跨坐式單軌車輛走行輪輪輞優(yōu)化設(shè)計(jì)*

杜子學(xué) 楊 震 許舟洲 侯忠偉 王湘壽

（1.重慶交通大學(xué)交通運(yùn)輸學(xué)院，400074，重慶；2.通號(hào)軌道車輛有限公司，410100，長(zhǎng)沙//第一作者，教授）

跨坐式單軌車輛走行輪輪輞優(yōu)化設(shè)計(jì)*

杜子學(xué)1楊 震1許舟洲1侯忠偉1王湘壽2

（1.重慶交通大學(xué)交通運(yùn)輸學(xué)院，400074，重慶；2.通號(hào)軌道車輛有限公司，410100，長(zhǎng)沙//第一作者，教授）

跨坐式單軌車輛的轉(zhuǎn)向架結(jié)構(gòu)與其他軌道交通車輛不同，其轉(zhuǎn)向架走行機(jī)理差異是關(guān)鍵。為此，從單軌列車輪輞與輪芯的摩擦連接行為、摩擦特性研究入手，將走行輪輪輞圓錐斜面椎角由28°優(yōu)化為27°。通過(guò)靜扭試驗(yàn)，驗(yàn)證了優(yōu)化后的27°輪輞傳動(dòng)性能優(yōu)于28°輪輞。運(yùn)用Hyperwoks有限元軟件計(jì)算分析，結(jié)果表明優(yōu)化過(guò)后的輪輞剛度與強(qiáng)度均滿足設(shè)計(jì)要求。

跨坐式單軌車輛；走行輪；輪輞；優(yōu)化設(shè)計(jì)

跨坐式單軌交通車輛的轉(zhuǎn)向架結(jié)構(gòu)及軌道梁形式與其他軌道交通車輛不同，故跨坐式單軌車輛的走行輪必然是小直徑、大負(fù)荷能力的橡膠輪胎，而與輪胎相配合的輪輞與輪芯也必然是全新設(shè)計(jì)的非標(biāo)準(zhǔn)件。由于轉(zhuǎn)向架空間緊湊，走行輪輪輞與輪芯采用楔塊鎖緊的圓錐面無(wú)鍵聯(lián)接，因此，實(shí)現(xiàn)輪輞-輪芯驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)的穩(wěn)定性是跨坐式單軌車輛走行系統(tǒng)技術(shù)的關(guān)鍵。

無(wú)圓錐面無(wú)鍵聯(lián)接具有對(duì)中性好、聯(lián)接零件無(wú)鍵槽削弱、傳遞轉(zhuǎn)矩大等特點(diǎn)，在正反轉(zhuǎn)及較大沖擊載荷工況下也能可靠工作,可多次裝拆而不易損傷配合表面,具有一定的過(guò)載保護(hù)功能［1］。在跨坐式單軌走行系統(tǒng)輪輞圓錐面無(wú)鍵連接中，準(zhǔn)確分析錐角與傳遞扭矩的關(guān)系對(duì)增加傳動(dòng)系統(tǒng)安全系數(shù)、保障車輛運(yùn)行安全具有重要意義。

1 跨坐式單軌車輛走行系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)和原理

單軌列車走行系統(tǒng)主要由驅(qū)動(dòng)軸、輪芯、內(nèi)外輪輞、鎖環(huán)、擋圈、隔圈、輪胎和楔塊等零部件組成（如圖1所示）。單軌列車走行系統(tǒng)與汽車行駛系統(tǒng)的驅(qū)動(dòng)橋類似，但減速器的布置方式與汽車不同。減速箱輸出的扭矩通過(guò)驅(qū)動(dòng)軸傳遞給輪芯；楔塊以雙頭螺柱固定在輪芯上，通過(guò)圓錐面過(guò)盈聯(lián)接產(chǎn)生的摩擦將動(dòng)力傳遞給輪輞，從而實(shí)現(xiàn)動(dòng)力傳輸。在單軌列車走行系統(tǒng)的輪輞-輪芯系統(tǒng)中充分利用了摩擦原理，楔塊起到了關(guān)鍵的“橋梁”作用［2］。

根據(jù)重慶跨坐式單軌車輛相關(guān)資料，進(jìn)口車體輪輞體與楔塊及輪芯的配合錐度角為28°（如圖2所示）。本文選取27°為優(yōu)化的配合錐度角，并對(duì)二者進(jìn)行對(duì)比分析。

