某軌道運(yùn)輸工具車(chē)制動(dòng)系統(tǒng)性能分析與優(yōu)化設(shè)計(jì)

摘要：為了提高某軌道運(yùn)輸工具車(chē)制動(dòng)性能的安全性與可靠性，一方面通過(guò)建立單目標(biāo)數(shù)學(xué)優(yōu)化模型與鼓式制動(dòng)器計(jì)算模型開(kāi)展最大制動(dòng)力、滿(mǎn)載最大停留坡度、制動(dòng)距離、極限載重量以及軸承壽命等性能參數(shù)校驗(yàn)；另一方面，基于ANSYS/Workbench軟件開(kāi)展目標(biāo)工具車(chē)核心部件結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的仿真分析（車(chē)架靜態(tài)應(yīng)力分析、輪軸應(yīng)力分析及車(chē)輪應(yīng)力分析）。其中，參數(shù)校驗(yàn)結(jié)果表明目標(biāo)工具車(chē)制動(dòng)性能滿(mǎn)足使用需求，仿真分析結(jié)果表明車(chē)架極限破壞節(jié)點(diǎn)位于內(nèi)外側(cè)立板拓?fù)鋱A弧處、內(nèi)側(cè)立板與車(chē)架頂板連接區(qū)域。因此可知，該目標(biāo)工具車(chē)制動(dòng)性能滿(mǎn)足使用要求，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)富余量偏高，可指導(dǎo)后續(xù)結(jié)構(gòu)改進(jìn)與輕量化拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計(jì)。

關(guān)鍵詞：軌道運(yùn)輸工具車(chē)；ANSYS/Workbench；制動(dòng)系統(tǒng)；結(jié)構(gòu)強(qiáng)度

中圖分類(lèi)號(hào)：U270.35 文獻(xiàn)標(biāo)志碼：A doi：10.3969/j.issn.1006-0316.2024.07.007

文章編號(hào)：1006-0316 （2024） 07-0045-07

Performance Analysis and Design of the Braking System of a Rail Vehicle

WANG Le，PEI Jiazhi，LEI Xianguo，ZHAO Jianchao

（ Engineering College， Ankang Vocational and Technical College， Ankang 725000， China ）

Abstract：This paper aims to improve the safety and reliability of the braking performance of a certain rail transport vehicle. On the one hand， a single objective mathematical optimization model and a drum brake calculation model are established to verify performance parameters such as maximum braking force， maximum dwell slope under full load， braking distance， ultimate load capacity， and bearing life; on the other hand， the simulation analysis of the structural strength of the core components of the target vehicle is carried out using ANSYS/Workbench software， including static stress analysis of the frame， axle stress analysis， and wheel stress analysis. The parameter verification results indicate that the braking performance of the target vehicle meets the usage requirements. The simulation analysis results show that the ultimate failure node of the frame is located at the topological arc of the inner and outer vertical plates， and the connection area between the inner vertical plate and the top plate of the frame. It can be seen that the braking performance of the target vehicle meets the usage requirements， and the structural design margin is relatively high， which provides guidance for subsequent structural improvement and lightweight topology optimization design.

Key words：rail transport vehicle；ANSYS/Workbench；braking system；structural strength

隨著車(chē)輛技術(shù)的迅速發(fā)展及軌道交通的日益普及，軌道運(yùn)輸工具車(chē)的應(yīng)用越來(lái)越廣泛，鼓式制動(dòng)器系統(tǒng)作為制動(dòng)系統(tǒng)的重要組成部分，其性能優(yōu)劣不僅影響到整車(chē)平順性，更直接關(guān)乎行車(chē)安全[1]。

