(論文)新型架橋機設計開發(fā)最新優(yōu)秀畢業(yè)論文資料搜集嘔血奉獻

西南交通大學 碩士學位論文 新型架橋機設計開發(fā) 姓名：曾小星 申請學位級別：碩士 專業(yè)：車輛工程 指導教師：楊美傳 20090601 西南交通大學碩士研究生學位論文第1 頁 摘要 隨著我國既有鐵路的全面提速和新建鐵路高速重載的要求，既有小噸 位橋梁鋪架設備已不能滿足鐵路架設的施工要求。為適應客貨共線( 時速 2 0 0 公里) 鐵路簡支T 型橋梁的架設需要，設計開發(fā)新型的鐵路架橋機十 分迫切。本文正是基于鐵路跨越式發(fā)展對鋪架設備的要求，展開對新型架 橋機的研究，具有現實意義和工程實用價值。 結合國內外架橋機的現狀和發(fā)展趨勢，在國內現有架橋機的基礎上， 新型架橋機繼承D J K l 4 0 和D J K l 6 0 型架橋機車輛設計思路和基本方案， 并根據高速重載鐵路橋梁鋪架的工作要求，在既有架橋機方案的基礎上進 行改進和優(yōu)化。主要改進有加大車輛尺寸；采用帶交叉支撐裝置和常接觸 旁承的新型提速轉向架，提高車輛的運行品質；對心盤、從板座的結構進 行優(yōu)化設計，提高維護性；車體架采用全鋼焊接框架結構以及對其他主要 部件進行設計加強以滿足車體強度和剛度要求；改進動力傳動系統(tǒng)以增大 車輛驅動力使新型架橋機適應長大坡道施工條件；主機及機動車輛車體不 設中梁，采用中空、蓋板式臺面以便于發(fā)電機組和空壓機等安裝維護。新 型架橋機能適用于重量 5 8 8 4N m e r a 2 ； 4 0 。C 時a K _ _ 2 9 4 2N m c m 2 。 ( 3 ) 改進車體制造工藝，以滿足車體強度剛度要求。采用了車體架預上 撓反變形工藝，解決了車輛載重時彎曲，中部下塌，端部上翹問題，保持車 輛施工時工作臺面平直。對車體、構架、中搖枕等主要結構件，采取焊裝和 西南交通大學碩士研究生學位論文第1 0 頁 涂漆前鋼材表面處理技術措施，規(guī)定除銹等級要求，保證焊接和涂裝質量。 ( 4 ) 新型架橋機主機及機動車輛走行部采用4 套Y V T Z 2 5 0 M 8 型( 3 7 k W ) 交流變頻電機及Q P L Y 5 4 5 1 6 型齒輪減速箱組成的動力傳動系統(tǒng)，傳動齒輪 箱采用懸掛安裝方式，牽引電機與傳動減速箱之間采用聯(lián)接法蘭和雙平鍵直 聯(lián)聯(lián)接。實現無級調速，并增大車輛驅動力，以適應長大坡道施工條件。 ( 5 ) 五軸轉向架采用R E 2 B 車軸，H E S A 輾鋼輪或者鑄鋼車輪H E Z D 和 3 5 3 1 3 0 B 滾動軸承。四軸轉向架采用K 6 型轉向架，額定軸重增大到2 5 T ，比 D J K l 4 0 和D J K l 6 0 型架橋機增加2 5 ，大幅度提高了車輛承載能力。 ( 6 ) 車輛制動管系采用不銹鋼制動配件和管系，并對制動管路安裝布置 進行了設計規(guī)范。 ( 7 ) 主機及機動車輛車體不設中梁，采用中空、蓋板式臺面。便于柴油發(fā) 電機組、空壓機等安裝維護。 ( 8 ) 采用大解體運輸方案，提高車輛動力學性能。 3 4 新型架橋機主機車輛設計方案 3 4 1 主機車輛結構特點 主機車輛結構上分為車體、走行部及附加功能裝置等部分。由主機車輛 車架、五軸轉向架、四軸轉向架、制動裝置、鉤緩裝置等大部件組成。車輛 車體架采用箱體式鋼梁、全鋼焊接結構。車體不設中梁，采用中空、蓋板式臺 面。主機車輛車體上平面設有拖粱軌道。車體內腹安裝一臺1 5 0 k W 柴油發(fā)電 機組，車架側梁內腔兼作燃油箱，油箱容積約3 0 0 0 L 。車體前、后兩端設鋪 架施工用液壓支腿2 組，在鋪架施工時支起液壓支腿，起減輕軸重，穩(wěn)定車 身，防止車輛彎曲下塌等作用。車輛走行部采用前五、后四軸轉向架，共設 有四根動軸。鉤緩裝置采用1 3 B 車鉤和M T - 3 緩沖器，車輛制動系統(tǒng)采用J Z 7 型空氣制動機，布置于車體中空及側梁下部，手制動裝置安裝于車輛前端。 3 。4 。2 主機車輛車架 主機車體除承載機身重量外，在架梁時起到承載機身重、梁重、和承受 牽引力，同時還有司機室、發(fā)電機組和其它設備的重力，必須具有足夠的強 度和剛度【1 2 】。為此，車體架采用箱型梁組成的框架結構，車體架主要部件側 梁、枕梁、牽引梁、端梁、橫梁等均采用箱形截面，采用高強度合金結構鋼 Q 3 4 5 B ( 1 6 M n ) 材質。為方便柴油機、空壓機機、制動系統(tǒng)等設備的安裝維護， 車體架不設中梁，采用中空、蓋板式臺面，兩側梁中間各橫梁項面低于側梁項 西南交通大學碩士研究生學位論文第1 1 頁 面1 0 3m m 。為適應施工條件，車輛尺寸確定為長2 8 0 0 0 m m ，度3 6 0 0 m m ，最 大高度8 4 0 m m ，定距為2 0 0 0 0 m m 。通過車輛承重受力分析計算，除加大、 加厚主要承重件尺寸外，并對以下主要部件進行了設計改進。 ( 1 ) 車體側梁采用箱型結構，車體左右魚腹式的側梁由于荷載增加，車體 中部結構承受吊車結構重力和吊運物體重力，考慮到車體載荷加重，對關鍵件 側梁腹板采用預上撓反變形工藝，組焊后尺寸為中部高8 4 0 m m ( 原7 0 0m m ) 、 尾部高3 8 0m m ( 原3 3 0 ) 、鋼板厚度1 6m m 。中部和尾部采用斜接圓弧過渡， 以減輕應力集中。上、下蓋板進行加厚，從2 5f i l m 增加到3 0m m ，以提高車 輛車架承載能力( 圖3 1 ) ，加強了車體剛度和承載能力。 口 口 圖3 1 側梁腹板 ( 2 ) 端梁在結構上和左右側梁構成完整車體，也是前后液壓支腿的支撐 點( 如圖3 - 2 ) 。 足二# 型差 ，、_ ，、 司 隔 i l 圖3 2 端梁 ( 3 ) 枕梁的作用主要是將車體、機身的重量過渡到轉向架上，同時將走 行系統(tǒng)的牽引力通過枕梁傳遞到車體。枕梁下蓋板采取凹形結構，以降低車 j j 西南交通大學碩士研究生學位論文第1 2 頁 體高度( 如圖3 3 、圖3 4 ) 。車架枕梁芯盤周圍設置8 塊加強筋板，上下蓋板 厚度改為2 5 r a m ( 原2 0 m m ) ，增強強度和剛度。 卜 韭L 一一 圖3 - 3 四軸轉向架枕梁 昌 高 圖3 4 五軸轉向架枕梁 ( 4 ) 牽引梁承受車鉤牽引力和由制動引起的沖擊力，該位置不得產生應 力集中現象，結構上設計為圓弧過渡，以避免產生應力集中現象。通過靜力 西南交通大學碩士研究生學位論文第1 3 頁 學計算，牽引梁改為長3 5 3 8 m m ( 原1 8 3 4 m m ) 直接和枕梁連接，取消豎梁。牽 引梁底板厚度改為2 0 m m ( 原1 6 m m ) ，滿足車架結構強度要求( 如圖3 5 ) 。 圖3 5 牽引梁 ( 5 ) 發(fā)電機安裝座是安裝柴油機發(fā)電機組用，工作時受交變載荷沖擊力， 要求焊接光滑平整，不能有夾渣、氣孔和裂紋( 如圖3 6 ) 。 圖3 - 6 發(fā)電機安裝座 3 4 3 五軸轉向架 五軸轉向架為焊接構架式轉向架【13 1 ，它由從動輪對、基礎制動裝置、主 動輪對、旁承裝置、構架組成、軸箱承載裝置等組成。五軸轉向架采用旁承、 心盤混合承載結構。車體通過上下芯盤和旁承及旁承座坐落于轉向架上( 如 圖3 7 所示) 。 西南交通大學碩士研究生學位論文第1 4 頁 器酲麴 圖3 7 五軸轉向架結構示意圖 ( I ) 為提高車輛承載能力，以適應承載重量增加的要求，經受力分析對 轉向架主要部件進行了設計加強。為此，五軸轉向架構架采用整體焊接式構 架( 見圖3 8 1 。它主要由側粱、橫粱、加強粱、中央粱、雙滑槽、導框、筋板 等組成。構架寬度及旁承中心距尺寸進行了適當調整，構架側粱旁承座處增 設筋板和側板，加強粱尺寸向下加大，中間橢圓孔尺寸進行調減，以增加旁 承支撐截面強度。中梁中央設置】組承載心盤，兩側梁上對稱設置4 組球窩 旁承，用以車體承載。 ( 2 ) 四個旁承裝配分別安裝在構架兩個側梁上。旁承主要由旁承蓋、油 嘴、下旁承鐵、下旁承磨耗板、上旁承鐵、旁承側擋板等組成( 見圖3 9 ) 。上 旁承鐵為球頭形，焊裝在車體架上，下旁承為球窩形，上下旁承以球面接觸， 下旁承與下旁承鐵以平面接觸，所有接觸面都由潤滑油加以潤滑。 ( 3 ) 轉向架輪對車輪采用H E S A 型整體輾鋼輪和L M 磨耗型踏面，車輪 直徑8 4 0 n _ 1 r n 。車軸采用與標準轉K 6 型轉向架通用的R E 2 B 車軸【l ，軸距： 1 3 0 0 + 1 2 5 0 + 1 2 5 0 + 1 3 0 0 m m 。為適應R l8 0 m 曲率半徑過軌運輸及R 4 0 0 m 線路 施工作業(yè)要求，五軸轉向架中間輪對車輪采用薄輪緣結構。輪對示意圖如圖 3 1 0 所示。 西南交通大學碩士研究生學位論文第1 5 頁 圖3 - 8 五軸轉向架構架結構示意圖 圖3 - 9 旁承組成結構示意圖 圖3 1 0 轉向架輪對結構示意圖 ( 4 ) 軸箱裝置為承載鞍軸箱一體式結構。軸箱彈簧上座通過均衡粱聯(lián)接， 以實現軸重的分配和調節(jié)。軸箱彈簧采用內外圓簧組，在空載時，主要由外 圓彈簧承載，在運粱工況時，內外圓彈簧同時承載，可以增大空載時彈簧撓 度，預防車輛脫軌 1 5 】。既滿足編組運輸時的動力學需要，又可以滿足運梁工 況的強度要求。 西南交通大學碩士研究生學位論文第1 6 頁 ( 5 ) 牽引裝置：五軸轉向架設3 根驅動軸，分別位于2 、4 、5 位。牽引 電機選用Y V T Z 2 5 0 M 8 型交流牽引電機，功率3 7 k W ( 用戶選型) ，牽引傳 動裝置由交流牽引電機、牽引減速箱及其懸掛裝置等組成( 見圖3 - 1 1 ) 。牽引 電機與傳動齒輪箱之間采用聯(lián)接法蘭和雙平鍵直聯(lián)方式。傳動齒輪箱選用 Q P L Y 5 4 5 1 6 型，通過懸掛裝置及輪對車軸固定。