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摘要：道岔清筛车主车架作为整车的重要部件，其结构性能好坏直接影响车辆的运行品质和行车安全。运用大型有限元软件I-DEAS对车架进行了初步强度分析，并基于分析结果对车架结构进行了优化，优化后车架结构性能提升，满足了强度、刚度及使用要求。
Abstract： As an important part of the whole vehicle， the main frame of turnout cleaning machine has a direct impact on the running quality and driving safety of the vehicle. I-DEAS， a large-scale finite element software， is used to analyze the preliminary strength of the frame. Based on the analysis results， the frame structure is optimized， and the structural performance of the optimized frame is improved， which meets the strength， stiffness and use requirements.
關键词：道岔清筛机;主车架;强度;有限元分析
0 引言
主车架在清筛机的主体中有着重要作用，担负着运载主体的主要部件，对其进行结构强度的计算与分析是车辆设计制造的前提。目前我国对工程维修机械结构设计方面还没有太深入分析，在结构强度和疲劳强度分析上均没有专用的规范和标准，主要还是依据现有轨道车辆的一些标准进行设计分析，在这种情况下会导致一些运营状况考虑不全，结构设计不尽合理。由于结构设计的合理性与车辆运行的可靠性、安全性紧密联系，因此进行完善和研究轨道车辆的结构设计规范和方法研究已经成为一项紧要任务。
本文以道岔清筛机主车架结构入手，利用I-DEAS软件对该主车架强度、刚度进行计算分析，为后续设计改进和优化提供了一定参考依据。
1 主车架结构有限元计算模型
计算时建立整个主车架的力学模型。而车棚、筛分装置、混碴输送装置、提轨装置、污土输送装置、提碴机构等则以等效力的形式施加到主车架结构上。在模型中，底架全部采用板壳单元模拟。底架体共离散成25808个节点， 三角形和四边形板单元共计27796个。
主车架及底架上部装备的全部重量通过心盘支承在转向架构架上，因此在每个心盘支撑面上建立相应的位移约束。对于顶车工况，则在顶车位置施加位移约束条件，主车架离散后有限元计算模型见图1。
模型中坐标原点位于主车架靠二位端（挖掘支撑端）振动筛横梁上表面上，X坐标为车辆前进方向，Y坐标为垂直方向，Z坐标为横向。
2 主车架计算工况及载荷
由于清筛机的结构及作业特点，其受力情况较为复杂。参照TB/T1335-1996《铁道车辆强度设计及试验鉴定规范》，作用在主车架上的载荷有以下几种：
①垂向静载荷：98.1t。垂直静载荷包括主车架结构自重及机构、发动机等机械设备重量，其中主车架结构自重以分布力的形式施加（体力），各种设备按集中载荷作用于安装位置。
自重载荷的校核：自重共计98.1t;加上转向架、车轴齿轮箱及轮对的重量11t，共计119t。而实际清筛机的称重结果为118-120t，上述计算共有1t的误差。
②垂直静载荷+垂直动载荷工况。
垂向静载荷：98.1t。动载系数：取0.3，垂向动载荷29.43t。该工况下垂向总载荷为：127.53t。
③工作状态。
垂向：垂直静载荷98.1t+筛分装置在激振作用下施加到构架上的最大作用力1.5t（根据振动筛计算）+提轨装置提轨力35t（施加在提升油缸安装座上）。
由于工作时清筛机速度极低，取垂向动荷系数为0.1。则垂向力：98.1t×1.1+1.5+35=144.4t
纵向：清筛机进行作业时挖掘总支承处要受到很大的挖掘阻力及冲击，在正常工作状态下，挖掘总支承以及心盘三点共同承受纵向牵引力，纵向力取40KN。假设在作业过程中，非正常状态下遇大的障碍物停机，此时对挖掘支撑的瞬时冲击较大，此冲击力取整车最大启动牵引力进行考虑，按照总体设计计算为200KN。
④牵引力工况。
垂向静载荷98.1t+牵引力40t。
综合分析本次计算以下四种工况如表 1。
