B型地铁车辆范文

B型地铁车辆范文（精选6篇）

B型地铁车辆 第1篇

目前城市轨道交通在城市交通运量中所占的比例越来越大,其安全性也越来越受到重视。车辆的安全性分为主动安全性和被动安全性[1]。主动安全性是指发生事故前,通过信号、通讯、制动等系统,实施主动制动,避免或减轻事故;被动安全性是指事故发生过程中,通过车体、内装等系统,保证生存空间,减缓二次碰撞,使乘客伤亡降低到最小、车辆损坏到最低,如提高车辆结构的耐撞击性和采用各种安全约束保护系统等。目前,对城轨车辆被动安全性的评估已成为一个重要的研究课题,因此城轨车辆必须有一定的耐撞击性能。按照EN15227标准,城轨车辆需满足在25 km/h条件下的碰撞要求[2]。

1 研究对象与模型的建立

在两列车实际的碰撞过程中,头车(即带司机室车辆)前端的车钩吸能完成后将处于撞击状态,再作用一定时间后,中间车辆才进入撞击状态,这一过程就产生了碰撞相位差。由于碰撞相位差的存在,碰撞在列车各个碰撞面上发生的时间是依次进行的。参考英国G lu的研究结果,他研究得出带线性刚度车钩的列车以15 km/h速度碰撞时,车钩力峰值相位差大约0.2 s。针对这么大的延迟时间(也就是碰撞相位差),可先考虑取出头车进行非线性碰撞研究[3,4]。

本文以国内某标准B型地铁车辆为研究对象,建立一节可用于非线性碰撞的头车有限元模型,该模型包括一个简化的车钩缓冲装置模型、头车车体有限元模型(含防爬器),其中车体模型考虑了转向架、车门、空调、牵引系统等全部车辆设备的影响。根据该项目技术规格书与BS EN15227铁路车辆的防撞性要求,本文对此车在整备状态下(即AW0工况下)分别在15 km/h和25 km/h的速度条件下撞击刚性墙的工况进行模拟研究。

1.1 车钩装置等效模型的建立

通过对车钩缓冲装置力学行为的分析,在Hyper Mesh软件中,利用1维单元spring来模拟车钩。根据列车编组图,头车一端安装的车钩为全自动车钩,它是由橡胶缓冲器和压溃管及过载保护组成。橡胶缓冲器压缩行程是55 mm,压溃管最大压溃行程是300 mm,过载保护约5 mm,压溃管压缩力为800 k N。根据以上要求将车钩简化为如图1所示的曲线,如果将车钩完全压溃,车钩可吸收的能量为266 k J。

根据仿真计算,车钩的这种简化模拟的方法可以很真实地表现车钩的吸能情况以及力学行为,因此这种模拟车钩的方法在本文中应用能更准确地反映车辆碰撞的真实情况。

1.2 车体模型的建立

车体几何模型用UG软件生成,并使用Hyper Mesh软件进行加载边界条件,用LS-DYNA求解器进行显式动力学计算。

2 碰撞结果分析

2.1 15 km/h速度条件下的碰撞结果

车体端部的最初未变形状态如图2所示,最终变形(t=0.2 s时)状态如图3所示,从变形图可以看出只有安装在车体前端的防爬器前端发生极细微的变形,这样的变形是可以忽略的。此外,车体其他地方没有发生任何变形。

图4为碰撞的内能时间历程关系曲线,可看出头车在t=0.0 015 s时开始撞击刚性墙,由于在车体前端安装了简化模拟的车钩,车钩首先变形且吸收能量,能量吸收趋于线性增长,在t=0.15 s后内能曲线趋于水平,说明此后吸收能量极少。防爬器最前端与车钩最前端的距离为380 mm,但是车钩实际变形行程为360 mm,所以车钩空走20 mm的距离,因此图5中撞击力与时间的关系曲线中表现出撞击力有一段为0的时间历程。整个碰撞过程中在0.15 s的时间内,撞击力为800 k N恒定不变,此阶段为车钩吸收碰撞能量的过程,撞击力恒定不变。头车继续向前运动,防爬器开始接触到刚性墙。在防爬器接触刚性墙的一瞬间撞击力比较大,但是很快的就降到500 k N左右,对比图4和图5可知,瞬时增大的撞击力对防爬器做功很小。

由计算结果可进一步得出,在15km/h速度条件下头车的动能为276 k J,而车钩完全剪断可以吸收266 k J的能量,基本可以将动能吸收完,防爬器基本不变形。

图6为司机室下门角加速度与时间的关系曲线,经LS-DY-NA的后处理软件计算可知,在车体撞击刚性墙的整个过程中平均加速度为2.2 g,小于BS EN15227铁路车辆的防撞性要求规定的平均加速度7.5 g。