減速箱一端通過吊桿懸掛 固定在構架上，另一端通過減速箱大齒輪采用過盈配合壓裝在車軸上。減速 箱殼體與主動軸采用滾動軸承支承。牽引走行控制為變頻調速。減速箱傳動 比為1 6 ，減速箱低速軸上設有離合器，長途掛運時離合器脫開，將牽引電機 和車軸脫開聯(lián)接。 1 、l ， 一 i J L t 1 1 靜b i ：l 喜呂苫t 工J C一 翻 r 、 誓 f 岬c) 廠 I 一 圖3 “牽引傳動裝置安裝示意圖 ( 6 ) 基礎制動主要由制動梁組成、固定杠桿支點、制動杠桿、下拉桿、 中拉桿、閘瓦等部件組成( 見圖3 1 2 ) 。采用L B 型組合式制動粱、高摩合成 閘瓦。制動倍率為1 2 。 西南交通大學碩士研究生學位論文第1 7 頁 _ 自集日扈目定杠桿i _ 自杠桿十拉桿罔瓦月i 橢月A * 圖3 1 2 五軸轉向架基礎制動裝置示意圖 344 四軸轉向架 圖3 1 3 四軸轉向架結構示意圖 四軸轉向架為組合式結構( 如圖3 - 1 3 ) ，采用1 臺標準轉K 6 轉向架和I 臺加裝改造的轉K 6 轉向架，中間用中搖枕搭接而成。轉向架軸距 1 8 3 0 + 1 0 0 0 + 1 8 3 0r n m ，架群銷距2 8 3 0 m m 。四軸轉向架包括轉K 6 型轉向架、 中搖枕及基礎制動裝置等部件。 ( 1 ) 四軸轉向架設1 根動軸，位于1 位。為適應載重增加的要求，兩軸轉 西南交通大學碩士研究生學位論文 第1 8 頁 _ - _ _ _ _ _ _ - _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ _ - _ - _ - _ _ _ - _ - ，一 向架采用兩臺2 5 噸軸重的R E 2 B 車軸標準轉K 6 型轉向架取代了原2 1 噸軸重 的轉K 2 型轉向架。四軸轉向架包括轉K 6 型轉向架、中搖枕及基礎制動裝置 等部件。 ( 2 ) 四軸轉向架采用心盤承載結構。但與五軸轉向架有所不同t 車體是 坐落于轉向架中搖枕( 圖3 - 1 4 ) J ：心盤上，車輛的承載和牽引是通過中搖枕上 心盤實現的。在中搖枕兩端端橫粱下部中央各設置1 組心盤，與轉K 6 型轉 向架心盤相連，在中搖枕中橫梁上部中央設置1 組心盤與車體相連，中橫梁 下部兩側對應位置設置兩旁承座，與轉K 6 型轉向架旁承配合。為增強中搖 枕承載能力，經受力計算，對中搖枕兩端的端橫梁上部及下部的鋼板采取加 厚，中粱箱形截面加寬處理，以滿足新型架橋機承載能力要求。 圖3 一1 4 中搖枕示意圖 ( 3 ) 轉K 6 型轉向架輪對車軸為R E 2 B 型，軸距1 8 3 0 m m ，軸頸中心距1 9 8 1 m m 。車輪為輕型新結構H E S A 型輾鋼車輪。車輪直徑8 4 0 r a m 。 ( 4 ) 基礎制動裝置為中拉桿式單側閘瓦制動裝置，采用L - B 型組合式制 動梁、高摩合成閘瓦。中搖枕中央設置1 組心盤，兩側對稱設置2 組旁承。 心盤中設含油尼龍心盤磨耗盤，采用J C 型雙作用常接觸式彈性旁承的結構 型式。 五軸轉向架和四軸轉向架樣機如圖3 - 1 5 所示： 圖3 1 5 五軸轉向架和四軸轉向架樣機 西南交通大學碩士研究生學位論文第1 9 頁 3 4 5 主機制動裝置 主機制動裝置由J Z 一7 型制動系統(tǒng)、基礎制動及手制動裝置組成。 J Z 7 型制動裝置采用單機操作型式【1 6 】，J Z 7 型制動裝置風源系統(tǒng)采用自 帶2 2 0 升貯風缸的風泵進行供風，采用2 5 4 2 5 4 的制動缸，不銹鋼制動管系， 基礎制動裝置采用高摩擦系數合成閘瓦，奧一貝球鐵襯套，L - B 型組合式制 動梁。手制動裝置采用N S W 型手制動機。J Z 7 型制動閥安裝采用固定鋼管 連接，滿足主機在發(fā)運時司機室要往里側移，不超限，以及在工作時司機室要外 移，不妨礙軌排、橋梁通過的要求。 3 5 新型架橋機機動車輛設計方案 3 5 1 機動車輛結構特點 與主機車輛一樣，機動車輛由車體架、五軸轉向架、四軸轉向架、空氣 制動系統(tǒng)、鉤緩裝置等大部件組成。其車體結構、走行部、空氣制動系統(tǒng)、 鉤緩裝置等基本相同，主要區(qū)別為機動車輛車體長度加長，寬度減小，車輛 轉向架定距隨車體長度加長加大，不設液壓支腿，車體加裝n 型梁等。 3 5 2 機動車輛車體 車體尺寸為長3 0 0 0 0 m m ，寬3 2 0 0 m m ，最大高度1 4 8 9 m m ，轉向架定距 2 1 2 0 0 m m 。兩側梁中間各橫梁頂面低于側梁頂面1 2 3m m 。車體結構詳見附 圖，機動車輛車體主要設計改進如下： ( 1 ) 車體側梁為箱型結構，如圖3 1 6 所示，上、下蓋板進行加厚，從2 5 m m 增加到3 0 m m 。車體左右魚腹式的側梁由于荷載增加，其車體中部結構承受 吊車結構重力和吊運物體重力，考慮到車體載荷加重，對關鍵件側梁腹板采用 預上撓反變形工藝，組焊后尺寸為中部高8 4 0 m m ( 原7 0 0 m m ) 、尾部高4 0 0 m m ( 原3 5 5 m m ) 、鋼板厚度1 6 m m 。