罗文昊，张涛

HXD3B型机车转向架构架强度及模态分析研究

罗文昊1,2，张涛2

（1.兰州交通大学 机电工程学院，甘肃 兰州 730070；2.中车株洲电力机车有限公司，湖南 株洲 412001）

以HXD3B型电力机车转向架构架为研究对象，基于TB/T 2368－2005标准、采用数值计算方法对其静强度和疲劳强度进行研究，并分析其前6阶模态及振型。结果表明：在各工况载荷下，构架的等效应力与其材料的许用应力相比，前者均小于后者，且其关键测点的应力坐标值均未超出其疲劳极限图的允许范围，因此构架应力范围合理，满足其强度要求；构架的自振频率范围为29.102～71.004 Hz，大于其共振频率，且抗弯性能良好。通过强度评定和模态分析可确定构架的危险部位，并提出有效的结构简化方法及数值模拟思路，为构架的进一步优化奠定了基础。

有限元分析；构架；静强度；疲劳强度；模态分析

对于转向架，构架的主要作用是将各零部件进行有机组合。转向架在运行过程中，各种力矩以及载荷均以构架作为主要承载、传递途径[1]。李晨等[2]依据EN 13749-2001标准对B型地铁列车转向架构架进行常见超长载荷工况强度分析，应用有限元分析方法对构架重点承载部位进行数值仿真，并通过试验验证了分析结果满足设计及运行要求。吴丹等[3]通过对高速列车转向架构架的仿真分析，验证了利用数值模拟方法分析构架强度及刚度的可行性，同时对构架的结构进一步优化并提出了新的研究方向。张勇等[4]运用有限元方法建立了国内某型电力机车构架动力学模型，分析了在车轮多边形轨道激励下对机车构架动应力响应及疲劳强度的影响。张红涛等[5]采用UIC 615-4规范及有限元方法对货运机车中间转向架构架进行数值仿真，得到构架所承受的载荷与不同运行工况之间的关系，并以此作为依据在不同维度上提出对构架结构优化的各种方法。李崇等[6]根据构架强度试验标准UIC 615-4及转向架构架设计要求规范EN13749对A型地铁转向架构架进行静强度及疲劳强度分析，并通过试验验证了其强度均满足设计要求。

本文以HXD3B型电力机车转向架构架为研究对象，采用有限元法对构架模型进行数值仿真。首先根据TB/T 2368－2005标准[7]，分别对构架的静强度和疲劳强度进行评估。其次计算构架的前6阶模态并分析其对应的振型。通过强度评定和模态分析确定构架的危险部位，并提出构架的简化方法及数值模拟思路。

1 构架基本结构及有限元模型建立

HXD3B型机车采用三轴半（轴）悬挂型转向架，是我国运用范围很广的大功率货用电力机车[8]。其转向架轴式为C0-C0，即三动轴转向架。一台机车配有两个转向架，其总功率达到9600 kW，最高速度可达120 km/h。构架作为机车转向架的骨架，起到“固定轴距、承载传力、安装联系”的作用，是转向架的关键结构，也是联系机车车体和轮对轴箱最重要的部件。

以HXD3B型机车的转向架作为主要研究对象，把构架的结构形式作为主要研究重点，并且按照构架实际比例建立三维模型，如图1所示。构架材料为Q345E压型钢，焊接而成的构架梁件形成完全封闭的中空箱型结构，构架经组焊处理后，呈现出典型的“目”字型结构。各梁件连接处采用小圆弧形式过渡以减少应力集中[9-10]。

图1 HXD3B型机车转向架构架

数值仿真需建立构架有限元模型，而且必须对其各种附属的安装支座进行简化，原因是：①附属的安装支座受力较小，一般情况下不会对整体构架的受力性能产生很大影响；②附属支座需要更精细的网格，不仅浪费大量计算机资源，且会使网格质量变差。HXD3B型转向架构架基本参数如表1所示。

表1 构架的基本参数

构架划分网格形状为标准的正六面体，并且在构架主要的承载部位进行了网格细化，因为承载部位要把施加载荷所产生的力传递向其他部位，细化后的网格可使力的传递性更好，使得结果更加准确。最终检查网格质量良好，网格数为492677个。简化后的构架有限元模型如图2所示。