3 主车架强度评价标准
设计中主车架主要选用低合金钢16Mn，枕梁附近型钢及钢板采用Q235-A。TB/T1335-1996《铁道车辆强度设计及试验鉴定规范》中规定，低合金钢16Mn的屈服极限为345 MPa，在第一工况下许用应力为216 MPa，在第二工况下许用应力为293 MPa。Q235-A的屈服极限为235 MPa，在第一工况下许用应力为161 MPa，在第二工况下许用应力为212MPa。
计算复杂应力构件时，需求当量应力（Von Mise应力），此应力不得超过许用应力。本计算所有应力结果均采用当量应力表示。当量应力的计算公式为：
第一、二工况及第四计算工况按TB1335-1996中的第一工况考核强度，根据不同材料，主车架最大当量应力应分别小于216 MPa和161 MPa的许用应力标准;第三计算工况按TB1335-1996中的第二工况考核强度，主车架最大当量应力应分别小于293 MPa和212 MPa的许用应力标准。
4 主车架刚度计算结果 主车架在静载荷作用下（第一工况）的结构整体变形，最大变形为15mm，如图2-图3所示。
清筛机的定距为20500mm，参照上述标准，为保证整车有足够的刚度，从严考核，取挠跨比进行评定，则中梁最大挠度应小于20.5mm。
5 主车架强度计算结果
如图所示第一工况下，当量应力图如图4所示。可以看到整车的最大当量应力为136MPa，发生在枕梁心盘位置附近的中梁下表面（如图5所示）。高应力区主要为一位端（回转输送机安装侧）枕梁下表面及枕梁靠车辆中心一侧的腹板上，以及二位端中梁变截面位置上盖板上，应力在50-80MPa之间。中间边梁内侧拐角及外侧拐角位置也是应力较大区域。中间侧梁及振动筛安装横梁應力不超过40MPa，两端平铺盖板应力较小，在20MPa以下。
第二工况下，当量应力图如图6所示。整车的最大当量应力为137MPa，发生在枕梁心盘位置附近的中梁下表面（如图7所示）。其应力分布趋势与第一工况相当。
第三工况下，当量应力图如图8-图11所示。考虑正常作业工况及非正常作业工况，作业工况计算过程均取提轨力为30t的最大状态进行计算。
在正常作业状态下，挖掘力按40kN考虑时，整车的最大当量应力为200MPa，发生在一位端枕梁下盖板变截面位置与腹板上开孔位置的交接面上。高应力区主要在一位端枕梁中间腹板与边梁交接位置的开孔面上，应力在80-120MPa之间，开孔位置最大应力为183MPa，主要为剪应力与弯曲正应力（如图8-9所示）。中间侧梁提轨力施加位置上方边梁较大应力在60-80MPa之间。中横梁与中间侧梁连接位置，由于未加筋板，造成局部应力集中，最大应力为165MPa。
在非正常作业工况，挖掘力按200kN考虑时，整车的最大当量应力为2192MPa，其余应力分布与正常作业状态，挖掘力按40kN计算时相当，且最大应力有所缓解，主要是因为，挖掘力增大，对中梁位置产生弯矩及向上的拉应力。但挖掘支撑腹板上应力显著增大，由正常状态下的最大应力25MPa增加值118MPa（如图10-11所示）。
第四工况下，当量应力图如图12所示。整车的最大当量应力为137MPa，与第一工况下应力分布相当，主要区别在于牵引梁应力分布不同，该工况下牵引梁上应力最大为40MPa。
6 结论
①在垂直静载荷作用下，构架中梁侧梁中央的最大垂向变形为15mm，（定距20.5m）扰跨比达1/1360，刚度满足要求。正常作业状态下，在考虑最大提轨力30t的情况下，最大垂向变形为22.7mm，扰跨比达1/900，刚度满足要求。
②通过对正常作业状态及牵引工况的计算，在规定计算的载荷工况下，均未超出第一工况许用应力216MPa的要求，主车架强度满足要求。
③通过对各工况的计算分析，牵引梁中间开孔位置内部应该镶套，经计算测算在未镶套的情况下，在纵向125t压力下该位置应力达240MPa，已超出第一工况的使用要求，经过加8mm通长圆套以后测算，该位置最大应力降为135MPa，效果十分显著。同时应该在两端枕梁与牵引梁连接位置下平面上增加过渡圆弧筋板，以缓解纵向压缩时牵引梁下方开孔位置的应力集中。这两条本人建议作为今后类似设计的原则应该坚持。
参考文献：
[1]李洪军，李欢.GO4S-Ⅲ-CN-SH型道岔清筛机动力学试验与分析[J].中国铁路，2019（10）：74-79.
[2]陈硕.QS-650型清筛机挖掘装置及筛分装置的结构分析[J].农业装备技术，2020，46（03）：56-57.