中部和尾部采用斜接圓弧過渡，以減輕應 力集中。 口 1 0 0 k m h 時橫向平穩(wěn)性為合格。 V 1 0 0 k m h 時橫向最大加速度超過極限值。 一號車以正向通過1 8 0 m 半徑曲線，線路條件為美國5 級譜時，最大脫 軌系數發(fā)生在五軸轉向架第1 位輪對，其值為1 0 4 9 5 ，最大輪重減載率發(fā)生 在五軸轉向架第l 位輪對，其值為0 6 4 0 2 9 ，最大輪軸橫向力發(fā)生在五軸轉 向架第1 位輪對，其值為6 8 4 1 2 k N ，最大平均輪軸橫向力發(fā)生五軸轉向架第 3 位輪對，其值為1 8 0 8 8 k N 。一號車以反向通過1 8 0 m 半徑曲線時，最大脫 軌系數發(fā)生在五軸轉向架第1 位輪對，其值為1 0 7 8 ，最大輪重減載率發(fā)生 在五軸轉向架第1 位輪對，其值為O 6 4 1 6 5 ，最大輪軸橫向力發(fā)生在五軸轉 向架第1 位輪對，其值為6 9 4 3 3 k N ，最大平均輪軸橫向力發(fā)生五軸轉向架第 1 位輪對，其值為3 1 8 7 6 k N 。它們均符合G B T 1 7 4 2 6 1 9 9 8 鐵道特種車輛和 軌行機械動力學性能評定及試驗方法中的要求。 氣 一號車以正向通過3 0 0 m 半徑曲線，線路條件為美國5 級譜時，最大脫 西南交通大學碩士研究生學位論文第6 0 頁 軌系數發(fā)生在五軸轉向架第l 位輪對，其值為1 1 4 3 l ，最大輪重減載率發(fā)生 在五軸轉向架第1 位輪對，其值為0 6 0 7 1 5 ，最大輪軸橫向力發(fā)生在五軸轉 向架第1 位輪對，其值為6 8 9 7 3 k N ，最大平均輪軸橫向力發(fā)生五軸轉向架第 l 位輪對，其值為3 1 2 4 1 k N 。一號車以反向通過3 0 0 m 半徑曲線時，最大脫 軌系數發(fā)生在五軸轉向架第l 位輪對，其值為1 1 4 9 8 ，最大輪重減載率發(fā)生 在五軸轉向架第1 位輪對，其值為0 6 4 0 6 9 ，最大輪軸橫向力發(fā)生在五軸轉 向架第l 位輪對，其值為6 8 7 3 0 k N ，最大平均輪軸橫向力發(fā)生五軸轉向架第 l 位輪對，其值為3 0 4 7 5 k N 。它們均符合G B T1 7 4 2 6 1 9 9 8 鐵道特種車輛 和軌行機械動力學性能評定及試驗方法中的要求。 7 2 2 二號車結論 二號車的非線性臨界速度為1 7 0 k r n h 。 二號車五軸轉向架端的垂向平穩(wěn)性比四軸轉向架端差，而橫向平穩(wěn)性比 四軸轉向架端好。當線路條件為美國5 級譜時，V 1 0 0 0 m 8 0 1 0 0 0 m I 也8 0 0 m 6 0 8 0 0 m 臉6 0 0 m 5 0 6 0 0 m 臉4 0 0 m 3 0 4 0 0 m R 2 3 0 0 m 2 0 3 0 0 m l 淦1 8 0 m 1 0 1 2 # N 線 15 9 群側線 1 0 復式交分( 側向) 、交叉渡線 10 為了提高機動平車運行穩(wěn)定性，建議在今后的過軌運輸中，適當增加配 重，建議配重不低于1 0 噸。 主機車輛和機動平車車輛五軸構架式轉向架曲線通過能力相對四軸端來 說要弱些，尤其在通過R 6 0 0 以下曲線時較為明顯，限速較低。建議今后在 架橋機五軸構架式轉向架設計時作進一步改進和優(yōu)化。 西南交通大學碩士研究生學位論文第6 3 頁 第8 章新型架橋機靜強度試驗 81 概述 對新型架橋機的主機用平車車體、機動平車用平車車體、五軸轉向架構 架及小底架進行了靜強度和剛度試驗。 82 試驗結果分析 8 2 1 靜強度試驗分析 8 2 11 主機用平車車體 在工作狀態(tài)下，主機用平車車體靜強度試驗測試了主機掛。號柱( I 、2 號柱支承) 走行( 工況一) 、主機掛。號柱( 1 、2 號柱支承) 打支腿( 工況二) 、 主機打支腿掛。號柱前懸3 85 m ( 工況三) 、主機擺臂( 工況四) 、機臂簡支 不架粱( 工況五) 、接梁( 半載) ( 工況六) 、拖梁及吊梁f 半載) ( 工況七) 、接 梁( 全載) ( 工況八) 、拖梁( 全載) ( 工況九) 、吊梁及拖梁( 全載) ( 工況十) 、 粱片橫移( 工況十一) 等十一個工況。樣機現場靜強度試驗如圖8 - 1 所示。 圖8 - 1 新型架橋機樣機現場靜強度試驗 在所測試工況一中，車體側梁最大拉應力為6 43 6 M P a ，為C 5 4 測點： 最大壓應力為一4 56 8 M P a ，為C 5 3 測點。車體枕梁最大應力為一3 36 8 M P a ，為 Z 4 - 1 測點。車體牽引梁最大應力為7 48 9 M P a ，為Z 1 一I 測點。車體橫梁最大 西南交通大學碩士研究生學位論文第6 4 頁 應力為1 4 4 0 M P a ，為H 1 2 測點。