中低速磁懸浮列車救援設備起重特性研究＊

西南交通大學機械工程學院 成都 610031

0 引言

中低速磁懸浮列車以其環保、安全性高、爬坡能力強、建設和維護成本低等優點逐漸成為未來城市軌道交通的重要方式。為了完善中低速磁浮交通的系統性，需要配備用于車輛吊裝復位、事故救援的救援設備。

目前，對中低速磁懸浮交通工程車的研究主要在磁浮維護牽引車領域。磁浮維護牽引車具有調車、設施設備檢測和維修等重要作用。鄧贊[1]針對長沙磁浮線的線路特點設計了一種磁浮維護牽引車轉向架，并對其進行了靜力學分析和疲勞壽命分析。楊穎[2]等人對中低速磁浮維護牽引車構架進行了靜強度分析和疲勞強度分析，驗證了構架設計的合理性，并對構架進行了優化減重。當磁懸浮車輛發生重大事故，無法由牽引車送往維修站點時，需要具有起吊能力的救援設備將磁浮車輛調離軌道以保證線路的通暢。傳統鐵路系統領域內，國內外學者對鐵路起重機進行了大量的研究。許善超[3]等人介紹了160 t伸縮式鐵路起重機轉向架的主要性能參數和結構，并對轉向架進行了靜強度實驗和動力學性能實驗，實驗結果表明相關設計參數均滿足要求。Yang Di[4]等人完成了160 t雙回轉鐵路起重機的旋轉平臺和柔性配重的參數化建模和結構分析，并通過有限元分析軟件對旋轉平臺各部件的厚度進行了優化。

目前,對應用于中低速磁懸浮交通的起吊型救援設備的研究還很少。結合中低速磁懸浮軌道特點，確定了救援設備轉向架的結構形式，并在軌道強度限制條件下得出了救援設備的起重特性，為后續中低速磁懸浮交通救援設備的設計提供了一定的借鑒作用。

1 轉向架結構方案及支承力計算

1.1 轉向架形式方案

中低速磁懸浮的線路架設于混凝土橋墩之上，線路距離地面位置較高，且橋面寬度較窄。因此，要求救援設備需在磁浮軌道上實施救援，且無法采用支腿作業。

為了確保救援設備具有足夠的抗傾翻穩定性，設計了一種救援設備的轉向架結構方案。救援設備采用具有救援能力大、救援功能不受線路影響等特點的輪軌接觸式走行方案[5]。為保證救援設備具有足夠的抗傾覆穩定性和過彎能力，轉向架上設置有安全輪和導向輪。轉向架結構簡圖如圖1所示。

1.2 考慮伸縮配重下的支承反力計算

為了提高救援設備的抗傾覆穩定性，同時節省空間，救援設備采用了伸縮式配重形式[6]。伸縮配重可改善行走輪和安全輪的輪壓分配，進而改善F型導軌的受力情況，提高救援設備的起重能力。

救援設備支承裝置所受的垂直反作用力稱為支承反力。計算支承反力后可進一步計算行走輪和安全輪的輪壓，根據輪壓值可驗算中低速磁懸浮軌道的承載能力。根據救援設備使用要求，底盤采用兩個轉向架，每個轉向架上有兩對輪對。故救援設備的支承裝置為四點支承式。四支點式支承反力的計算屬于一次超靜定問題，精確求解十分困難，可將車架假設為絕對剛體，利用力矩法近似求解[7]。

在圖2中，假設救援設備由A、B、C、D四點支承。下車重力為G1，重心在支承面上的投影與支承平面的形心重合于O1。吊重為Gh，作用點在支承面的投影為點J。吊臂重力為Gb，重心在支承面上的投影為點E，到O1的距離為e。伸縮配重的重力為Gp，在支承面的投影為點F，旋轉中心為O1，臂架平面與x軸的夾角為φ，l為輪距，b為輪距。

將Gh、Gb和Gp的作用點移到對稱中心O1處，同時需附加相應的力矩M，M可進一步分解為Mx和My，即

式中：θ為吊臂與水平面的夾角，L為吊臂的長度。

將吊臂的重心簡化在吊臂中心位置，則e可按下式計算

總垂直載荷為

各個支承點的力為

1.3 軌道強度限制

F型軌道是救援設備自重及其他外載荷的直接受力構件。為了防止救援設備超載，對F型軌道造成破壞，需要求出F型軌道所能承受的最大輪壓。在相鄰軌枕的F型軌道中間部位施加單個集中力，在保證F型軌道強度的前提下，逐步試算最大集中力。

圖3是集中力為7.84×104N時軌排的應力等直線圖。軌排最大應力為295.62 MPa，最大應力位于軌枕與F型鋼軌接觸區域的邊界處。軌排結構只在極小范圍的高應力區產生一定的塑性變形，其他區域的應力值均在180 MPa以下。所以，救援設備單個輪壓的極限值為7.84×104N。由于單個支承點處的支承力由轉向架同側的兩個行走輪或安全輪平均承擔，故單個支承點的支承力的極限值為（-1.57～1.57）×105N。

2 起重特性研究

2.1 救援設備結構參數取值

救援設備的起重特性是指導救援設備安全作業和事故分析的重要依據[8]。本文從滿足軌道強度的角度研究救援設備的起重特性，具體參數取值見表1。

表1 救援設備結構參數

2.2 銘牌起重能力

360°回轉下的最大起重能力是救援設備最基本的起重性能，一般也是銘牌上標注的起重性能[9]。參照相關磁浮工程車結構參數并結合中低速磁懸浮軌道尺寸，取Lp為4 m，L與cosθ的乘積定義為幅度R（2 m≤R≤18 m），求解在吊臂360°全回轉的過程中，滿足4個支承點處支承力大小均在限定范圍內的最大起重力矩。

