。由于助力油壓彈簧提供向外的壓力，使得牽引連桿機構向更大角度偏轉的趨勢，這樣有效減少了軌道施加在導向輪上的作用力，增加了導向輪的使用壽命。

2.2 設計思路

為了滿足技術要求，在結構設計、原材料選取、工藝處理、無損檢測、系統裝配、型式試驗全部按照設計要求進行，為了能夠滿足減重要求，牽引連桿和安裝座采用了鋁合金，確立的主要技術特點包括：

（1）整個牽引連桿機構由牽引桿組件，抗傾桿組件左，抗傾桿組件右，橫向連桿，油壓彈簧組件構成，各組件之間采用螺栓、螺母連接組件進行連接；上傳動臂與油壓彈簧之間僅采用螺栓配合；

（2）對于抗傾桿組件，傳動臂與傳動軸花鍵過渡配合，并用軸肩進行定位；端部鎖緊螺栓采用拉緊鋼絲進行防松；鋼套與傳動軸采用熱套過盈配合；支撐球鉸與支撐座過盈配合，支撐球鉸采用錐度設計，摩擦套與支撐球鉸過盈配合；摩擦副為鋼套與摩擦套之間的圓柱面；上下支撐座之間用防塵罩進行密封，并用喉箍固定。傳動軸、傳動臂之間采用花鍵過渡連接；

（3）對于牽引桿組件，球鉸球頭與套管之間采用右旋螺紋配合；關節球頭與套管之間采用左旋螺紋配合；可扭動套管調整牽引桿組件長度；螺紋連接部分用卡環鎖緊；牽引球鉸與球頭之間采用過盈配合；關節軸承與球頭之間采用間隙配合，采用樂泰膠水黏結，并用擋圈固定。

（4）對于橫向連桿組件，兩球鉸球頭與套管之間分別采用右旋和左旋螺紋配合；可扭動套管調整橫向連桿組件長度；螺紋連接部分用卡環鎖緊；關節軸承與球頭之間采用間隙配合，采用樂泰膠水粘結，并用擋圈固定；對于橫向連桿桿體，過載保護元件與桿體焊接固定；

（5）對于油壓彈簧組件，采用螺旋球頭配合。

2.3 方案結構

按照2.2節設計思路進行設計的牽引連桿機構方案結構見圖4。

圖4 單軌車牽引連桿機構方案結構圖

3 計算驗證

3.1 傳動軸常規載荷校驗

傳動軸為核心的零件，但其受力狀況非常惡劣，因此對于牽引連桿機構強度計算重點是對傳動軸的受力進行計算，其余零件的受力可參考FEA計算結果。

首先對傳動軸受力進行分析，傳動軸組件由傳動臂及傳動軸組成。車輛運行時，轉向架通過牽引連桿作用到傳動臂上，然后通過傳動軸和支撐座桿最后傳遞到車體上，見圖5。同時橫向連桿由于力的平衡對上傳動臂施加了作用力F1，油壓彈簧組件也對上傳動臂有壓力F2。

圖5 牽引連桿機構受力圖

對傳動軸組件進行受力分析，由于該機構是對稱結構，故只對傳動臂組件左進行受力分析，具體見圖6。車體通過牽引桿對傳動臂施加載荷F3和F6，油壓彈簧組件對傳動臂施加作用力F2，橫向連桿施加到傳動臂上的作用力為F1，安裝在車體上的安裝座對傳動軸施加作用力F4和F5。由于支撐座對傳動臂施加的載荷方向不確定，將在支撐座處所受到的力分解為x和y兩個方向，即F4x，F4y，F5x，F5y。