車體在工況一中的最大應力小于材料在工 作狀態(tài)下的許用應力2 4 4 M P a 。 在所測試工況二中，車體側梁最大拉應力為1 1 7 2 5 M P a ，為C 2 3 測點； 最大壓應力為6 7 7 9 M P a ，為C 7 2 測點。車體枕梁最大應力為4 4 8 8 M P a ，為 Z 4 1 測點。車體牽引梁最大應力為1 2 3 5 9M P a ，為Z 1 1 測點。車體橫梁最 大應力為2 1 3 1M P a ，為H 1 2 測點。車體在工況二中的最大應力小于材料在 工作狀態(tài)下的許用應力2 4 4M P a 。 在所測試工況三中，車體側梁最大拉應力為1 2 3 3 7 M P a ，為C 。5 2 測點； 最大壓應力為1 7 0 0 2 M P a ，為C 5 1 測點。車體枕梁最大應力為10 1 2 3 M P a ， 為Z 4 1 測點。車體牽引梁最大應力為8 0 4 0M P a ，為Z 1 1 測點。車體橫梁 最大應力為4 0 3 5M P a ，為H 4 1 測點。車體在工況三中的最大應力小于材料 在工作狀態(tài)下的許用應力2 4 4M P a 。在該工況下，機臂前懸使得1 號柱對車 體形成下壓，2 號柱對車體上拉，在2 號柱附近形成較大的應力，上蓋板為 拉應力，下蓋板為壓應力。 在所測試工況四中，車體側梁最大拉應力為1 2 0 9 6 M P a ，為C 5 2 測點： 最大壓應力為1 7 4 5 2 M P a ，為C 5 1 測點。車體枕梁最大應力為9 6 5 0 M P a ， 為z 4 一l 測點。車體牽引梁最大應力為9 5 5 9M P a ，為Z 1 1 測點。車體橫梁 最大應力為4 1 7 4M P a ，為H 4 1 測點。車體在工況四中的最大應力小于材料 在工作狀態(tài)下的許用應力2 4 4M P a 。 在所測試工況五中，車體側梁最大拉應力為6 0 1 3 M P a ，為C 2 3 測點： 最大壓應力為7 7 0 8 M P a ，為C 7 4 測點。車體枕梁最大應力為7 2 3 8 M P a ，為 Z 4 1 測點。車體牽引梁最大應力為一4 9 7 5M P a ，為z 1 2 測點。車體橫梁最 大應力為一2 6 8 6M P a ，為H 4 1 測點。車體在工況五中的最大應力小于材料在 工作狀態(tài)下的許用應力2 4 4M P a 。 在所測試工況六中，車體側梁最大拉應力為1 2 2 2 9 M P a ，為C 5 2 測點； 最大壓應力為1 6 0 2 3 M P a ，為C 5 1 測點。車體枕梁最大應力為1 0 2 7 3 M P a ， 為Z 4 1 測點。車體牽引梁最大應力為8 5 1 5M P a ，為Z 1 2 測點。車體橫梁 最大應力為3 0 1 0M P a ，為H 4 1 測點。車體在工況六中的最大應力小于材料 在工作狀態(tài)下的許用應力2 4 4M P a 。 在所測試工況七中，車體側梁最大拉應力為2 3 5 1 4 M P a ，為C 2 3 測點； 最大壓應力為1 2 3 9 2 M P a ，為C 7 4 測點。車體枕梁最大應力為1 4 5 0 2 M P a ， 為Z 4 1 測點。車體牽引梁最大應力為8 5 9 7M P a ，為Z 1 2 測點。車體橫梁 西南交通大學碩士研究生學位論文第6 5 頁 最大應力為5 2 3 4 M P a ，為H 4 1 測點。車體在工況七中的最大應力小于材料 在工作狀態(tài)下的許用應力2 4 4M P a 。 在所測試工況八中，車體側梁最大拉應力為1 3 7 7 6 M P a ，為C 5 2 測點； 最大壓應力為1 9 0 9 8 M P a ，為C 3 1 測點。車體枕梁最大應力為一1 1 9 0 6 M P a ， 為Z 4 1 測點。車體牽引梁最大應力為1 1 0 1 0M P a ，為Z 1 2 測點。車體橫梁 最大應力為5 1 9 2 M P a ，為H 4 1 測點。車體在工況八中的最大應力小于材料 在工作狀態(tài)下的許用應力2 4 4M P a 。 在所測試工況九中，車體側粱最大拉應力為2 2 7 0 8 M P a ，為C 2 ，3 測點； 最大壓應力為1 0 3 5 1 M P a ，為C 3 2 測點。車體枕梁最大應力為1 3 1 2 0 M P a ， 為Z 4 1 測點。車體牽引梁最大應力為6 8 8 6M P a ，為Z 2 2 測點。車體橫梁 最大應力為一6 3 6 7 M P a ，為H 4 一l 測點。車體在工況九中的最大應力小于材料 在工作狀態(tài)下的許用應力2 4 4M P a 。 在所測試工況十中，車體側梁最大拉應力為1 1 4 9 M P a ，為C 9 4 測點； 最大壓應力為8 4 5 4 M P a ，為C 7 - 4 測點。車體枕梁最大應力為1 0 2 5 9 M P a ， 為z 4 2 測點。