在可靠性方面，席傳鵬等[2]通過(guò)ADAMS軟件對(duì)輪式制動(dòng)器和鼓式制動(dòng)器的虛擬樣機(jī)模型進(jìn)行仿真對(duì)比分析，結(jié)果表明在相同的制動(dòng)前提下，鼓式制動(dòng)器的制動(dòng)扭矩大于輪式制動(dòng)器；在結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)方面，丁介然[3]通過(guò)分析鼓式制動(dòng)器的力學(xué)性能從而提出了相關(guān)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)和材料選擇方案；在研究手段方面，史津竹等[4]將SolidWorks與ANSYS相結(jié)合對(duì)鼓式制動(dòng)器全接觸模型進(jìn)行有限元分析，劉丹丹等[5]從建模復(fù)雜性、計(jì)算速度、計(jì)算精度等方面分析柔體模型的優(yōu)勢(shì)，為制動(dòng)器的制動(dòng)性能研究提供了依據(jù)。

本文分別從模型建立（優(yōu)化模型選取和制動(dòng)模型建立）、制動(dòng)性能校驗(yàn)（最大制動(dòng)力、滿(mǎn)載工況最大坡度、制動(dòng)距離、極限載重量、軸承壽命）、結(jié)構(gòu)強(qiáng)度有限元分析（車(chē)架、車(chē)軸、車(chē)輪）三個(gè)方面展開(kāi)研究，通過(guò)理論計(jì)算與仿真分析，確保目標(biāo)工具車(chē)制動(dòng)性能與結(jié)構(gòu)的可靠性，同時(shí)為下一階段整車(chē)結(jié)構(gòu)拓?fù)鋬?yōu)化提供依據(jù)。

1 制動(dòng)模型建立

圖1所示為本文研究軌道工具試制樣車(chē)，車(chē)架系統(tǒng)采用Q235普通碳素結(jié)構(gòu)鋼板與絎架焊接結(jié)構(gòu)，輪軸與車(chē)輪采用45#優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)

鋼，車(chē)輪包裹尼倫外殼做附著面支撐。其最大設(shè)計(jì)載重量2000 kg（含自重），最高走行速度10 km/h，最大許用坡度60‰，最大許用制動(dòng)距離5 m。為了確保試制樣車(chē)制動(dòng)性能滿(mǎn)足使用要求，依據(jù)該試制樣車(chē)建立相關(guān)優(yōu)化數(shù)學(xué)模型與制動(dòng)器計(jì)算模型，方便后續(xù)性能驗(yàn)算與結(jié)構(gòu)分析。

1.1 優(yōu)化數(shù)學(xué)模型

本文研究基于單目標(biāo)優(yōu)化數(shù)學(xué)模型[6]。

設(shè)計(jì)變量分析匯總為：

（1）

選定設(shè)計(jì)變量為 或 。

約束條件設(shè)定為：

（2）

（3）

（4）

式中：X為設(shè)計(jì)變量； 為標(biāo)函數(shù)； 為不等式約束函數(shù)； 為等式約束函數(shù)； 、 為設(shè)計(jì)變量 的上、下限。

依據(jù)該優(yōu)化模型確定運(yùn)輸工具車(chē)的目標(biāo)函數(shù)與約束函數(shù)，相關(guān)參數(shù)如表1所示。

1.2 制動(dòng)器計(jì)算模型

依據(jù)制動(dòng)器類(lèi)型與結(jié)構(gòu)建立目標(biāo)軌道運(yùn)輸工具車(chē)鼓式制動(dòng)器計(jì)算模型[7]如圖2所示，制動(dòng)器的參數(shù)為：制動(dòng)蹄旋轉(zhuǎn)中心高度為146 mm，制動(dòng)器中心高度距離旋轉(zhuǎn)中心高度為70 mm，凸輪中心到力的作用線(xiàn)間的距離為6 mm，凸輪所受力矩為26.95 N·m，襯片摩擦系數(shù)為0.4，輪對(duì)尼龍襯套與鋼軌的附著系數(shù)為0.3。

2 制動(dòng)校驗(yàn)