2.2 25 km/h速度条件下的碰撞结果

图7为头车在25 km/h的速度条件下撞击刚性墙时在整个碰撞过程中车体速度随时间的变化的曲线,从图中可看出,大约在0.13 s时速度减小为0,之后车体以较小的速度回弹。由于车体的大变形只发生在车头部位,为了能详细的分析车体的变形情况,故图8中的视图a和视图b只截取车体头部变形图。从图8可见,当头车在25 km/h的速度条件下正碰刚性墙后,头车车体在碰撞过程中只有防爬器与司机室前檐地板发生损坏,不仅乘客区域完全不发生变形,而且车体在整个底架边梁长度范围内都没有发生任何变形或摺叠现象。

图9为能量与时间的关系曲线,从图中可看出,碰撞过程中总能量保持基本不变,动能逐渐减小,内能逐渐增加,沙漏能的值为40 k J,占总能量的5%,说明该计算可靠。由于车钩处于车辆的最前端,碰撞最开始是由车钩吸收能量,在t=0.06 s时车钩吸收能量266 k J左右,车钩开始剪断。车钩空走完成后防爬器开始吸收能量,最后车体前檐地板发生塑性变形吸收能量。碰撞过程中的撞击力由图10可看出,在从t=0到t=0.06 s这个过程中,撞击力为800 k N,此阶段为车钩吸收碰撞能量的过程,撞击力恒定不变。随后防爬器与车体撞到刚性墙上,撞击力缓慢增大,车体的撞击力的瞬时最大值为3 738 k N左右。

图11为司机室下门角某点在车体的碰撞过程中的加速度-时间曲线,经LS-DYNA的后处理软件计算可知在车体撞击刚性墙的整个过程中平均加速度为3.4 g,小于BS EN15227限定的7.5 g。

3 结论

考虑到一节整备条件下的车体(即车辆)分别以15 km/h和25 km/h的初速度撞击另一节同样条件的、静止且制动的车体时,碰撞条件并不是最苛刻的,且为了减少不必要的计算量,本文只研究了一节整备重量的车体分别在15 km/h和25 km/h的初速度条件下撞击刚性墙的变形和吸能过程。通过以上的分析讨论,可得到下列结论:

1)车体变形顺序:当一节头车以15 km/h的速度正面撞击刚性墙,车钩为主要的能量吸收部件,车体与防爬器并未发生变形;当一节头车以25 km/h的速度正面撞击刚性墙时,车钩与防爬器作为前端主要部件吸收能量。首先是车钩开始吸收能量,其次,防爬器与车体前檐地板吸收能量。通过模拟得出,合理的车体结构保证了其在碰撞过程中有序的坍塌变形以及能量吸收。

2)能量吸收:如果是一节头车撞击另一节静止制动的头车时,两个车钩可吸收能量2662=532 k J,所以留给两个车体吸收的能量仅为780-532=248 k J,而每节车应该吸收的能量小于150 k J左右(运动的车吸收能量稍微多一些)。但是此车体以25 km/h速度撞击刚性墙时,车体吸收的能量为780-266=514k J,车体只有防爬器和司机室前端发生塑性变形,客室并未发生变形。所以此车以同样速度条件去撞击另外一节静止的车时,本文所述车体有着更好的抗撞击能力,说明此车辆头端的能量吸收设计非常合理。

3)撞击力:“联邦汽车安全标准(FMV SS208)”中英国铁路组织标准GM/RT2100的9.1条规定:对于动车组和固定编组的列车,车体撞击力不要超过3 000 k N,最好限制在2 500 k N之内[5]。其他列车车体撞击力不要超过4 000 k N,最好限制在3 000 k N之内。本文所研究的车撞击刚性墙相对于车撞车的情况恶劣很多,因此撞击力也符合此标准。

4)加速度:BS EN15227铁路车辆的防撞性要求规定车撞击3 t刚性障碍物的平均加速度应限定为7.5 g,本文研究的车体撞击刚性墙的平均加速度分别为2.2 g和3.4 g,符合EN15227的规定。

通过上述对头车分别在15 km/h和25 km/h速度条件下撞击刚性墙的耐碰撞性能研究,为车体设计提供更深入、更具系统性的分析方法,可使地铁车辆的车体设计范围不再只限于结构、强度、刚度和模态分析方面,同时也可为城轨车辆的被动安全性设计提供参考。

摘要：以国内某标准参数B型地铁车辆为研究对象,对分别以15 km/h和25 km/h的速度去撞击一刚性墙进行有限元模拟研究,分析车体在碰撞过程中的塑性变形程度以及撞击力,速度和加速度等参数的变化。得出该车在15km/h的速度下的动能可由车钩完全吸收,车体与防爬器不参与能量的吸收过程,在25 km/h的速度下只有车体前端发生塑性变形,客室没有发生破坏,满足车辆的碰撞要求。

关键词：城轨车辆,有限元模拟,碰撞,碰撞要求

参考文献

[1]刘金朝,王金国.城市轨道车辆防撞性研究[J].安全防护,2005(2).