車體牽引梁最大應力為7 2 6 7M P a ，為Z 2 2 測點。車體橫梁 最大應力為6 8 9 6 M P a ，為H 4 1 測點。車體在工況十中的最大應力小于材料 在工作狀態(tài)下的許用應力2 4 4M P a 。 在所測試工況十一中，車體側梁最大拉應力為1 1 4 7 8 M P a ，為C 9 4 測點； 最大壓應力為7 4 6 7 M P a ，為C 9 2 測點。車體枕梁最大應力為一9 8 9 3 M P a ，為 Z 4 2 測點。車體牽引梁最大應力為8 4 5 8M P a ，為Z 2 2 測點。車體橫梁最大 應力為6 4 4 5 M P a ，為H 4 1 測點。車體在工況十一中的最大應力小于材料在 工作狀態(tài)下的許用應力2 4 4M P a 。 在所測試工況中，工況七和工況九車體受力最為惡劣，應力較大。在工 況三和工況四機臂前懸及擺臂時2 號柱附近斷面應力較大，在工況六和工況 八接梁時車體四軸端應力較大。 在現場試驗中發(fā)現，重復每次工況所得應力存在差異，除了線路原因( 如 不平順等) 以外，與主機四軸端和五軸端每次打輔助液壓支腿時預壓力不同 有關。從工況二打液壓支腿試驗情況來看，試驗時給出的預壓力明顯偏大。 從所有測試工況來看，車體所受最大應力小于在工作狀態(tài)下材料的許用應力。 西南交通大學碩士研究生學位論文第6 6 頁 8 2 1 2 機動平車用平車車體 在模擬現場架梁工作狀態(tài)下，機動平車車體靜強度試驗測試了載梁( 工 況一) 、運梁( 工況二) 、喂梁及過梁( 工況三) 等工況。 在所測試工況一中，車體側梁最大拉應力為1 7 5 9 5 M P a ，為C 7 2 測點； 最大壓應力為2 0 4 6 5 M P a ，為C 6 1 測點。車體枕梁最大拉應力為3 1 1 3 M P a ， 為Z 1 2 測點；最大壓應力為2 5 8 0 M P a ，為Z 4 1 測點。車體端梁最大應力為 5 8 。1 0M P a ，為D 3 3 測點。車體牽引梁最大應力為7 8 0 6M P a ，為z 6 2 測點。 車體橫梁最大應力為2 7 6 2M P a ，為H 1 4 測點。車體在工況一中的最大應力 小于材料在工作狀態(tài)下的許用應力2 4 4M P a 。 在所測試工況二中，車體側梁最大拉應力為2 0 8 5 8 M P a ，為C 7 2 測點； 最大壓應力為2 4 2 6 0 M P a ，為C 6 1 測點。車體枕梁最大拉應力為3 6 9 0 M P a ， 為z 1 2 測點；最大壓應力為3 0 5 9 M P a ，為Z 4 1 測點。車體端梁最大應力為 6 9 9 5M P a ，為D 3 3 測點。車體牽引梁最大應力為9 2 5 3M P a ，為Z 6 2 測點。 車體橫粱最大應力為3 2 7 5M P a ，為H 1 4 測點。車體在工況二中的最大應力 小于材料在工作狀態(tài)下的許用應力2 4 4M P a 。車體側梁最大應力比較接近材 料的許用應力，在該工況下，為了保證機動平車能夠給主機喂粱，在梁片從 運梁平車落到機動平車車體時，梁片伸出機動平車五軸端過橋油頂4 m 到 4 4 m ，因此，梁片分配給五軸端的載荷大于四軸端，同時車體五軸端頭至下 心盤問相當于懸臂梁，在偏載的梁片重力及運輸過程中動荷系數共同作用下 產生較大的應力。在機動平車所有測試工況中，此工況受力最為惡劣。 在所測試工況三中，車體側梁最大拉應力為1 7 7 3 8 M P a ，為C 6 1 測點； 最大壓應力為11 2 9 7 M P a ，為C 5 4 測點。車體枕梁最大拉應力為5 3 5 5 M P a ， 為Z 4 1 測點；最大壓應力為一2 1 6 9 M P a ，為Z 5 。1 測點。車體端梁最大應力為 4 3 7 6M P a ，為D 3 3 測點。車體牽引梁最大應力為6 6 1 0M P a ，為Z 6 2 測點。 車體橫梁最大應力為4 4 3 7M P a ，為H 2 1 測點。車體在工況三中的最大應力 小于材料在工作狀態(tài)下的許用應力2 4 4M P a 。 從模擬現場試驗情況來看，機動平車車體在輔助架設梁片過程中，運輸 梁片( 梁片伸出過橋油頂4 m 到4 4 m ) ，由于存在偏載，五軸端應力最為惡 劣。梁片在車體上滑移到C 2 和C 6 斷面時，由于這兩個斷面抗彎模數較小， 應力也較大。在所有測試的工況中，機動平車用平車車體的最大應力小于材 料在工作狀態(tài)下的許用應力。 西南交通大學碩士研究生學位論文第6 7 頁 8 2 1 3 五軸轉向架構架 在過軌狀態(tài)下構架的合成應力為垂向總載荷、側向力( 包括側向力作用 下的旁承增載) 和垂向斜對稱載荷共同作用下的應力。在工作狀態(tài)下，工況 一下的構架合成應力為垂向總載荷、側向力( 包括側向力作用下的旁承增載) 共同作用下的應力；工況二下的構架合成應力為旁承不均勻受載考慮動荷系 數、側向力( 包括側向力作用下的旁承增載) 共同作用下的應力；工況三下 的構架合成應力為垂向靜載荷作用下的應力。 