圖4為吊臂360°全回轉在4個支承點處支承力滿足限定范圍條件下幅度與該幅度下最大起重量的關系圖。從圖中可以看出，當幅度為2 m時，最大起重量為15.06 t。隨著幅度的增大，該幅度下最大起重量逐漸減小。當幅度達到最大值18 m時，最大起重量為0.67 t。

將幅度與該幅度下的最大起重量相乘，即可得到全回轉條件下的最大起重力矩。如圖5所示，當幅度為3.6 m時，最大起重力矩為31.8 t · m。

2.3 順軌起重性能

圖6為救援設備順軌方向±30°范圍內的起重性能曲線。從圖中可以看出，幅度為2 m時的起重量為16.2 t。隨著幅度的增大，該幅度下的最大起重量逐漸減小。當幅度為18 m時，最大起重量為1 t。

2.4 支承力與變參數關系研究

支承點的受力受到L、θ、φ、Gh、Lp的共同影響。由于影響因素較多，不便于直接研究支承力與變參數之間的關系。現將θ定為65°，φ定為90°，Lp定為4 m，以便研究支承力與L和Gh的關系。

根據支承面的對稱性，畫出了支承點A和D的受力情況。從圖7a可以看出，支承點A處的受力整體上隨L和Gh的增加而變大，圖形上部是缺失的，說明缺失部位對應的Gh和L的組合導致支承點A處受力超過了限定范圍。當L小于4.9 m時，Gh可達到最大值1.96×105N。圖7b圖形沒有缺失，在Gh接近1.96×105N且L接近18 m時，支承點處的受力大小為負值，并接近極限值，說明此時D處的行走輪已與F型軌道分離，安全輪與F型軌道接觸并且安全輪對F型軌道的壓力即將使F型軌道發生破壞。

將θ定為65°，φ定為0°，L定為14 m，以便研究支承力與Gh和Lp的關系。根據支承面的對稱性，只畫出了支承點A和B的受力情況。在圖8a中，圖形下部有缺失，說明Gh大于1.75×105N時無法選取適當的Lp使A點的支承力滿足限定條件。在圖8b中，圖形上部有缺失。當Gh大于5.14×104 N時，無法選取適當的Lp使B點的支承力滿足限定條件。綜合考慮支承點A和B的受力情況，在θ為65°、φ為0°、L為14 m的工況下，Gh應小于5.14×104N。

將θ定為45°，Lp定為4 m，L定為12 m，以便研究支承力與Gh和φ的關系。從圖9a整體看，圖形下部和上部均有缺失。沿平行于偏擺角坐標軸方向，當Gh小于3.15×104N時，圖像完整，說明當Gh小于3.15×104N時吊臂進行360°全回轉，支承點A處的支承力大小都滿足限定條件。當Gh大于3.15×104N時，在部分偏擺角下，A處支承力的大小不滿足限定條件。沿平行于吊重坐標軸方向，當φ處于42°～75°和252°～285°時，圖像是完整的，說明只在這兩個角度范圍內Gh才可取到最大值。圖9b～圖9d的圖形只是圖9a關于沿偏擺角滯后或超前一定的角度形成的，不再敘述。

將φ定為90°，Lp定為4 m，L定為16 m，以便研究支承力與Gh和θ的關系。根據支承面的對稱關系，只畫出支承點A和D的受力情況。在圖10a中，圖形上部缺失。隨著吊臂仰角的增大，該仰角下的最大起重量也在增大。當吊臂仰角為65°時，Gh最大可取8.6×104N。當吊臂仰角為0°時，Gh最大可取3.4×104N。在圖10b中，圖形下部有缺失。當吊臂仰角大于27°時，Gh最大可取1.96×105N。當吊臂仰角為0°時，Gh最大可取1.69×105N。綜合考慮支承點A和D的受力，當φ為90°、Lp為4 m、L為16 m時，某個臂架仰角下的最大起重量主要受到支承點A處的軌道強度限制。

2.5 銘牌起重性能有限元驗算

在幅度為3.6 m、起重量為8.8 t的工況下，驗算磁懸浮軌排結構在臂架360°回轉過程中的結構強度。采用Solid 186實體單元對車軌耦合有限元模型進行自由網格劃分，并對車輪與F型軌道接觸區域進行網格細化，網格劃分結果如圖11所示。為了模擬剛性車架，將車架材料的彈性模量取2.1×1014Pa。在車架回轉支承圈上表面施加總集中載荷和附加扭矩，F型軌道有限元計算結果如圖12所示。在各偏擺角下F型軌道的最大應力均小于許用應力，且在偏擺角為270°時，F型軌道的最大應力最小，與實際經驗相符。

3 總結

本文結合中低速磁懸浮的軌道特點，設計了一種應用于中低速磁懸浮列車救援的、具有較好抗傾覆能力的救援設備的轉向架方案。求解了軌道支承力的數學模型，根據軌道強度限制，計算了救援設備單個支承點處的支承力的取值范圍。繪制了救援設備的銘牌起重特性曲線和順軌方向起重性能曲線，研究了支承力和吊重分別與吊臂長度、配重伸出長度、偏擺角以及吊臂仰角的關系。最后驗證了救援設備銘牌起重性能下F型軌道的強度。為中低速磁懸浮交通相關工程設備的設計提供了一定的參考價值。