[2]EN15227-2008,铁道应用-轨道车身的结构要求[S].2008.

[3]G LU.耐碰撞车辆的能量吸收要求[J].国外铁道车辆,2006(3).

[4]雷挺,林文君,李伟.B120型车体碰撞仿真研究[J].电力机车与城轨车辆,2007(4).

B型地铁车辆 第2篇

1 产品结构分析

B型地铁车辆构架的侧梁制动套管如图1所示,3个制动套管相对尺寸要求较高,特别是制动套管2与制动套管3的相对角度90°不易控制,且焊缝比较集中,焊接过程中产生的焊接变形较大,更增加了控制每个制动套管最终尺寸的难度。

1 - 制动套管 1; 2 - 制动套管 2; 3 - 制动套管 3; 4 - 侧梁。

2 工装设计方案

制动套管的组装分别采用2个工装进行定位,制动套管3采用40°工装定位( 见图2) ,制动套管2采用50°工装定位( 见图3) 。

3 工艺要求及生产现状

制动套管定位焊及焊接后,用宽座角尺检查制动套管2与制动套管3的90°相对夹角是否满足工艺要求,即用塞尺测量宽座角尺与制动管座的夹角间隙,小于1 mm为合格,图4的间隙值为正值,图5的间隙值为负值。在实际生产中,跟踪检查、测量了点焊后和焊接后的此间隙值,并计算了焊接后与定位焊后间隙的差值,其结果如表1所示。

从表1可以看出,间隙大小很不稳定,有几个侧梁还出现了尺寸超差的情况,合格率仅为50% ,给下道工序的装配带来很多困难。经过研究分析认为,问题产生的根本原因是工装定位偏差、定位焊顺序、焊接变形等。因此,必须寻求防止角度超差的有效途径,才能彻底解决这一问题。

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4 工艺改进

4. 1 工装设计改进

点焊后间隙值的不稳定说明工装定位不准确,误差较大,结合制动套管的结构特点,选用制动套管的台阶斜槽作为定位面,改进为90°整体定位( 见图6) ,其工艺验证标准如表2所示。

4. 2 定位焊顺序改进

根据表1,同样的工装定位,点焊后的间隙值却不同,有的角度变小,有的角度变大。为了保证对角度的影响降到最小,考虑改变定位焊顺序,定位焊的时候应该以图7所示的A、B、C、D 4点中制动套管和内腹板组装间隙最小的点为引弧点。因为间隙最小能使收缩最小,从而对角度间隙影响最小。其次,从这些点处引弧,收缩的方向或平行于制动套管斜槽面,或垂直于制动套管斜槽面,不会对制动套管斜槽面的角度造成影响。

在定位焊之后、焊接之前,增加宽座角尺的检测( 见图8) 及样板检测( 见图9) ,发现间隙超差的进行返修,减少焊接后的返修,提高产品的合格率。

5 改进效果

在实施了工艺改进后,再次统计了实际生产数据,宽座角尺与制动管座夹角的间隙值如表3所示。

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B型地铁列车车门等间距布置方案 第3篇

在某些新建地铁项目的B型地铁车辆招标书中, 可以见到“鼓励采用全列车客室车门等间距布置”的用户需求, 说明用户在车门等间距布置方面存在一定的客观需求, 因此有必要对B型地铁列车车门等间距布置的可行性进行研究, 寻求满足这种实际需求的可行性方案。

考察我国在线运用的B型地铁列车目前还没有采用全列车等间距车门布置的先例, 所能了解到的国外地铁列车也暂未发现有采用客室车门等间距布置的情况。对地铁列车采用全列车客室车门等间距布置的可行性进行具体分析和研究, 得出B型地铁车辆采用全列车客室车门等间距布置时, 在车门形式选择及车站站台长度等方面都将受到相应的条件限制;各车辆的载客量会发生相应变化, 即车门间距方案的选择将会影响载客量的大小。

1 B型地铁列车车门布置方式

目前我国在线运用的B型地铁车辆中, 客室车门的布置方式一般为单节车的客室车门等间距布置, 全列车客室车门不等间距布置, 即每辆车的4个车门按照相同的间隔距离布置, 而相邻两车之间的车门间距不同。以沈阳地铁2号线列车为例, 无论是头车还是中间车, 各车的客室车门均按照4 580 mm的间距布置, 而1号车与2号车之间相邻2个车门的间距为4 880 mm, 相对称的另一端6号车与5号车之间相邻2个车门的间距为4 880 mm, 其余各中间车之间相邻2个车门的间距均为5 780 mm (见图1, 图中仅以1~3号车为例, 4~6号车与此对称布置) 。