2 载荷确定

依据TB/T 2368－2005[7]，分别对转向架构架在超常载荷及模拟运营载荷工况下的应力进行计算。本文在以模拟运营载荷为主要研究对象时，将工况类型分为13种，如表2所示。

图2 简化后的构架有限元模型

表2 构架模拟运营载荷工况表

注：载荷工况0时，安装牵引电动机；＝0.1；＝0.2；转向架在5‰曲线上行驶时会承载扭曲载荷。

2.1 超常载荷计算

计算超常载荷目的是当载荷达到最大时，判断构架结构是否有发生永久不可逆性破坏的危险。按照TB/T 2368－2005[7]，计算过程如下：

式中：F1max、F2max为超常载荷下构架的垂向载荷（单侧），N；Fmax为超常载荷下构架的

HXD3B型电力机车转向架构架整备质量（加配重）为1.5×105kg，每台机车具有2台转向架，单个转向架自重为2.84×104kg。

计算得：

F1max＝F2max＝320002.2 N

Fmax＝183500 N

2.2 模拟运营载荷计算

机车运行过程中，构架受到垂向及横向载荷的作用[9]。模拟运营载荷主要是仿真构架在运行时，在受到各个力不平衡作用时，分析转向架构架结构是否出现裂纹等现象。按照TB/T 2368-2005[7]，计算过程如下：

式中：F为模拟运营载荷下构架的垂向载荷（单侧），N；F为模拟运营载荷下构架的横向载荷，N。

计算得：F＝228573 N，F＝183937.5 N。

模拟运营载荷状态下，转向架构架除了受

到垂向载荷与横向载荷的力，还有作用在其电机吊杆座处的电机悬挂力，其取值为22000 N。在计算模拟运营载荷时，不考虑纵向力的作用。

3 构架强度评估

3.1 静强度评定

本文对构架所施加的载荷与约束皆依照构架实际承受的载荷及约束，如表3所示。构架所受约束主要为垂直方向的弹性约束和位移约束。弹性约束主要是模拟一系弹簧装置所承载的弹性力，位移约束是限制了构架在横向和纵向上的运动，且在垂向设有一定的位移余量。

表3 构架施加载荷和添加约束的位置

对比分析超常载荷与模拟运营载荷工况下的计算结果，得出，构架处于超常载荷工况时产生的最大等效应力为160.56 MPa，小于其材料的屈服极限，说明其在超常载荷作用下不会发生断裂；构架在模拟运营载荷工况下的等效应力范围为81.25～130.62 MPa，小于其材料的许用应力。

因此，构架静强度满足设计要求。

图3为构架超常载荷工况等效应力云图。

图3 超常载荷工况等效应力云图

通过静力学分析结果及图3可知，在右端侧梁与中间横梁连接处出现了应力集中。构架出现应力集中的原因有两个：①构架自身的结构存在缺陷，如各梁件连接处焊接质量差或横梁分布不均所导致的受力不平衡，需要进一步改善优化其结构，以便受力均衡；②在数值模拟过程中由于模型问题或软件操作不当而导致不恰当的计算结果。

列车实际运行时，构架的载荷工况多变而更加复杂[11]。本文中对构架的有限元模型做了严格的检查与验证，排除建模错误及软件操作不当等原因，仅对构架自身结构来说，优化方法如下：

（1）进行构架网格无关性验证，同时检查网格质量在0.6以上，以确保网格划分合理。

（2）由于构架模型简化或软件计算误差难免会因应力奇异性而出现极大应力点，所以应先识别并排除应力奇异点所在的位置，再进一步优化构架结构。构架梁件为中空箱型结构，其内部有层板通过等距焊接来提高各梁件强度，所以可以减小层板间的距离来增大梁件强度。实际加工过程中，构架各梁件连接处均采用圆角结构来过渡，以减小应力集中，圆角结构为焊接而成，所以改变圆角大小及焊接方式也可有效减少构架应力集中。

3.2 疲劳强度评定

依照TB/T 2368－2005[7]，分别计算构架在垂向、横向及扭曲等13种模拟运营载荷工况下的等效应力[7]。在普遍认为的构架的薄弱部位选取网格节点作为关键测点，确定其不同工况下的最大及最小应力，计算如下：

式中：σ为等效平均应力值，MPa；max为最大应力值，MPa；min为最小应力值，MPa；σ为等效应力幅值，MPa。

以σ为横坐标，分别以max和min为纵坐标，基于材料的各种性能参数、σ和σ首先得到材料修正的Goodman-smith疲劳极限图，其次把测点的数据处理后也在统一坐标系下进行标注，如图4所示。