2 配合錐度角優(yōu)化前后的對(duì)比分析

參考圓錐面無(wú)鍵聯(lián)接的受力計(jì)算分析［3-4］，對(duì)輪輞輪芯系統(tǒng)的楔塊進(jìn)行受力分析（見(jiàn)圖3）。

在圖3中兩個(gè)斜面所受壓力F1、F2，可由楔塊的靜力平衡方程方程求出：

圖1 走行系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)圖

圖2 錐角為28°的楔塊

式中：

q——螺栓預(yù)緊力；

K——與摩擦有關(guān)的系數(shù)，一般K=0.2；

Tn——螺栓擰緊力矩；

d——連接螺栓的直徑；

α——楔塊與輪輞配合的錐面斜角；

β——楔塊與輪芯配合的斜面錐角；

ρ——摩擦角，ρ=arctan（f）；

f——楔塊與輪輞輪芯的摩擦系數(shù)，當(dāng)鋼件與鋼件之間沒(méi)有摩擦?xí)rf=0.15。

當(dāng)楔塊鎖緊螺母的擰緊力矩Tn=170 Nm時(shí)，如α=28°，則 F1，28°=58 801.110 N，F(xiàn)2，28°=48 628.518 N；如 α=27°，則 F1，27°=60 471.591 N，F(xiàn)2，27°=53 215.000 N。

每個(gè)輪輞-輪芯系統(tǒng)有12個(gè)楔塊，所以每個(gè)輪輞-輪芯系統(tǒng)由楔塊在整個(gè)輪輞配合面上傳遞的總壓力為：

圖3 楔塊受力圖

在配合面上傳遞的摩擦力為F磨=F1，總f，則有：

輪輞輪芯系統(tǒng)能提供的最大扭矩Tmax=F磨d/2。

其中，28°輪輞平均結(jié)合直徑 d1=374.7 mm，27°輪輞平均結(jié)合直徑d2=373.7 mm。

由計(jì)算所得，在相同的楔塊螺母鎖緊力下，27°輪輞能傳遞的最大扭矩大于28°輪輞。故選擇27°輪輞。楔塊與輪輞體配合的斜面錐角相應(yīng)為27°。27°楔塊與28°楔塊如圖4～5所示。

結(jié)合圖4～5，計(jì)算可得當(dāng)楔塊與輪輞配合的斜面椎角改為27°后，楔塊與輪輞配合的長(zhǎng)度由13.69 mm增加到17.03 mm；相應(yīng)的楔塊與輪輞體配合的面積Aα也會(huì)增加（如圖6所示）。

28°楔塊與輪輞的配合面面積為 A28°=708.81 mm，27°楔塊與輪輞的配合面面積為 A27°=978.94 mm。楔塊與輪輞配合面的接觸壓應(yīng)力為：

式中：

Fα——楔塊與輪輞接觸面的壓力。

經(jīng)計(jì)算，P28°=82.96 MPa，P27°=61.77 MPa?？梢?jiàn)，28°楔塊對(duì)輪輞體的應(yīng)力較大。

因此，改進(jìn)后的27°輪輞-輪芯系統(tǒng)不僅能傳遞更大的扭矩，而且27°楔塊對(duì)輪輞體的應(yīng)力更小。

經(jīng)過(guò)嚴(yán)格的設(shè)計(jì)計(jì)算，將跨坐式單軌車輛走行系統(tǒng)的輪輞-輪芯系統(tǒng)中輪輞錐角以及與輪輞配合的楔塊的錐角優(yōu)化為27°。

圖4 斜面椎角為28°的楔塊

3.3 試驗(yàn)結(jié)果

試驗(yàn)結(jié)果見(jiàn)表1。

表1 試驗(yàn)結(jié)果

圖5 斜面椎角為27°的楔塊

圖 6 28°楔塊與27°楔塊實(shí)景

3 輪輞-輪芯系統(tǒng)的承載能力試驗(yàn)

3.1 試驗(yàn)輪輞的設(shè)計(jì)

跨坐式單軌車輛的輪輞與輪芯因結(jié)構(gòu)原因，無(wú)法安裝在靜扭試驗(yàn)臺(tái)上，故重新設(shè)計(jì)制造了便于與靜扭試驗(yàn)臺(tái)安裝的28°、27°模擬輪輞及輪芯。模擬輪輞輪芯的配合尺寸，材質(zhì)與加工工藝均按照原件圖紙。

3.2 試驗(yàn)方案

在靜扭試驗(yàn)臺(tái)上，對(duì)27°、28°兩種錐度角的輪輞-輪芯-楔塊系統(tǒng)的楔塊螺栓分別施加10 Nm、20 Nm、30 Nm、50 Nm的扭矩，并依次以10 Nm遞增，從而測(cè)試出在楔塊螺栓不同擰緊力矩下能傳遞的最大扭矩。

如發(fā)生打滑，或者模擬組件能傳遞的最大力矩接近 T1=Tηn=14 405．09 Nm 時(shí)，則停止試驗(yàn)，認(rèn)為達(dá)到了極端狀況。如繼續(xù)增加楔塊螺栓預(yù)緊力，然后加載使模擬組件打滑，則可能損壞組件，或者超出連接螺栓能夠承受的極限，會(huì)帶來(lái)危險(xiǎn)性后果。