[3]于凤丽.全断面清筛机仿真系统的设计与开发[J].农业装备技术，2020，46（03）：61-62.
Abstract： As an important part of the whole vehicle， the main frame of turnout cleaning machine has a direct impact on the running quality and driving safety of the vehicle. I-DEAS， a large-scale finite element software， is used to analyze the preliminary strength of the frame. Based on the analysis results， the frame structure is optimized， and the structural performance of the optimized frame is improved， which meets the strength， stiffness and use requirements.
關键词：道岔清筛机;主车架;强度;有限元分析
0 引言
主车架在清筛机的主体中有着重要作用，担负着运载主体的主要部件，对其进行结构强度的计算与分析是车辆设计制造的前提。目前我国对工程维修机械结构设计方面还没有太深入分析，在结构强度和疲劳强度分析上均没有专用的规范和标准，主要还是依据现有轨道车辆的一些标准进行设计分析，在这种情况下会导致一些运营状况考虑不全，结构设计不尽合理。由于结构设计的合理性与车辆运行的可靠性、安全性紧密联系，因此进行完善和研究轨道车辆的结构设计规范和方法研究已经成为一项紧要任务。
本文以道岔清筛机主车架结构入手，利用I-DEAS软件对该主车架强度、刚度进行计算分析，为后续设计改进和优化提供了一定参考依据。
1 主车架结构有限元计算模型
计算时建立整个主车架的力学模型。而车棚、筛分装置、混碴输送装置、提轨装置、污土输送装置、提碴机构等则以等效力的形式施加到主车架结构上。在模型中，底架全部采用板壳单元模拟。底架体共离散成25808个节点， 三角形和四边形板单元共计27796个。
主车架及底架上部装备的全部重量通过心盘支承在转向架构架上，因此在每个心盘支撑面上建立相应的位移约束。对于顶车工况，则在顶车位置施加位移约束条件，主车架离散后有限元计算模型见图1。
模型中坐标原点位于主车架靠二位端（挖掘支撑端）振动筛横梁上表面上，X坐标为车辆前进方向，Y坐标为垂直方向，Z坐标为横向。
2 主车架计算工况及载荷
由于清筛机的结构及作业特点，其受力情况较为复杂。参照TB/T1335-1996《铁道车辆强度设计及试验鉴定规范》，作用在主车架上的载荷有以下几种：
①垂向静载荷：98.1t。垂直静载荷包括主车架结构自重及机构、发动机等机械设备重量，其中主车架结构自重以分布力的形式施加（体力），各种设备按集中载荷作用于安装位置。
自重载荷的校核：自重共计98.1t;加上转向架、车轴齿轮箱及轮对的重量11t，共计119t。而实际清筛机的称重结果为118-120t，上述计算共有1t的误差。
②垂直静载荷+垂直动载荷工况。
垂向静载荷：98.1t。动载系数：取0.3，垂向动载荷29.43t。该工况下垂向总载荷为：127.53t。
③工作状态。
垂向：垂直静载荷98.1t+筛分装置在激振作用下施加到构架上的最大作用力1.5t（根据振动筛计算）+提轨装置提轨力35t（施加在提升油缸安装座上）。
由于工作时清筛机速度极低，取垂向动荷系数为0.1。则垂向力：98.1t×1.1+1.5+35=144.4t
纵向：清筛机进行作业时挖掘总支承处要受到很大的挖掘阻力及冲击，在正常工作状态下，挖掘总支承以及心盘三点共同承受纵向牵引力，纵向力取40KN。假设在作业过程中，非正常状态下遇大的障碍物停机，此时对挖掘支撑的瞬时冲击较大，此冲击力取整车最大启动牵引力进行考虑，按照总体设计计算为200KN。
④牵引力工况。
垂向静载荷98.1t+牵引力40t。
综合分析本次计算以下四种工况如表 1。
3 主车架强度评价标准