圖6 單個抗傾桿組件受力示意圖

以點A為研究對象，由于力和力矩的平衡，得到

進而得到

結果如下：

在極限載荷情況下，F4x＝－201.5 kN，F4y＝67.6 kN，F5x＝29 kN，F5y＝－5.5 kN。

分析傳動軸的受力示意圖，x方向上傳動軸各點的受力和彎矩分析見圖7，y方向上傳動軸的受力及彎矩分析見圖8。

圖7 傳動軸x方向上受力和彎矩分析

圖8 傳動軸y方向上受力和彎矩分析

分析得到x和y方向上的最大彎矩都在L1處，即上支撐座的中心，彎矩值為

因此，軸的最大彎曲正應力為：

根據計算得到的傳動軸應力，對其進行安全系數的校核，傳動軸材料TMT選用的52CrMoV4 EN 10089的彈簧鋼材料，其屈服強度≥1 300 MPa，抗拉強度為1 450～1 650 MPa。

根據機械設計手冊上的安全系數計算公式，當傳動軸受純彎應力時，其彎曲安全系數的計算公式為：式中σ－1為根據材料參數和機械設計公式計算應力；κα為有效應力集中系數；ε為尺寸系數；β為表面狀態系數；σmax即為計算得到的彎曲應力。計算得到安全系數為2.24。

3.2 牽引桿常規強度校核

圖9 牽引連桿受拉和受壓載荷

牽引連桿在受拉載荷下的最大應力為低于材料的屈服強度壓桿穩定臨界力由于牽引桿的結構為兩端鉸支，長度系數μ＝1，算得Fcr＝129 kN，大于桿件的最大承受載荷。

3.3 橫向連桿常規強度校核

圖10 橫向連桿受拉和受壓載荷

受拉時的強度校核，根據3.2節中的公式算出產品受24 kN（3 g）拉力時，最大應力212.1 MPa，低于屈服強度，受60 kN（5 g）拉力時，最大應力為530.4 MPa，大于材料的抗拉強度。可實現過載保護功能。

由于結構為變截面，用有限元分析其壓桿穩定臨界力，為38.96 kN，可實現過載保護功能。

3.4 FEA強度校核

牽引連桿機構的工況比較多，分別對每個工況進行力的分解并進行FEA分析。應力分析云圖見圖11，抗傾桿組件的分析結果見表1，牽引桿組件的分析結果見表2，橫向連桿的分析結果見表3，油壓彈簧組件的分析結果見表4。分析結果設計表明滿足技術要求。

表1 抗傾桿組件應力結果比較

表2 牽引桿組件應力結果

表3 橫向連桿應力結果

表4 油壓彈簧應力結果

3.5 花鍵強度校核

本項目中，傳動軸和傳動臂采用過渡的花鍵配合，其中花鍵參數按照GB／T 3478標準。傳動軸和傳動臂花鍵的主要參數見表5。

表5 主要花鍵參數

式（1）為花鍵剪應力的校核公式（摘自機械設計手冊），該公式從花鍵所受的純擠壓應力對花鍵的強度進行校核，52CrMoV4材料的最大擠壓應力為150 MPa。

以極限載荷下進行計算花鍵強度的校核，此時的扭矩T＝8 655.8 Nm。結果見表6，此時花鍵所受的擠壓應力為134.6 MPa，低于52CrMoV4材料許用擠壓應力150 MPa。

圖11 在極限工況下零部件的應力云圖

表6 花鍵強度校核

4 生產制造的關鍵過程控制

對于傳動軸，其檢測項點主要包括化學成分、機械性能、內部質量（超聲波探傷）、表面缺陷（磁粉探傷）、噴丸質量檢測。由于從原材料加工成傳動軸的過程中，無影響其內部質量的工序，因此其內部質量的檢測可在原材料上進行。在傳動軸表面上的噴丸處理，可使得傳動軸的表面保留殘余壓應力。在其安裝使用時，表面殘余壓應力將可適量降低其應力，從而提高傳動軸的抗疲勞性能。

傳動臂由于結構復雜，采用AAR M 201－D級鋼鑄造毛坯，再進行機加工，除了常規的化學成分、機械性能檢測外，其檢測項點還包括表面缺陷的磁粉探傷檢測以及內部質量的X射線檢測。其中，磁粉探傷的檢測，主要是為了避免鋼件產品在鑄造過程中，由于結構或工藝設計的不合理，導致鑄造毛坯表面產生肉眼無法觀察的微觀裂紋。這些微觀裂紋的存在，將大大降低零件的強度和疲勞壽命，尤其是產品在油漆后表面缺陷無法觀察得到時，零件產品中表面缺陷的存在將導致無法估量的后果。

