2.3 優化改進措施

為使縱向力平滑傳遞到其他部件，根據原因分析所述的1～2點，因結構功能限制，通過調整板厚，適當減小安裝座開口尺寸等方法減小該處應力。

根據原因分析所述的3～4點，在前端梁與牽引橫梁間增加2個載荷傳遞較為理想的工字型梁，如圖4(b)所示，計算結果表明，強度滿足鐵路運行工況要求，但該處空間狹小，焊縫較多，考慮到工藝操作性，將牽引縱梁(冷彎槽鋼)如圖4(a)所示，優化為組焊的大截面槽鋼梁如圖6-7所示，與牽引銷板組焊成箱型截面梁，如圖4(c)所示。

圖4 前端優化過程

根據原因分析所述的3～4點，在2根縱向大梁組成內側增加2組組焊的異形槽鋼梁，其兩端分別與后端梁、懸架橫梁焊接連接，如圖5(b)所示，經有限元計算，強度滿足鐵路運行要求，但其與大梁太近，內側焊縫不便于施焊，同時不便于組裝氣囊用緊固件。優化兩側組焊的異形槽鋼梁為車架中央位置的一組工字型梁，如圖8所示，端部分別與后端梁、懸架橫梁相連，如圖5(c)所示。

根據原因分析所述的第5點將前端的橫向補板與縱向大梁組成的上翼緣對接處界面制出圓弧，如圖9所示；將后端梁組成的腹板優化成帶圓弧過渡的L型結構等措施，如圖10所示，與大梁下翼緣相連，減小應力集中程度。

圖5 后端優化過程

圖6 牽引縱梁組成(1) 

圖7 牽引縱梁組成(2) 

圖8 縱向梁組成 

圖9 橫向補板  

圖1 0 后端梁腹板 

2.4 優化方案有限元計算情況

2.4.1 公路運行時

剛度工況：車架的垂向變形為6.196 mm, 如圖11所示，小于軸距的2‰(16.49 mm),滿足剛度要求。

圖11 車架變形圖 

2.4.2 公路彎曲工況

該工況最大當量應力為140.9 MPa, 出現在牽引橫梁腹板處，如圖12所示，小于該處T700材質的許用應力值194 MPa, 滿足強度要求。

圖12 彎曲工況應力云圖 

2.4.3 公路扭轉工況

該工況最大當量應力為172.2 MPa, 出現在牽引橫梁翼緣處，如圖13所示，小于該處材質(T700)的許用應力值280 MPa, 滿足強度要求。

圖13 扭轉工況應力云圖 

2.4.4 鐵路運行時

剛度工況：車架的垂向變形為24.29 mm, 如圖14所示，小于轉向架中心距的3‰(39.92 mm),滿足剛度要求。

圖14 車架變形圖 

鐵路拉伸工況：該工況最大當量應力為367.3 MPa, 出現在后端安裝座立板處，如圖15所示，小于該處材質(T700)的許用應力值387 MPa, 滿足強度要求。

圖15 鐵路拉伸工況時應力云圖 

鐵路壓縮工況：該工況最大當量應力為377.9 MPa, 出大梁翼緣靠近后端梁處，如圖16所示，小于該處材質(T700)的許用應力值387 MPa, 滿足強度要求。

圖16 鐵路壓縮工況時應力云圖   

通過以上優化措施，計算模型質量增加93 kg, 車架的剛度、強度均滿足要求。較初始方案，優化后的車架剛度最大提升7.11%,見表3;強度最大提升56.97%,見表4。

表3 公鐵兩用半掛車剛度計算匯總

表4 公鐵兩用半掛車強度計算匯總

2.5 建議

公鐵兩用半掛車的公路工況，因牽引噸位較小，采用傳統2根縱向大梁可承受牽引載荷作用；鐵路工況，因縱向載荷較大，為使載荷順利傳遞，傳統車架前后端均需要補強，車架前端因設有牽引銷板，可在其中央位置增大牽引縱梁截面，與牽引銷板組成箱型截面梁；車架后端因組裝零部件(配件)較多，空間有限，可在后端中央處增加工字型鋼梁與懸掛橫梁連接來傳遞縱向力。

3 結論

通過上述優化措施，逐步減小應力梯度，使得該車架有了很好的性能，仿真技術的應用為新產品研發提供技術支撐，縮短了研發周期，節約了研發成本。

參考文獻

[1] 朱德綿，王耀斌.半掛車車架設計的結構分析[J].汽車技術，1999(7):11-12.

[2] 張繼君.基于MSC.NXNASTRAN的汽車車架結構的仿真研究[D].長春：吉林大學，2001.

[3] 徐達，蔣崇賢.專用汽車結構與設計[M].北京：北京理工大學出版社，1994.

文章來源：機車車輛工藝