设计中主车架主要选用低合金钢16Mn，枕梁附近型钢及钢板采用Q235-A。TB/T1335-1996《铁道车辆强度设计及试验鉴定规范》中规定，低合金钢16Mn的屈服极限为345 MPa，在第一工况下许用应力为216 MPa，在第二工况下许用应力为293 MPa。Q235-A的屈服极限为235 MPa，在第一工况下许用应力为161 MPa，在第二工况下许用应力为212MPa。
计算复杂应力构件时，需求当量应力（Von Mise应力），此应力不得超过许用应力。本计算所有应力结果均采用当量应力表示。当量应力的计算公式为：
第一、二工况及第四计算工况按TB1335-1996中的第一工况考核强度，根据不同材料，主车架最大当量应力应分别小于216 MPa和161 MPa的许用应力标准;第三计算工况按TB1335-1996中的第二工况考核强度，主车架最大当量应力应分别小于293 MPa和212 MPa的许用应力标准。
4 主车架刚度计算结果 主车架在静载荷作用下（第一工况）的结构整体变形，最大变形为15mm，如图2-图3所示。
清筛机的定距为20500mm，参照上述标准，为保证整车有足够的刚度，从严考核，取挠跨比进行评定，则中梁最大挠度应小于20.5mm。
5 主车架强度计算结果
如图所示第一工况下，当量应力图如图4所示。可以看到整车的最大当量应力为136MPa，发生在枕梁心盘位置附近的中梁下表面（如图5所示）。高应力区主要为一位端（回转输送机安装侧）枕梁下表面及枕梁靠车辆中心一侧的腹板上，以及二位端中梁变截面位置上盖板上，应力在50-80MPa之间。中间边梁内侧拐角及外侧拐角位置也是应力较大区域。中间侧梁及振动筛安装横梁應力不超过40MPa，两端平铺盖板应力较小，在20MPa以下。
第二工况下，当量应力图如图6所示。整车的最大当量应力为137MPa，发生在枕梁心盘位置附近的中梁下表面（如图7所示）。其应力分布趋势与第一工况相当。
第三工况下，当量应力图如图8-图11所示。考虑正常作业工况及非正常作业工况，作业工况计算过程均取提轨力为30t的最大状态进行计算。
在正常作业状态下，挖掘力按40kN考虑时，整车的最大当量应力为200MPa，发生在一位端枕梁下盖板变截面位置与腹板上开孔位置的交接面上。高应力区主要在一位端枕梁中间腹板与边梁交接位置的开孔面上，应力在80-120MPa之间，开孔位置最大应力为183MPa，主要为剪应力与弯曲正应力（如图8-9所示）。中间侧梁提轨力施加位置上方边梁较大应力在60-80MPa之间。中横梁与中间侧梁连接位置，由于未加筋板，造成局部应力集中，最大应力为165MPa。
在非正常作业工况，挖掘力按200kN考虑时，整车的最大当量应力为2192MPa，其余应力分布与正常作业状态，挖掘力按40kN计算时相当，且最大应力有所缓解，主要是因为，挖掘力增大，对中梁位置产生弯矩及向上的拉应力。但挖掘支撑腹板上应力显著增大，由正常状态下的最大应力25MPa增加值118MPa（如图10-11所示）。
第四工况下，当量应力图如图12所示。整车的最大当量应力为137MPa，与第一工况下应力分布相当，主要区别在于牵引梁应力分布不同，该工况下牵引梁上应力最大为40MPa。
6 结论
①在垂直静载荷作用下，构架中梁侧梁中央的最大垂向变形为15mm，（定距20.5m）扰跨比达1/1360，刚度满足要求。正常作业状态下，在考虑最大提轨力30t的情况下，最大垂向变形为22.7mm，扰跨比达1/900，刚度满足要求。
②通过对正常作业状态及牵引工况的计算，在规定计算的载荷工况下，均未超出第一工况许用应力216MPa的要求，主车架强度满足要求。
③通过对各工况的计算分析，牵引梁中间开孔位置内部应该镶套，经计算测算在未镶套的情况下，在纵向125t压力下该位置应力达240MPa，已超出第一工况的使用要求，经过加8mm通长圆套以后测算，该位置最大应力降为135MPa，效果十分显著。同时应该在两端枕梁与牵引梁连接位置下平面上增加过渡圆弧筋板，以缓解纵向压缩时牵引梁下方开孔位置的应力集中。这两条本人建议作为今后类似设计的原则应该坚持。
参考文献：
[1]李洪军，李欢.GO4S-Ⅲ-CN-SH型道岔清筛机动力学试验与分析[J].中国铁路，2019（10）：74-79.
[2]陈硕.QS-650型清筛机挖掘装置及筛分装置的结构分析[J].农业装备技术，2020，46（03）：56-57.
[3]于凤丽.全断面清筛机仿真系统的设计与开发[J].农业装备技术，2020，46（03）：61-62.