5 試驗驗證

牽引連桿機構的性能檢測主要包括極限強度測試和整體疲勞測試。

極限強度測試的主要目的是驗證牽引連桿機構的強度和過載保護功能是否滿足設計需求。進行檢測時，利用相應的試驗工裝模擬牽引連桿機構的安裝條件，通過12通道試驗機在牽引連桿機構的縱向和橫向上施加載荷，用于模擬直線和曲線行駛時的工況。在試驗過程中記錄載荷位移和應力曲線。模擬產品在3 g的加速度即極限載荷64 kN下，所有零部件未出現屈服變形和裂紋，同時應力測試也未超出產品材料的屈服強度。模擬產品在5 g的加速度即極限載荷125 kN下，橫向連桿失效破壞，實現了產品的過載保護功能，同時其他零部件未出現屈服變形和裂紋，滿足了設計要求。

根據客戶要求，產品需要做1 000萬次的疲勞試驗。由于疲勞試驗過程中設備有頻率限制，為了縮短疲勞時間，我們加大了疲勞載荷。材料的S－N曲線可以近似看作由兩條直線組成，一是斜線、一條是平行于橫坐標軸的直線，兩條直線交點的縱坐標就是疲勞極限，S－N曲線斜線部分的方程式為

式（2）中m和C為與材料相關的常數［4］。可以得到

為了達到相同的疲勞損傷，我們按照公式（2）經過計算，總共需要完成170萬次疲勞試驗。疲勞試驗條件見表7。在疲勞試驗過程中，我們還進行了應力測試，以便計算疲勞損傷。達到疲勞循環次數后，我們對零部件表面進行了相關的無損檢測，沒有發現裂紋等異常現象。同時通過疲勞試驗過程中采集的應力計算出各零部件的疲勞損傷＜1。通過疲勞試驗驗證，表明牽引連桿機構具有足夠的疲勞壽命。

表7 某型單軌車牽引連桿機構疲勞試驗要求

6 裝車運營

通過型式試驗后，小批量制造并安裝到現車進行裝車運營考核，經過近2年的運行，機構各部件運轉正常，該牽引機構達到了牽引和自導向的雙重功能。

7 結束語

進行了某型單軌車自導向牽引連桿機構的設計和生產，并對系統進行了常規計算和有限元分析，結果表明，各部件的最大應力遠小于許用應力，強度滿足要求；經過了170萬次的加速疲勞試驗，單軌車牽引連桿機構未發生問題。其結構、強度、過載保護功能、制作工藝以及疲勞性能完全滿足該型單軌車的運用要求。

［1］ 黃順斌，易圣濤.日本的單軌車［J］.國外公路，1996，16（3）：40?41.

［2］ 嚴雋耄，付茂海.車輛工程［M］.北京：中國鐵道出版社，2008.

［3］ 張建全，黃運華，等.跨坐式單軌車導向輪穩定輪預壓力研究［J］.鐵道機車車輛，2011，31（3）：48?52.

［4］ 徐 灝.疲勞強度［M］.北京：高等教育出版社，1988.

Development of Self?guidance Monorail Traction Link Mechanism

NI Shifeng，LIU Wensong，ZHOU Wei，LYU Shiyong，CHENG Haitao
（Zhuzhou Time New Material Technology Co.，Ltd.，Zhuzhou 412007 Hunan，China）

The design，calculation，production＆manufacturing and test of a self?guidance traction link mechanism used on a monorail car are introduced.Test results indicate that the structure，functions and production process can meet the technical requirements of the mechanism.Af?ter going through accelerated fatigue test which is equivalent to 30 years’life，the mechanism runs well.

monorail car；self?guidance；traction link mechanism；strength；fatigue test

U239.5

：A

10.3969／j.issn.1008－7842.2015.01.28

1008－7842（2015）01－0121－06

4—）男，工程師（

2014－07－01）