由南车青岛四方机车车辆股份有限公司生产的B型地铁车辆大多采用上述车门布置方式。1号车前端的第一个客室车门已接近司机室后端墙, 其定位前提一般是要确保在门机构安装和检修时不受司机室后端墙的影响, 即在揭开客室侧顶罩时能使门机构完全露出, 以便进行安装和检修操作。由于1号车与6号车是对称布置的, 因此6号车的情况也完全一样。

2 采用全列车客室车门等间距布置带来的问题

若保持图1中1号车 (6号车) 前端第一个客室车门位置与前端墙相对位置不变, 采用全列车客室车门等间距布置时, 相邻两车的车门间距应缩小, 各车本身的车门间距应放大, 按照均分法求出车门间距等分值如下:

由此得出的全列车客室车门布置情况见图2。按照上述方法实现的车门等间距布置使1号车 (6号车) 后端的车门距离车体后端墙很近, 只有约492 mm。根据已有经验, 这种情况下车门机构的安装空间明显不足;而且已无法在1号车 (6号车) 二位端布置电器柜, 这会导致客室电气柜与其他各车不一致, 电气系统的设计会出现较多的不一致性, 这对设计、制造、使用及维护等都十分不利。另外, 按照上述布置方法, 还导致2号车 (5号车) 、3号车 (4号车) 4个中间车的侧墙结构出现差异, 各车的车门和车窗位置均不相同, 不仅车体侧墙结构不同, 还必然导致中间车客室内部的设备布置出现较大差异, 使得中间车的品种和部件种类大量增加, 不符合模块化、通用化的设计思想要求, 因此不推荐采用这种布置方案。

3 建议采用的客室车门等间距布置方案

3.1 布置方案

为了满足模块化、通用化的设计思想要求, 4个中间车的结构应尽量相同, 因此应优先考虑中间车的4个车门采用前后对称布置, 车门间距应按照中间车的长度均分得出。

仍以沈阳地铁2号线为例, 各中间车两端车钩连接线间距为19 520 mm, 其4个客室车门的间距值应为19 520÷4=4 880 mm, 按照这种车门布置方案, 各中间车的车钩连接线距离第1个客室车门的距离为2 440 mm, 为了实现全列车客室车门等间距, 则1号车 (6号车) 的第4个客室门距离车尾端车钩连接线也应为2 440 mm, 再以此为基础布置完1号车 (6号车) 的各车门后即可满足全列车客室车门的等间距布置。但此时会发现1号车 (6号车) 的第1个客室车门已被推移到司机室的空间内, 在1号车 (6号车) 长度不变的前提下, 司机室侧门将与第1个客室门发生重叠。以沈阳地铁2号线列车为例, 将客室车门改为4 880 mm等间距布置时, 各车门中心线所处位置见图3。按照4 880 mm等间距布置客室车门时, 1号车 (6号车) 的所有客室车门都要在原有基础上前移, 且第1个客室侧门已与司机室侧门发生重叠。解决该问题的一种办法是:将1号车 (6号车) 前端加长, 考虑到车辆结构的协调性及车辆在通过曲线时的安全性, 加长量应尽量小, 为此在这里尝试给出一种最小加长量的方案, 以探讨其可行性。

首先司机室侧门必须采用与客室侧门不同类型的结构, 若客室侧门采用内藏门, 则司机室侧门应采用塞拉门或折页门, 这样可避免在开门状态下司机室门与客室门发生干涉;其次要保证客室门在打开状态下不会遮挡司机室门, 基于这两个条件并考虑车门结构的基本需求, 给出的加长量约为700 mm, 由此所得出的车门布置见图4。该方案中1号车 (6号车) 前端加长后, 列车两端车钩连接线间距增加到119 660 mm, 第一转向架销外车体长度达到4 400 mm, 这会使列车端部在通过曲线路段时比原来更加接近建筑限界, 但这种情况可以通过车头两侧的合理修形来满足列车通过最小曲线时的限界要求, 因此, 按照这种思路, 只要站台长度足够, 全列车车门等间距布置应该是可行的。此前我国多数B型地铁线路的站台有效长度都定为118 m, 按照上述分析, 如果要实现全列车车门等间距布置, 那就必须在车站站台设计时考虑增加站台长度, 使站台的有效长度至少达到120 m。根据估算, 只要站台足够长, 将车头端的长度进一步加长, 使司机室车门与客室车门的间距能达到满足全部采用内藏门时所需的距离, 该方案是可以实现的。

3.2 载客量的变化

按照上述客室车门等间距布置方案, 由于每2个车门之间的间距加大, 使客室座椅的布置情况发生相应变化, 各车厢中部的6人座椅可改为7人座椅, 1号车 (6号车) 的座席数量可由36席增加到42席, 其他车的座席数量在设置一处轮椅靠座的情况下, 可由43席增加为46席, 客室座椅平面布置见图5。