在實際最大軸重過軌狀態(tài)下，轉向架構架側梁上下蓋板最大合成應力為 1 0 5 7 8 M P a ，發(fā)生在C 5 1 測點；加強梁最大合成應力為9 2 4 6 M P a ，發(fā)生在 C 1 0 2 測點。橫梁最大合成應力為3 6 7 8M P a ，發(fā)生在H 1 2 測點。構架最大 合成應力均小于材料的許用應力2 0 4M P a 。 在工作狀態(tài)下，工況一轉向架構架側梁上下蓋板最大合成應力為 1 6 6 5 3 M P a ，發(fā)生在C 5 1 測點；加強梁最大合成應力為1 2 6 8 6 M P a ，發(fā)生在 C 1 2 4 測點。橫梁最大合成應力為6 2 5 0M P a ，發(fā)生在H 1 2 測點。構架最大 合成應力均小于材料的許用應力2 4 4M P a 。 在工作狀態(tài)下，工況二轉向架構架側梁上下蓋板最大合成應力為 2 1 7 6 2 M P a ，發(fā)生在C 5 1 測點；加強梁最大合成應力為1 4 4 5 9 M P a ，發(fā)生在 C 1 0 。2 測點。橫梁最大合成應力為6 5 5 7M P a ，發(fā)生在H 2 2 測點。構架最大 合成應力均小于材料的許用應力2 4 4M P a 。 在工作狀態(tài)下，工況三轉向架構架側梁上下蓋板最大合成應力為 1 3 6 7 0 M P a ，發(fā)生在C 5 1 測點；加強梁最大合成應力為1 0 8 9 9 M P a ，發(fā)生 在C 1 2 4 測點。橫梁最大合成應力為4 3 0 2M P a ，發(fā)生在H 1 2 測點。構架最 大合成應力均小于材料的許用應力2 4 4M P a 。此工況下的軸重雖然較大，但 由于靜止狀態(tài)下不考慮動荷系數及離心力的影響，風力較小，忽略側向力的 影響。架橋機在鋪設線路時不會設置曲線超高，也不考慮斜對稱載荷，合成應 力不大。 從以上分析中可以看出，五軸轉向架構架在過軌和工作狀態(tài)下，最大應 力出現在工作狀態(tài)下的工況二。在過軌和工作狀態(tài)下，構架最大合成應力均 小于材料的許用應力。 西南交通大學碩士研究生學位論文第6 8 頁 8 2 1 4 小底架 在過軌狀態(tài)下小底架的合成應力為過軌時垂向總載荷作用下的應力；在 工作狀態(tài)下小底架的合成應力為垂向靜載荷作用下的應力。 在實際最大軸重過軌狀態(tài)下，小底架最大合成拉應力為9 6 4 2 M P a ，發(fā)生 在Z 1 1 測點；最大合成壓應力為1 2 5 5 5 M P a ，發(fā)生在Z 1 4 測點。最大合成 應力均小于材料的許用應力2 0 4M P a 。 在最大軸重工作狀態(tài)下，小底架最大合成拉應力為1 5 7 4 7 M P a ，發(fā)生在 Z 1 1 測點；最大合成壓應力為2 0 5 0 5 M P a ，發(fā)生在Z 1 4 測點。最大合成應 力均小于材料的許用應力2 4 4M P a 。 從以上分析中可以看出，在過軌和工作狀態(tài)下，小底架應力均小于各自 的許用應力。 8 3 剛度試驗分析 在工作狀態(tài)下，梁片一半的重量在主機用平車車體滑移過程中，拖梁小 車行至車體中部的載荷工況下，側梁中央的垂向位移折合額定載荷、包含車 體自重為2 7 4 2 m m 。撓跨比為2 7 4 2 2 0 0 0 0 = 0 9 6 7 0 0 1 7 0 0 ，因此，該車的撓 跨比滿足設計任務書的要求。 在工作狀態(tài)下，梁片一半的重量在機動平車用平車車體滑移過程中，拖 梁小車行至車體中部的載荷工況下，側梁中央的垂向位移折合額定載荷、包 含車體自重為2 5 0 2 r a m 。撓跨比為2 5 0 2 2 1 2 0 0 = O 8 3 7 0 0 1 7 0 0 ，因此，該車 的撓跨比滿足設計任務書的要求。 在過軌狀態(tài)下，小底架在考慮自重情況下?lián)隙葹? 9 2 m m ，撓跨比為 0 4 7 7 0 0 ；在工作狀態(tài)下，小底架在考慮自重情況下的撓度為3 8 0 m m ，撓跨 比為0 9 4 7 0 0 。過軌狀態(tài)和工作狀態(tài)下?lián)峡绫确謩e滿足該車的設計任務書的 要求。 8 4 結論與建議 為了保證主機車體良好受力狀態(tài)，建議生產單位定出輔助液壓支腿提供 的理想初始預壓力，在實際施工中給予限定，以避免現場操作的隨意性。 西南交通大學碩士研究生學位論文第6 9 頁 結論耋口 匕 本文根據高速重載鐵路橋梁鋪架的工作要求，結合國內外架橋機的現狀 和發(fā)展趨勢，在現有架橋機的基礎上，通過優(yōu)化和改進提出了新型架橋機的 設計方案。