整個(gè)校驗(yàn)過(guò)程以制動(dòng)性能驗(yàn)算與系統(tǒng)結(jié)構(gòu)校核兩個(gè)模塊展開(kāi)，其中，制動(dòng)性能驗(yàn)算包含靜止?fàn)顟B(tài)最大制動(dòng)力、滿(mǎn)載狀態(tài)下小車(chē)可停留的最大坡度、5 km/h與10 km/h兩種不同工況下的制動(dòng)行駛距離、5 km/h與10 km/h兩種不同工況下時(shí)在各坡度下的極限載重五個(gè)理論計(jì)算子項(xiàng)目；系統(tǒng)結(jié)構(gòu)校核包含整車(chē)軸承壽命驗(yàn)算、車(chē)架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度仿真分析（滿(mǎn)載垂向力加載、極限垂向力加載分析、制動(dòng)工況加載力分析、側(cè)向極限力加載分析）以及輪軸及車(chē)輪應(yīng)力仿真分析。

2.1 制動(dòng)性能驗(yàn)算

2.1.1 最大制動(dòng)力計(jì)算

（1）根據(jù)凸輪所受力矩計(jì)算凸輪施加于制動(dòng)蹄的力為2245.83 N。

（2）由制動(dòng)蹄所受力和制動(dòng)器的主要尺寸及相關(guān)參數(shù)可知，制動(dòng)緊蹄受力為9643.86 N；制動(dòng)松蹄受力為3093.31 N；制動(dòng)器的制動(dòng)力矩為458.53 N·m；單個(gè)制動(dòng)器的制動(dòng)力為4473.46 N；因每個(gè)車(chē)輪都裝有一個(gè)制動(dòng)器，因此運(yùn)輸工具車(chē)制動(dòng)時(shí)受到四個(gè)制動(dòng)器的共同作用，運(yùn)輸工具車(chē)的總制動(dòng)力為17 893.85 N。

（3）鋼軌與輪對(duì)之間附著力的計(jì)算（運(yùn)輸工具車(chē)滿(mǎn)載質(zhì)2000 kg）：運(yùn)輸工具車(chē)在斜坡上的受力如圖3所示。

根據(jù)運(yùn)輸工具車(chē)與鋼軌的之間相互作用力分析其附著力當(dāng)無(wú)坡度時(shí)，附著力最大，最大值為5880 N。

綜上所述，運(yùn)輸工具車(chē)制動(dòng)器提供的最大制動(dòng)力為17 893.85 N，而輪對(duì)與鋼軌之間最大的附著力為5880 N，故在此狀況下，運(yùn)輸工具車(chē)制動(dòng)器實(shí)際產(chǎn)生的最大制動(dòng)力為5880 N。

2.1.2 滿(mǎn)載工況最大坡度計(jì)算

由靜止?fàn)顟B(tài)時(shí)運(yùn)輸工具車(chē)制動(dòng)裝置最大制

動(dòng)力分析可知，運(yùn)輸工具車(chē)（2000 kg）滿(mǎn)載時(shí)制動(dòng)器產(chǎn)生的制動(dòng)力為附著力，運(yùn)輸工具車(chē)可停留最大坡度的臨界條件為重力的分力與附著力平衡，因此計(jì)算得出該運(yùn)輸工具車(chē)可停留的最大坡度約為16.7°（300‰），滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。

2.1.3 制動(dòng)距離分析

通過(guò)分析運(yùn)輸工具車(chē)的使用環(huán)境與受力情況，在給定坡度（5‰、10‰、15‰、20‰、25‰、30‰、35‰、40‰、50‰、60‰）、滿(mǎn)載質(zhì)量（2000 kg）、速度（5 km/h、10 km/h）的條件下計(jì)算運(yùn)輸工具車(chē)的制動(dòng)距離。

如圖4、圖5所示，依據(jù)工具車(chē)在坡道中行駛受力對(duì)其運(yùn)動(dòng)性能分析可知，小車(chē)在5 km/h速度時(shí)其在最小坡道（5‰）時(shí)所需制動(dòng)距離約0.34 m；在最大坡道（60‰）上所需要的制動(dòng)距離約0.42 m；在速度為10 km/h速度時(shí)其在最小坡道（5‰）時(shí)所需制動(dòng)距離約1.36 m；在最大坡道（60‰）上所需要的制動(dòng)距離約1.64 m，滿(mǎn)足制動(dòng)距離許用要求（≤5 m）。