3.3 可能存在的问题

上述给出的车体加长方案是一种最小加长量的方案, 其中并未考虑到第1个客室车门与司机室后端墙的位置关系, 而实际上这样会给第1个客室车门机构的安装和维修带来困难, 这一问题可以通过特殊的司机室后端墙结构设计来弥补, 或进一步将1号车 (6号车) 的车体向前加长, 以改善第一个车门的安装条件, 这些问题都可在具体项目中进行讨论解决。另外, 由于1号车 (6号车) 为拖车, 其质量一般要比动车轻约4 t, 因此车体加长后所导致的质量增加也不会导致车辆轴重限制方面出现问题。不利的情况是:一旦选定车体向前加长, 就必须考虑到站台也应相应加长, 会导致整个地铁工程建设的费用增加;同时, 车头部太长会导致车头两侧修形量加大, 车辆外形可能会给人一种不协调的感觉。

4 设想与建议

在不改变地铁车站站台有效长度的前提下, 对车门等间距布置方案提出另外一些设想, 供相关技术人员讨论。

(1) 由图3可以看出, 当按照4 880 mm等间距布置客室车门时, 1号车 (6号车) 的所有客室车门都要在原有基础上前移, 且第1个客室侧门已与司机室侧门发生重叠, 为了不改变原有的列车长度, 如果将这个与司机室侧门发生重叠的车门取消, 1号车 (6号车) 的每侧都会变成3对客室侧门 (见图6) 。1号车 (6号车) 每侧减少1对车门后, 车厢前端的2个客室座椅可由原来的7人座椅改为9人座椅, 1号车 (6号车) 坐席数量由42人进一步提升到48人。这种方案所带来的问题是:1号车 (6号车) 的最前端会形成一个距离车门较远的区域, 在这一区域内的乘客上下车相对困难;但在一般情况下, 列车两端的客流量会比列车中部小, 路程较远的乘客在这个区域乘坐时受到中途乘客上下车的影响也要少一些, 所以对远途乘客来说这个区域应该是个不错的选择;至于紧急情况下的逃生问题, 由于该区域紧靠司机室, 可以通过司机室后端门进行逃生, 这方面并不会存在问题。

(2) 还有一种方案是将司机室侧门取消, 即1号车 (6号车) 的客室门数量仍为每侧4对门, 但不设司机室侧门, 司机通过司机室后端门进出司机室, 这种方案在美国的地铁车辆中采用较多, 司机在到站停车时并不下车, 而是通过司机室侧窗探出头来观察列车后部情况, 但在车站设置了全高型屏蔽门的情况下, 这种瞭望的效果会受到影响, 该方案更适合于车站不设屏蔽门的线路或车站全部采用半高型屏蔽门的线路。

总之, 从以上分析来看, 我国B型地铁列车实现全列车客室车门等间距布置主要受到车站站台有效长度的制约。如果保持站台有效长度不变, 车辆制造厂也可通过其他方式改变车辆的传统结构来实现客室车门布置方面的创新。尤为重要的是, 只有生产方与用户之间开展更加深入的沟通和探讨, 才能使这些创新方案更好地满足地铁车辆运用方面的实际需求。

摘要：分析我国B型地铁列车实现全列客室车门等间距布置的可行性, 以及可能带来的相应问题, 同时针对在不改变现有车站站台有效长度条件下, 提出实现全列客室车门等间距布置的建议方案。

某型地铁车辆转向架构架结构设计 第4篇

中车株洲电力机车有限公司为国外某城市出口的A型地铁车辆转向架设计速度为90 km/h, 轴重为17 t。转向架一系悬挂采用橡胶弹簧, 二系悬挂采用空气弹簧, 并配有垂向、横向油压减震器; 牵引电机采用架悬式; 基础制动采用踏面制动; 在转向架与车体之间设有抗侧滚装置。

构架为低合金高强度结构钢板 ( 或钢管) 组焊而成, 侧梁为中间向下凹的鱼腹型箱型结构, 中间凹下去以便安装空气弹簧。根据结构受力特点, 在侧梁内部还设置了一定数量的隔板, 以保证其抗弯抗扭能力。侧梁上设有一系锥簧安装座、二系空气弹簧安装座、垂向减震器安装座、抗侧滚扭杆安装座和制动器安装座。横梁采用无缝钢管, 其上设有电机安装座、齿轮箱吊杆安装座、牵引拉杆安装座和横向止挡座。

2计算模型和载荷工况

采用有限元分析软件Ansys12. 0建立构架模型, 构架主体结构离散为三维壳单元, 电机安装座等离散成三维实体单元。 计算模型整体坐标原点位于轨面上, 转向架中心, x轴的正方向为转向架的前进方向, y轴为转向架的横向, z轴垂直向上。 有限元模型如图1所示。

在构架静强度和疲劳强度计算分析中, 计算载荷和载荷工况按标准UIC 615 - 4[1]中规定的计算载荷和载荷工况实施, 其组合见表1。其中Fz为垂向载荷, Fx为纵向载荷, Fy为横向载荷; α = 0. 1, 考虑车辆侧滚影响; β = 0. 2, 考虑车辆沉浮影响。