图4 模拟营运工况下构架的Goodman极限图

由图4可知，各测点数据坐标值均未超过其疲劳极限图的允许范围。因此在实际运行过程中构架可承受由于线路不平顺或转向架弹簧悬挂装置出现故障而带来的一系列交变载荷。

4 模态分析

列车在运行过程中，转向架构架的振动会对车辆运行的稳定性造成一定影响，保证构架具有良好的刚度特性是车辆稳定运行的必要条件[12-14]。采用有限元模型分析方法，以有限元模型为基础，以在该模型下的轴箱拉杆定位座作为主要处理对象，对其分别在横向以及纵向两个方向上进行约束处理。需要注意的是，要想进一步判断此车辆在运行过程中的运行状态以及运行振动形式，就必须再次以轴箱定位座作为处理对象，对其施加弹性约束处理，其计算方法可选用迭代法对构架进行模态分析，从而有效避免共振和各梁件弯曲变形等不利因素。由于高频振动在列车运行过程中一般很少出现，故利用有限元的自由模态分析时，只需对前6阶模态进行分析，如表4所示。

表4 构架模态分析结果

由表4可知，构架最低激振频率29.102 Hz，列车运行时，构架的激振频率在10 Hz左右，因此构架不存在共振现象。第1阶振型以横轴为转轴，以构架左右侧梁为主要扭转对象，在其垂直方向做反向扭转运动。此阶振型可一定程度保证构架在较不平顺线路上进行垂向运动时减轻构件振动的问题，同时又可提高列车的运行速度。第4阶振型为构架中间横梁的一阶弯曲，可见横梁的刚度较大，抗弯曲性能较好，同时可承受来自车体较大的横向载荷，有利于车辆安全通过弯道，且构架不会出现裂纹。第6阶振型为两侧梁沿垂向做一阶弯曲运动，表明两侧梁刚度较大，在承受垂向载荷的同时对左右两侧不均等载荷有较好的适应性，有利于构架在左右载荷不均等的情况下较好地向轮对轴箱装置传递垂向作用力，并可以保证构架在长时间工作时不会迅速出现疲劳破坏等严重后果。转向架构架的第3阶振型如图5所示。

图5 转向架构架的第3阶振型

5 结论

（1）根据TB/T 2368－2005[7]，计算构架在14种工况载荷下的等效应力。结果表明，在超常载荷及模拟运营载荷工况下，构架强度都满足要求。说明构架模型建立准确、简化过程合理、模拟思路有效。

（2）依照ANSYS的计算结果，得到各工况下构架关键测点处的平均应力和应力幅值，分析得出其等效应力坐标值均落在Goodman疲劳极限图的范围内。说明构架可以承受由于线路不平顺或转向架弹簧悬挂装置出现故障而带来的一系列交变载荷。

（3）由构架的前6阶固有频率得到构架最低激振频率为29.102 Hz，不存在共振现象，同时构架抗弯性能良好，在承受垂向不均等载荷时有较好的适应性，有利于构架向轮对轴箱装置传递垂向作用力，并可以保证构架长时间工作时不会迅速出现疲劳破坏等严重后果，提高了机车车辆运行过程中的安全性和舒适性。

（4）根据对构架强度及模态的分析，可知保证其安全的方法主要是消除构架在加工过程中的应力集中，而通过三维建模来模拟构架的真实工作状态，难免有一定的误差。排除应力奇异引起的误差，提高构架强度的措施一方面在于改变其结构的加工工艺，如焊缝位置的选择、焊前准备、焊后处理等方案的制定等；另一方面可优化构架结构，提高关键受力部位的强度，如增加梁件内部的隔板、在各梁件接头处多采用圆角结构或增加关键位置的钢板厚度等。非受力部位在保证其强度的前提下，可进一步简化结构，这样不仅可减轻构架的质量，同时也可节省材料。所以对构架结构的轻量化研究仍需进一步探讨。

（5）运用CAD/CAE数值模拟的方法对HXD3B型电力机车转向架构架进行分析，不仅可以对其结构进行有效的仿真分析，而且能为类似机车的转向架构架结构优化设计提供一定的理论依据和研究方向，在一定程度上节省了结构优化的时间，提高了效率。

[1]严隽耄，傅茂海. 车辆工程[M]. 3版. 北京：中国铁道出版社，2008：30-37.