2.1.4 極限載重量校核

為了使運(yùn)輸工具車(chē)制動(dòng)時(shí)可控，工具小車(chē)受到的總的制動(dòng)力小于鋼軌和運(yùn)輸工具車(chē)的附著力，即工具車(chē)制動(dòng)后車(chē)輪處于純滾動(dòng)狀態(tài)，由此可計(jì)算出在給定坡度、制動(dòng)距離、速度下運(yùn)輸工具車(chē)的質(zhì)量如圖6、圖7所示。

即在限定條件下，運(yùn)輸工具車(chē)的總質(zhì)量至少達(dá)到4320.35 kg，其制動(dòng)距離才能達(dá)到5 m，而運(yùn)輸工具車(chē)滿(mǎn)載時(shí)的質(zhì)量不超過(guò)2000 kg，故在實(shí)際正常使用中，運(yùn)輸工具車(chē)的制動(dòng)距離不會(huì)超過(guò)5 m。

2.2 制動(dòng)結(jié)構(gòu)校驗(yàn)

2.2.1 軸承壽命及可靠性分析

工具車(chē)所用軸承為8個(gè)6306深溝球軸承，在實(shí)際使用中，軸承主要承受垂直方向的徑向力，通過(guò)查表，可知軸承的額定動(dòng)載荷為" " "29 000 N。運(yùn)輸工具車(chē)的最大質(zhì)量（即滿(mǎn)載時(shí)的質(zhì)量）為2000 kg，因此，單個(gè)軸承承受的徑向力為2450 N，經(jīng)計(jì)算可知軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷為2940 N[8]，由此可以計(jì)算軸承（車(chē)輪的直徑約205 mm）的轉(zhuǎn)速為15 535 r/h，軸承的使用壽命為6.18×106 h。故運(yùn)輸工具車(chē)選用深溝球軸承6306滿(mǎn)足使用要求。

2.2.2 車(chē)架的靜態(tài)應(yīng)力分析

為模擬工具車(chē)車(chē)架在實(shí)際使用工況中的受力情況，確定其應(yīng)力應(yīng)變，以便在后期進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化，最終指導(dǎo)實(shí)際加工，基于ANSYS/ Workbench軟件對(duì)其車(chē)架、車(chē)軸、車(chē)輪做如下五個(gè)工況的有限元分析[9]。

（1）滿(mǎn)載垂向力加載分析

利用NX建模工具建立工具車(chē)車(chē)架實(shí)體模型，將該實(shí)體模型導(dǎo)入ANSYS/Workbench軟件中，將車(chē)架頂面即貨物承重表面固定，各輪軸圓弧上半部分加載垂向2450 N模擬車(chē)架載重2000 kg時(shí)的受力情況，為車(chē)輪模型選擇Q235碳素結(jié)構(gòu)鋼。

如圖8所示，經(jīng)過(guò)仿真分析可知，在工具車(chē)滿(mǎn)載受力情況下車(chē)架所受應(yīng)力最大值為59.005 MPa，位于車(chē)輪內(nèi)側(cè)立板與車(chē)架頂部連接處，遠(yuǎn)低于車(chē)架材料的屈服強(qiáng)度235 MPa，安全系數(shù)達(dá)3.99，應(yīng)力較大區(qū)域位于內(nèi)外側(cè)立板與車(chē)架頂部連接處以及車(chē)架頂部支撐板的中部。因此，滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。

（2）極限垂向力加載分析

考慮到工具車(chē)使用人員的復(fù)雜性、運(yùn)輸貨物材料的多樣性等因素，從而進(jìn)一步探索運(yùn)輸工具車(chē)的運(yùn)載極限，按照工況一持續(xù)增大垂向加載力，直到達(dá)到車(chē)架材料許用應(yīng)力為止（即車(chē)架此時(shí)已破壞或變形），以模擬車(chē)架所能承受的最大承載力，所得應(yīng)力云圖如圖9所示，仿真結(jié)果表明，最先破壞區(qū)域?yàn)檐?chē)架前后側(cè)加強(qiáng)方通與左右支撐板的連接處以及輪軸支撐板與車(chē)架頂板的連接區(qū)域。此時(shí)垂向加載力為" 79 000 N，即車(chē)架所能承受最大載重量為達(dá)到8061 kg，即目標(biāo)設(shè)計(jì)載重量的4.03倍，顯然從垂向承載力來(lái)看，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)富余量偏大。