3构架强度评定

3.1静强度评定

在各载荷组合作用下, 应力评判采用构架许用应力来评定。构架主体材料为16Mn DR, 整个构架使用材料的最小屈服强度为315MPa。对于工况1 ~ 14, 各点应力值均不得大于315 MPa。

3. 2疲劳强度评定

构架各点取工况1 ~ 13下的第一主应力的最大值 σ1max及第三主应力的最小值 σ3min, 按下式计算各点平均应力 σm及应力幅值 σa:

计算出的各点平均应力、最大应力及最小应力按UIC 615 - 4标准的附录ORE B 12 / RP 17提供的钢材Goodman疲劳极限图进行评定。

4计算结果分析

4.1静强度分析

构架在1 ~ 14工况中, 工况14下应力最大, 最大应力为284. 221MPa, 小于材料的最小屈服强度为315MPa, 如图2所示, 可见构架静强度满足要求。

4. 2疲劳强度分析

对于工况1 ~ 13, 选取构架上应力较大并且具有代表性的节点, 计算出这些节点在13个工况下最大和最小主应力值及各点平均应力和应力幅, 将各节点平均应力及最大、最小主应力值打入Goodman疲劳极限图进行疲劳强度评估, 构架各节点疲劳强度评定结果见图3和图4。结果表明构架各点的疲劳强度均没有超过母材的疲劳极限也没有超过焊缝区的疲劳极限。 构架疲劳强度满足要求。

5结语

对某型地铁车辆转向架构架基本结构进行了介绍。利用有限元分析软件Ansys12. 0, 依据标准UIC 615 - 4确定的载荷工况, 对构架进行了静强度和疲劳强度分析。计算结果表明, 构架静强度和疲劳强度满足相关标准要求。

参考文献

B型地铁车辆 第5篇

当前，国内城市轨道交通发展如火如荼，众多二三线城市选择B型地铁列车来缓解交通压力。对于B型地铁列车而言，客室车门间距的布置有两种方案：一种为全列车客室车门等间距布置方案(以下简称“等间距布置方案”)。此时，根据GB/T7928，不带司机室的车体基本长度为19 000 mm，加上两端的贯通道长度520 mm，中间车辆总长度为19 520 mm，每节车辆每侧设4个车门，则全列车客室车门间距为19 520/4=4 880 mm。另一种为全列车客室车门非等间距布置方案(以下简称“非等间距布置方案”)，即同一节车辆内的客室车门间距与两节相邻车之间的客室车门间距不相等。

为防止乘客跌落，降低车站空调通风系统运行能耗，地铁站台普遍布置了屏蔽门。当多种不同长度编组的列车在同一线路混跑时，相对于非等间距布置方案，采用等间距布置方案的列车不存在与站台屏蔽门无法对齐的情形，具有一定优势。但存在头车加长过多极易导致轴重偏差过大、考虑限界因素车辆结构设计困难等问题。因而，在固定编组运营的地铁线路中，非等间距布置方案被广泛应用。

国内现行地铁相关标准中，暂无针对客室车门间距、司机室车门与相邻客室车门间距的尺寸要求，其具体数值通常由车辆制造厂家与最终客户共同确定。如何设计出合理的全列车客室车门非等间距布置方案，成为车辆制造厂家必须解决的问题。

1 6辆编组B型地铁列车的非等间距布置方案

6辆编组的B型地铁列车，头车带全宽型司机室，内设整体司机台，前端不设紧急疏散门，客室车门采用通过宽度为1 300 mm的塞拉门，司机室车门采用通过宽度为570 mm的折页门，其非等间距布置方案参见图1。

2 非等间距布置方案设计原则

2.1 尽量减少门间距种类

考虑屏蔽门的布置，应减少全列车门间距种类。通常，全列车仅布置两种门间距尺寸，即：同一节车辆内的客室车门间距相等，两节相邻车之间的客室车门间距相等，二者彼此不等。同一节车辆内的客室车门间距设置为4 460 mm时，两节相邻车之间的客室车门间距为19520-34 460=6 140 mm。

2.2 满足人员通行要求

地铁列车停站时，为便于乘客及司机上下，全列车所有客室车门及司机室车门需位于站台有效长度范围以内。

如图2所示，司机室车门与相邻客室车门间距设置为1 000+710+190+570/2=2 185 mm，其中：1 000 mm为司机室后端墙至相邻客室门中心距离，710 mm为司机室内电气柜进深，190mm为折页门开启状态下包含内外门把手的所需空间，570 mm为司机室车门净开宽度。

列车两端的司机室车门最前端立柱之间距离为634460+56 140+22 185+570=11 5920 mm，停车精度按300 mm计算，停站时最大所需长度为116 520 mm，小于站台有效长度(6辆编组地铁列车的站台有效长度通常为118～120 m)。