從試驗(yàn)結(jié)果可以看出，27°輪輞-輪芯系統(tǒng)能傳遞的最大扭矩都大于28°輪輞-輪芯系統(tǒng)，證明了改進(jìn)后的27°錐角的輪輞傳動(dòng)性能優(yōu)于28°輪輞。

4 輪輞有限元分析

對(duì)外輪輞進(jìn)行靜載荷、動(dòng)載荷及緊急制動(dòng)等3種工況下的有限元分析。外輪輞在各工況下的應(yīng)力應(yīng)變分析結(jié)果見(jiàn)表2。

表2 外輪輞各工況下應(yīng)力應(yīng)變有限元分析結(jié)果

根據(jù)計(jì)算分析結(jié)果，在各種工況下的外輪輞較大變形均主要集中在輪輞外輪緣處（見(jiàn)圖7），最大變形量為0.178 mm。此變形量相對(duì)較小，安全系數(shù)足夠，輪輞剛度滿足設(shè)計(jì)要求。

圖7 外輪輞最大變形處

根據(jù)計(jì)算分析結(jié)果，各種工況下外輪輞的較大應(yīng)力主要集中在楔塊與輪輞接觸面（見(jiàn)圖8）。最大應(yīng)力為168.1 MPa，遠(yuǎn)小于輪輞材料的屈服強(qiáng)度，具有足夠的安全系數(shù)。輪輞強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。

圖8 外輪輞最大應(yīng)力處

5 結(jié)語(yǔ)

通過(guò)靜扭試驗(yàn)，優(yōu)化后的輪輞-輪芯系統(tǒng)在承載能力上優(yōu)于優(yōu)化前，而且通過(guò)有限元分析計(jì)算，優(yōu)化后的輪輞強(qiáng)度與剛度都滿足設(shè)計(jì)要求，優(yōu)化后的輪輞-輪芯走行系統(tǒng)對(duì)增加傳動(dòng)系統(tǒng)安全系數(shù)和車輛運(yùn)行安全具有重要意義。本文對(duì)跨坐式單軌輪輞-輪芯進(jìn)行優(yōu)化分析及試驗(yàn)，這對(duì)跨坐式單軌車輛輪輞的國(guó)產(chǎn)化以及圓錐面無(wú)鍵聯(lián)接在城市軌道交通中的應(yīng)用具有指導(dǎo)意義。圓錐面無(wú)鍵聯(lián)接屬于過(guò)盈聯(lián)接，在聯(lián)接面上由于楔塊的鎖緊，楔塊與輪輞接觸面上由于過(guò)盈產(chǎn)生的過(guò)盈力對(duì)輪輞強(qiáng)度產(chǎn)生的影響，還需要作進(jìn)一步研究。

［1］ 李海國(guó)，張小菊，徐慶杰.幾種無(wú)鍵聯(lián)接機(jī)構(gòu)的形式及特點(diǎn)［J］.重型機(jī)械科技，2007（4）：46.

［2］ 顏溯，杜子學(xué)，何希和.跨座式單軌交通車輛道岔結(jié)構(gòu)及分析［M］.北京：人民交通出版社，2013：12.

［3］ 劉萬(wàn)俊，王志堅(jiān)，龔小平，等.一種新的無(wú)鍵聯(lián)接結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)［J］.現(xiàn)代機(jī)械，2005（2）：44.

［4］ 韓正銅.圓錐面無(wú)鍵聯(lián)接的受力分析計(jì)算［J］.機(jī)械科學(xué)與技術(shù)，1995（3）：13.

Structural Optimization of Walking Wheel Rim Design for Straddle-type Monorail Vehicle

DU Zixue，YANG Zhen，XU Zhouzhou，HOU Zhongwei，WANG Xiangtao

The important difference between straddle-type monorail and the subway system is the bogie structure,the key discrepancy of which is the bogie direction mechanism.Therefore,the optimization of walking wheel is studied firstly from the perspective of the friction and connection behavior between the wheel rim and wheel core,the conical surface angle of walking wheel rim is optimized from 28 degrees to 27.Through static torsion test,the 27 degrees rim has displayed higher drive performance than the 28 degrees rim.Then the finite element analysis software Hyperwoks is used to analyze the straddle-type monorail rim,and the results indicate that the optimized stiffness and strength of the walking wheel rim can meet the design requirements.

straddle-type monorail vehicle；walking wheel；rim；optimum design

First-author′s address Traffic and Transportation College，Chongqing Jiaotong University，400074，Chongqing，China

U270.33∶U232

10.16037/j.1007-869x.2017.12.006

*國(guó)家自然科學(xué)基金項(xiàng)目（51475062）

2016-04-14）