（3）制動(dòng)工況加載力分析

運(yùn)輸工具車(chē)在實(shí)際使用過(guò)程中除了承受貨物重量引起的垂向載荷外，更多的還要承受頻繁制動(dòng)時(shí)因?yàn)橹苿?dòng)力的突變所引起的車(chē)架與車(chē)軸連接處的破壞力，為了模擬該工況條件下的應(yīng)力應(yīng)變情況，將車(chē)架模型頂面固定，給車(chē)軸支撐處后側(cè)半圓弧加載制動(dòng)力，由前述制動(dòng)力計(jì)算可知，小車(chē)受到總的制動(dòng)力為5880 N，因此加載在每個(gè)車(chē)軸支撐部分的前進(jìn)方向的反方向加載力1470 N，采用相同的仿真方法所得應(yīng)力如圖10所示，即最大應(yīng)力為21.8 MPa，遠(yuǎn)低于車(chē)架材料的屈服強(qiáng)度235 MPa，安全系數(shù)達(dá)10.78，此時(shí)，應(yīng)力較大區(qū)域位于內(nèi)外側(cè)立板拓?fù)鋱A弧處。因此可知，該工具車(chē)因制動(dòng)作用引起的破壞力對(duì)結(jié)構(gòu)影響甚微，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)富余量較大。

（4）側(cè)向極限力加載分析

運(yùn)輸車(chē)在使用過(guò)程中難免因?yàn)檐壍乐苓呚浳锴秩胂藿缍鹦≤?chē)側(cè)向侵界，因此為了模擬車(chē)架所能承受的最大側(cè)向沖擊力，對(duì)車(chē)架進(jìn)行左右單側(cè)面整體固定，再其對(duì)側(cè)面進(jìn)行加載仿真分析，加載面積為其面積30%，加載力持續(xù)增加直至達(dá)到車(chē)架材料許用應(yīng)力為止（車(chē)架破壞或變形）。所得應(yīng)力云圖如圖11所示。

仿真結(jié)果表示，當(dāng)車(chē)架最大應(yīng)力超過(guò)其需用應(yīng)力時(shí)，此時(shí)加載力達(dá)到25 000 N，破環(huán)區(qū)域?yàn)閮?nèi)側(cè)立板與車(chē)架頂板連接區(qū)域。該加載力遠(yuǎn)超過(guò)實(shí)際使用時(shí)侵界導(dǎo)致的破壞力，即側(cè)向承受能力滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求，富余量較大。

（5）縱向極限力加載分析

該工具車(chē)在雨雪冰凍天氣情況下運(yùn)輸貨物過(guò)程中因軌道濕滑存在縱向碰撞的可能，因此為了模擬車(chē)架所能承受的最大縱向沖擊力，對(duì)車(chē)架進(jìn)行前后單側(cè)面固定，并在其對(duì)側(cè)面進(jìn)行力的加載，加載面積為其面積30%，加載力增加直至達(dá)到車(chē)架材料許用應(yīng)力為止，即此時(shí)車(chē)架已破壞或變形。所得應(yīng)力云圖如圖12所示。

當(dāng)車(chē)架最大應(yīng)力超過(guò)其需用應(yīng)力時(shí)，此時(shí)加載力達(dá)到37 000 N，破壞區(qū)域?yàn)檐?chē)架上頂板與橫向加強(qiáng)角鋼連接區(qū)域。該加載力遠(yuǎn)超過(guò)實(shí)際使用時(shí)縱向碰撞導(dǎo)致的破壞力，即縱向承受能力滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求，富余量較大。