[2]李晨，曾京. 某B型地铁列车转向架构架强度分析[J]. 机械，2020，47（8）：31-36.

[3]吴丹，李晋武. 高速转向架构架强度及模态分析研究[J]. 兰州交通大学学报，2013，32（1）：161-163.

[4]张勇，吴兴文，罗贇，等. 和谐型机车车轮多边形激励下构架动态响应分析[J]. 机械，2021，48（1）：52-60.

[5]张红涛，徐建喜. 八轴货运机车中间构架静强度与疲劳强度分析[J]. 中国工程机械学报，2018，16（2）：183-188.

[6]李崇，梁树林，陈晓燕，等. A型地铁转向架构架强度仿真分析及试验验证[J]. 机械，2020，47（11）：36-42.

[7]中华人民共和国铁道部. 动力转向架构架强度试验方法：TB/T 2368－2005[S].

[8]李传龙，曲天威，高震天. HX_D3B型交流传动电力机车转向架[J]. 电力机车与城轨车辆，2010，33（2）：25-28.

[9]曹茹，商跃进. Soildworks2014三维设计及应用教程[M]. 3版. 北京：机械工业出版社，2014.

[10]山荣成，任晖，张志毅. 转向架构架加工工艺[J]. 现代制造技术与装备，2016（8）：109-110.

[11]李猛，王剑，智鹏鹏. 考虑应力－强度相关性的转向架构架可靠性分析[J]. 机械设计与制造工程，2019，48（6）：9-14.

[12]赵跃. 某重型轨道车转向架构架强度分析及优化[D]. 兰州：兰州交通大学，2019.

[13]杜文涛. 基于ANSYS的转向架构架强度及模态分析[J]. 科技视界，2019（33）：80-82.

[14]彭爱林，陈晓峰，陈喜红，等. HX_D1F型机车转向架构架模态分析[J]. 电力机车与城轨车辆，2016，39（6）：39-41.

[15]赵波. 基于CAD/CAE技术的轨道车辆构架强度与模态分析[J]. 现代信息科技，2018，2（3）：178-179.

[16]王钧. 209P型转向架焊接构架结构疲劳研究[D]. 兰州：兰州交通大学，2018.

[17]杨建明，祖炳洁，闫伟. 高速动车组动力转向架结构疲劳分析[J]. 内燃机与配件，2020（5）：47-49.

[18]李超，孙晖东，李志永，等. 焊接转向架构架仿真分析及试验研究[J]. 机车电传动，2020（1）：129-131.

Fatigue Strength and Modal Analysis of the Bogie Frame of HXD3BElectric Locomotive

LUO Wenhao1,2，ZHANG Tao2

( 1.School of Mechanical Engineering, Lanzhou Jiaotong University, Lanzhou 730070, China;2.CRRC Zhuzhou Locomotive Co., Ltd., Zhuzhou 412001,China)

Taking the HXD3Belectric locomotive bogie frame as the research object, based on the TB/T 2368-2005 standard, the static strength and fatigue strength is studied by using numerical calculation methods and the first 6 modes and vibration type are analyzed. The results show that the equivalent stress of the frame is smaller than the allowable stress of its material under various load conditions. In addition, the stress coordinate values of the key measuring points do not exceed the allowable range of the fatigue limit diagram. Therefore, the stress range of the frame is reasonable and meets the strength requirements. The natural frequency range of the frame is 29.102～71.004 Hz, which is greater than its resonance frequency, and has good bending resistance. Through strength evaluation and modal analysis, the dangerous parts of the structure can be determined. Effective structure simplification methods and numerical simulation ideas are proposed, which lays the foundation for further optimization of the structure.

FEA；frame；static strength；fatigue strength；modal analysis

U270.331

A

10.3969/j.issn.1006-0316.2022.05.005

1006-0316 (2022) 05-0027-06

2021-08-23

甘肃省青年科技基金计划项目（20JR10RA260）；甘肃省高等学校创新基金（2021A-038）；兰州交通大学青年科学研究基金（2019015）

罗文昊（1996－），男，甘肃永昌人，硕士研究生，主要研究方向为转向架振动疲劳，E-mail：lzlwh1015@163.com。