2.3 满足限界要求

列车在曲线上运行时，为防止头车司机室部分与站台和线路设备发生干涉，应控制头车总长度。考虑电气柜进深、电气柜与司机座椅间距、司机台按钮面板布置以及工业设计头部造型等要求，尽量减少司机室长度，缩小同一节车辆的客室车门间距，可使头车车辆总长度减少。

如图2所示，司机室长度取值2 460 mm，头车车体长度为19 650 mm，仅比标准车体加长650 mm，司机室最前端距转向架中心3 850 mm，头罩适量修整后可满足限界要求。

2.4 满足载客量要求兼顾坐席舒适性

1)客室车门间距与载客量的关系。

GB 50490-2009《城市轨道交通技术规范》中规定，车内面积扣除坐席区及相关设施的面积后为乘客站立区域面积，其中坐席区的截面按坐席边缘加250 mm计。由此得知，同一节车辆的客室车门间距增大，长座椅总宽度可随之增大，扣除坐席区面积相应增大，导致乘客站立区域面积减小，站立乘客数量和总载客量减少。

2)客室车门间距与坐席舒适性的关系。

同一节车辆的客室车门间距增大，长座椅总宽度可随之增大，则人均椅面宽度增大，坐席舒适性相应提高。

3)综合考虑载客量要求及坐席舒适性。

由上述分析可知，同一节车辆的客室车门间距同载客量成反比，同坐席舒适性成正比。故客室车门间距的布置应综合考虑空间利用率，在满足载客量要求的同时，兼顾坐席舒适性。

6辆编组B型地铁列车载客量要求参见表1,据此计算,A车客室需布置6个6人长座椅,乘客站立区域面积不低于(230-36)/6≈32.3m2。同一节车辆内的客室车门间距设置为4 460 mm时,A车乘客站立区域面积为32.6 m2,定员载客量为231人,符合要求。

根据表2计算，6人长座椅椅面宽度为2 460 mm，人均椅面宽度为410 mm，符合GB/T 13059《客车乘客座椅尺寸规格》中大于等于400 mm/人的要求。

3 结语

综上所述，B型地铁列车客室车门非等间距布置方案的设计，应遵循尽量减少门间距种类、满足人员通行需求、满足限界要求、满足载客量要求并兼顾坐席舒适性的原则开展。

参考文献

[1]GB/T7928-2003,地铁车辆通用技术条件[S].

[2]GB50490-2009,城市轨道交通技术规范[S].

[3]CJJ96-2003,地铁限界标准[S].

[4]GB/T13059-91,客车乘客座椅尺寸规格[S].

[5]凌相国.地铁屏蔽门技术参数布置[J].电力机车与城轨车辆,2011(5).

[6]刘玉文.地铁列车客室车门间距与站台屏蔽门关系的探讨[J].电力机车与城轨车辆,2005(6).

B型地铁车辆 第6篇

1 夹紧装置结构

B型结构地铁车辆构架组装工艺装备侧梁夹紧装置结构, 力源装置采用的是液压驱动方式, 中间传力装置采用“铰链-杠杆式”夹紧机构。

四杆机构的自锁功能, 当连杆与曲柄共线时, 若不计各杆的质量, 则连杆加给曲柄的力将通过铰链中心, 此力对铰链中心不产生力矩, 因此不能使曲柄转动。机构的这种位置称为死点位置。铰链杠杆夹紧机构正是四杆机构的这一位置来实现工件夹紧的, 其自锁位置就是四杆机构的死点位置。

2 夹紧装置受力分析

2.1 不考虑摩擦力情况

在不考虑各转动副的摩擦力时, 装置夹紧力F与液压油缸的输出力H之间的关系为:

下面分析3个位置的实际受力情况: (1) 当压杆的水平夹角为4°时, L1=140.2, L2=31.4, L3=49.7, L4=325.0, 由式 (1) 可得压紧力为F=0.68H; (2) 当压杆的水平夹角为2°时, L1=136.7, L2=24.4, L3=50.5, L4=325.0, 由式 (1) 可得压紧力为F=0.87H; (3) 当压杆的水平夹角为1°时, L1=132.2, L2=15.6, L3=51.0, L4=325.0, 由式 (1) 可得压紧力为F=1.33H。

由受力式可得, 当压杆的水平夹角越小, 四杆机构的杆a与杆b的夹角也越小, L2的数值也越小, 从而压杆作用于工件的夹紧力就越大。理论上说, 当压杆趋向于水平位置时, 夹紧力可以趋向无穷大。但实际上由于摩擦力的存在, 夹紧力不会趋向于无穷大。