2.2.3 輪軸及車(chē)輪應(yīng)力分析

（1）輪軸應(yīng)力分析

如圖13所示，工具車(chē)輪軸采用雙側(cè)軸承支承，車(chē)輪材料選擇45#鋼，屈服強(qiáng)度為355 MPa，車(chē)軸整體固定，左右軸承處上半圓弧各施加2450 N的垂向力，模擬車(chē)軸滿(mǎn)載情況時(shí)的受力情況，經(jīng)過(guò)仿真分析可知，輪軸應(yīng)力最大值為28.615 MPa，位于外側(cè)立板與輪軸軸肩接觸處，45#鋼屈服強(qiáng)度為355 MPa，計(jì)算得安全系數(shù)為12.4，如果經(jīng)過(guò)熱處理，則屈服強(qiáng)度更高，因此輪軸強(qiáng)度滿(mǎn)足應(yīng)用需求，設(shè)計(jì)富余量偏大。

（2）車(chē)輪應(yīng)力分析

與汽車(chē)輪胎不同的是本文研究的運(yùn)輸工具車(chē)在工作過(guò)程中，車(chē)輪作為直接與軌道面進(jìn)行接觸的運(yùn)動(dòng)部件[10]，其滿(mǎn)載時(shí)最大走行速度僅為5 km/h，因此來(lái)自軌道面不平帶來(lái)的向上的

沖擊力忽略不計(jì)，為防止車(chē)輪在垂向受力時(shí)破損失效，增加車(chē)輪的使用壽命，在各方面達(dá)到車(chē)輪所需的強(qiáng)度要求，本文選擇對(duì)其滿(mǎn)載工況靜態(tài)受力情況下的應(yīng)力進(jìn)行分析，為計(jì)算汽車(chē)輪轂的應(yīng)力分布和最大變形量出現(xiàn)的位置，選擇直接求解器對(duì)其進(jìn)行應(yīng)力和最大形變分布求解，如圖14所示，車(chē)輪應(yīng)力最大值為88.757 MPa，位于車(chē)輪接軌端面與凸緣連接處，車(chē)輪材料選用45#鋼，其屈服強(qiáng)度為355 MPa，計(jì)算得安全系數(shù)為4.0，經(jīng)過(guò)熱處理后，其屈服強(qiáng)度更高，因此該車(chē)輪強(qiáng)度滿(mǎn)足應(yīng)用需求。

3 結(jié)論

基于單目標(biāo)優(yōu)化模型與ANSYS/Workbench軟件進(jìn)行某軌道運(yùn)輸車(chē)制動(dòng)性能校驗(yàn)與結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)研究，結(jié)果分析如下：

（1）通過(guò)制動(dòng)效能校驗(yàn)知，目標(biāo)車(chē)鼓式制動(dòng)器可提供的最大制動(dòng)力為17 893.85 N，實(shí)際受力為5880 N；最大制動(dòng)保持坡度為300‰；最大制動(dòng)距離1.64 m；約束條件下的極限載重量為7528.81 kg；軸承壽命為6.18×106 h，滿(mǎn)足制動(dòng)使用性能需求；

（2）系統(tǒng)結(jié)構(gòu)有限元分析顯示車(chē)架滿(mǎn)載工況安全系數(shù)為3.99；最大載重量為8061 kg（含自重）；制動(dòng)工況安全系數(shù)為10.78；側(cè)向抗沖擊極限為25 000 N；縱向抗沖擊極限為37 000 N；輪軸安全系數(shù)為12.4；輪轂安全系數(shù)為4.0。結(jié)構(gòu)強(qiáng)度滿(mǎn)足使用需求。

（3）車(chē)架破壞節(jié)點(diǎn)分別為內(nèi)外側(cè)立板拓?fù)鋱A弧處與內(nèi)側(cè)立板與車(chē)架頂板連接區(qū)域。

綜上，該目標(biāo)工具車(chē)制動(dòng)性能滿(mǎn)足使用要求，結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)富余量偏高，從而指導(dǎo)后續(xù)結(jié)構(gòu)改進(jìn)與輕量化拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計(jì)。

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