通過對新型架橋機結構設計、強度和動力學計算試驗，得到如下 結論： ( 1 ) 新型架橋機在產品技術方案和圖樣設計過程中，在對D J K l 4 0 型和 D J K l 6 0 型架橋機車輛全面分析和總結的基礎上，征集使用單位意見和建議， 對架橋機車輛的主機車輛、主機車輛車架、五軸轉向架、四軸轉向架、制動 裝置采取了改進和優(yōu)化措施，最終形成新型架橋機車輛設計方案。主要改進 有加大車輛尺寸；車體架采用全鋼焊接框架結構以及對其他主要部件進行設 計加強以滿足車體強度和剛度要求；改進動力傳動系統(tǒng)以增大車輛驅動力使 新型架橋機適應長大坡道施工條件；主機及機動車輛車體不設中梁，采用中 空、蓋板式臺面以便于發(fā)電機組和空壓機等安裝維護；采用大解體運輸方案 以提高車輛動力學性能；采用2 5 噸軸重交叉支撐轉向架。新型架橋機能適用 于重量1 7 0 T 、長度 3 2 m 重載橋梁及以下2 2 0 1 梁、2 1 0 1 梁、9 7 5 3 梁、普通 橋梁和軌排的鋪架，同時在運輸條件、安全系數、傳動方式、操作性能等方 面都得到了較大的改進和完善。 ( 2 ) 確定了新型架橋機的制動裝置結構和參數，對主機車輛及機動車輛 以8 0 k m h 聯(lián)掛速度運行制動距離計算，其制動距離分別為3 2 8 3 m 和2 6 0 m ， 小于8 0 0 m ，符合我國鐵路技術管理規(guī)定。 ( 3 ) 采用A N S Y S 有限元分析軟件對新型鐵路架橋機車體、中搖枕和構架 的靜強度進行計算分析。通過對底架結構支腿部分等強度不足的地方通過修 改設計方案進行加強和優(yōu)化，最終使強度符合要求。樣機試制后通過了車體 靜強度試驗，應力和剛度均符合鐵道車體強度設計及試驗鑒定規(guī)范和T B T 2 9 3 9 1 9 9 9 單臂式鐵路架橋機技術條件的要求。 ( 4 ) 對新型鐵路架橋機動力學性能進行計算，一號車和二號車的非線性 臨界速度均為1 7 0 k m h ，滿足車輛穩(wěn)定性要求。車輛在速度為1 0 0 k m h 以下 運行時垂向和橫向平穩(wěn)性以及最大加速度均符合G B T 1 7 4 2 6 1 9 9 8 鐵道特種 車輛和軌行機械動力學性能評定及試驗方法中的要求。 樣機試制后進行了動力學性能試驗，新型鐵路架橋機在直線工況下 9 0 k m h 試驗速度范圍內，脫軌系數、輪重減載率、輪軸橫向力、彈簧動靜撓 西南交通大學碩士研究生學位論文第7 0 頁 度比均符合G B T 1 7 4 2 6 1 9 9 8 鐵道特種車輛和軌行機械動力學性能評定及試 驗方法中的要求。曲線工況下，除機動平車五軸端以1 5 k m h 速度通過R 2 5 0 m 曲線輪重減載率略超過限度值及通過R 2 5 0 m 和9 # 側線時輪軸橫向力超過限 度值外，其余工況下各動力學性能指標均符合要求，在適當限速和機動平車 五軸端增加配重的條件下可以滿足最高8 0 k r n h 運行的穩(wěn)定性要求。 新型架橋機的結構和功能雖然達到了設計目標，滿足了高速重載鐵路橋 梁鋪架的工作要求，但是仍然存在著以下不足，需要在以后的工作中持續(xù)改 進： l 、新型架橋機在直線和曲線上最高運行速度分別為9 0 k m h 和8 0 k m h ， 與國內提速貨車1 2 0 k m h 的速度有不小差距，限制了新型架橋機與普通貨物 列車的連掛，對新型架橋機的運轉帶來不便，以后的工作中需要對整體結構 和走行部分進行優(yōu)化，提高新型架橋機的最高運行速度。 2 、主機車輛和機動平車車輛五軸構架式轉向架曲線通過能力相對四軸端 來說要弱些，尤其在通過R 6 0 0 以下曲線時較為明顯，限速較低。今后在架 橋機五軸構架式轉向架設計時需要作進一步改進和優(yōu)化。 3 、為了提高轉向架的可靠性、互換性和曲線通過性能，進一步研究采用 三個三軸轉向架替代五軸和四軸轉向架的可行性。 4 、為了提高轉向架動力學性能，今后的工作需研究將電機布置在車體上 部的可行性。 西南交通大學碩士研究生學位論文第7 1 頁 致謝 在新型架橋機車輛設計及本論文的編寫過程中，特別感謝我的指導老師 楊美傳教授，在整個課題的研究過程中給予的無私幫助! 在課題的進展過程 中得到了襄樊機車廠藺邵麟總經理、曾學斌總工程師、原南方匯通股份有限 公司蘭葉總工程師、張曉南副總工程師、吳桂平主任設計師等同志的大力支 持和幫助，在此表示感謝! 在新型架橋機車輛設計過程中，南方匯通股份有 限公司技術中心的設計組全體同志傾注了很多的心血，為主機車輛和輔機車 輛的設計成功付出了艱苦的努力，在此表示感謝! 同時感謝襄樊機車廠在新 型架橋機樣機制造、牽頭組織進行各種分析、計算、試驗、改進設計等各方 面所做的艱苦細致的工作，使新型架橋機能夠順利成功開發(fā)。感謝西南交通 大學機車車輛研究所提供的車體結構靜強度計算分析報告! 感謝中國鐵道科 學研究院機車車輛研究所提供的車體靜強度試驗報告和整機動力學試驗報 告! 西南交通大學碩士研究生學位論文第7 2 頁 參考文獻 1 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