当压杆运动到水平位置时, 四杆机构的杆a和杆b的夹角为0, 即两杆共线, 四杆机构处于死点位置, 实现夹紧装置的自锁功能。

2.2 考虑摩擦力情况

该结构主要涉及到的是转动副中的轴颈摩擦力。分析了轴颈摩擦的原理。设受径向载荷G作用下的轴颈1, 在驱动力矩Md作用下, 在轴承2中等速转动。此时, 转动副两元素间必将产生摩擦力, 以阻止轴颈相对于轴承的滑动。轴承2对轴颈1的摩擦力Ff21=fVG, 其中当量摩擦系数fV= (1-π/2) f (对于配合紧密且未经跑合的转动副取较大值, 而对于有较大间隙的转动副去较小值) 。摩擦力Ff21对轴颈的摩擦力矩为:

根据轴颈1受力平衡可得:G=-FR21, Md=-FR21r=-Mf, 故可得:

式 (3) 中, r为转动副半径, r为摩擦圆半径。当量摩擦系数fV= (1-π/2) f, 摩擦圆半径r=fVr。取fV=1.2f, 查表得f=0.15。因此, 该结构的摩擦圆半径为:

当考虑各转动副的摩擦力时, 总反力应与摩擦圆相切[2]。因此, 各力的作用点及作用方向发生了变化, 力的大小和力臂也发生了变化。

下面分析摩擦力情况下3个位置的实际受力情况: (1) 当压杆的水平夹角为4°时, L1=138.4, L2=37.1, L3=50.7, L4=325.0, 由式 (1) 可得压紧力为F=0.58H; (2) 当压杆的水平夹角为2°时, L1=134.9, L2=30.7, L3=51.7, L4=325.0, 由式 (1) 可得压紧力为F=0.70H; (3) 当压杆的水平夹角为1°时, L1=130.3, L2=21.4, L3=52.5, L4=325.0, 由式 (1) 可得压紧力为F=0.98H。

3 夹紧装置力学仿真分析

使用上面建立的模型进行仿真分析, 沿油缸的轴线施加作用力F, 在压杆顶端设置弹簧力模拟夹紧装置施加在工件上的夹紧力, 通过测量弹簧力H即可得到装置的在不同位置时的夹紧力[3]。

例如, 考虑摩擦力时的静力平衡仿真分析。考虑摩擦力时, 就需要在各转动副中设置相关摩擦力参数。根据式 (4) 摩擦力的理论计算以及该装置的实际尺寸, 主要参数设置为:静摩擦系数Mu Static=0.18, 动摩擦系数Mu Dynamic=0.18, 摩擦圆半径Friction Arm=1.8mm, 转动副宽度Bending Reaction Arm=24mm, 转动副半径Pin Radius=10mm, 其余参数按照默认设置。主要分析压杆在不同位置处, 油缸输出力H与工件夹紧力F之间的关系。将仿真结果与理论计算值进行对比, 两者的结果可以相互验证。可得仿真结果与理论计算值十分接近, 说明这个结果是可信的。

4 结论

本文通过对B型地铁构架组装工艺装备侧梁夹紧装置进行受力分析, 同时考虑摩擦力因素的影响, 从而得到装置夹紧力与液压油缸的输出力之间的关系, 并说明其结构设计的合理性, 该夹紧装置能够达到所需要的夹紧力;使用ADAMS软件建立夹紧装置的实体模型, 对该装置进行仿真分析, 并将理论计算和仿真结果进行对比, 两种方法得到了相互验证, 得出主要结论如下。

(1) 夹紧装置在不同位置时对工件的夹紧力不同。压杆的水平夹角越小, 压紧力越大;当压杆趋向于水平位置时, 该装置会产生最大的夹紧力, 且最大夹紧力不会小于油缸的输出力。说明该装置在最佳工作位置处具有对力的放大作用。

(2) 理论计算和仿真分析都说明了摩擦力对该装置的夹紧力有较大的影响, 摩擦力使夹紧装置对工件的夹紧力降低了30%左右。说明在对夹紧装置进行力学分析时, 要考虑摩擦力的影响。

(3) 通过理论计算值与仿真结果的对比, 说明使用ADAMS软件对复杂夹紧装置的夹紧力计算具有一定的可行性。

摘要：主要对B型地铁构架组装工艺装备侧梁夹紧装置进行力学分析。建立该装置的力学模型, 对其进行受力分析, 得到装置夹紧力与液压油缸的输出力之间的关系, 并说明其结构设计的合理性;使用ADAMS软件建立夹紧装置的实体模型, 对该装置进行仿真分析, 并将理论计算和仿真结果进行对比, 验证两种方法的正确性。

关键词：B型地铁,侧梁夹紧装置,受力分析,ADAMS仿真

参考文献

[1]赵洪伦.轨道车辆结构与设计[M].北京:中国铁道出版社, 2009.

[2]刘蜀, 朱莎, 庞礼, 等.运动副的摩擦自锁原理在夹具设计中的应用[J].机械工程与自动化, 2006 (4) :131-133.