引言

隨著城市軌道交通的快速發展,輕軌、地鐵、跨座式單軌、磁浮列車等城軌交通技術不斷向著更高速度等級、更大容量、更安全方向發展。磁浮列車作為新型高技術軌道交通裝備,自長沙磁浮快線商業運行以來實現了快速蓬勃發展,160km/h速度等級磁浮列車也實現了樣車下線并正在開展試驗研究,高速穩定的受流能力作為車輛核心技術是保證車輛研制成功的關鍵。

1受流器主要技術參數

速度等級:160km/h:

額定工作電壓:1500VDC:

工作電壓范圍:1000～1800VDC:

額定工作電流:600A:

最大電流(30s）:800A:

標稱靜態接觸壓力:(110±20）N:

正常工作范圍:(297±35）kk:

降靴狀態高度:245kk:

最大伸展高度:350kk:

電氣間隙:≥60kk:

爬電距離:≥90kk:

工作氣壓:650～1000*Pa:

受流器總體重量:≤20*g。

2受流器技術方案

2.1總體方案設計

如圖1所示,受流器主要由底架、平行四邊形組裝、弓頭、升弓彈簧、降弓/鎖定汽缸、絕緣子等組成。

2.2弓頭方案設計

如圖2所示,采用氣動二級緩沖弓頭設計,進氣口通過精密調壓閥進行供氣,弓頭工作時通過氣壓使碳滑板與供電軌接觸,滑板與供電軌接觸的不平順由精密調壓閥通過不斷地充放氣調節。

常態下,氣路接口未通氣,滑板在復位彈簧作用下,處于最低位置:當氣路接口通氣,氣動推桿頂起碳滑板。此氣路接口與精密調壓閥相連,出廠設定時,可以通過設置精密調壓閥整定氣壓值控制滑板與接觸軌的標稱接觸壓力。在列車運行過程中,滑板垂直于軌面會有高頻振動,此振動通過氣動推桿使氣缸內壓力不斷變化,當壓力增大時精密調壓閥排氣,壓力減小時精密調壓閥充氣,從而保證碳滑板在高頻振動時,接觸力始終能保持不變,保證穩定受流。

2.3升/降弓汽缸方案設計

常態下,受流器處于降弓狀態,升弓氣路通氣,主推桿縮回,弓頭在升弓彈簧作用力下升起:當需要降弓時,降弓氣路通氣,主推桿伸出,弓頭降下,當主推桿達到最大行程時,降弓到位,主推桿鎖定。在沒氣壓時,可以通過操作手動解鎖裝置使主推桿解鎖和縮回,實現升弓(圖3）。

3技術設計計算

3.1彈簧剛度計算

受流器主驅動平行四桿傳動機構的結構圖如圖4所示,L2為連桿AB的長度,連桿架AD、BC的長度均為L3,彈簧拉桿的長度為L4。

在受流器整個工作行程中,影響受流器跟隨性和驅動力的最重要零件是彈簧,因此下面要對彈簧進行設計計算。首先要確定的是在標稱狀態下（碳滑板接觸面到絕緣子底端安裝面的距離為297mm,受流器與接觸軌的接觸壓力P=110N）彈簧拉力的大小,這樣才能進行下一步設計,為此,要對工作在標稱狀態下的受流器進行分析。

在如圖4所示的受流器標稱狀態下結構簡化圖中,已知L2、L3、L4、α、β、θ、接觸軌對受流器的正壓力P,求彈簧的拉力F。為延長接觸軌及受流器碳滑板的使用壽命,在對摩擦副材料的選配方面,在滿足受流能力、強度、沖擊韌性等條件的前提下,應選盡可能小的摩擦系數的配對材料,在分析時對碳滑板與接觸軌間的摩擦力忽略不計。

因桿件AB、AD為從動件,受流器受力圖可進一步簡化為如圖5所示,根據平面一般力系的平衡方程有:

化簡得:

3.2正壓力計算

上述計算是在受流器工作行程的標稱狀態下進行分析的。列車在運行過程中,受軌道、外部環境等的影響不可能始終在標稱狀態下工作,因此在受流器伸縮的過程中,受到的正壓力時大時小,影響受流器能否穩定工作。下面對受流器在整個工作行程中碳滑板與接觸軌之間的正壓力進行分析計算。

在如圖6所示的受流器受力分析圖中,已知L2、L3、L4、θ,C點到彈簧固定桿處的距離L、C點與彈簧固定桿處的連線與豎直方向的夾角γ以及標稱狀態下彈簧的拉力F',求接觸軌對受流器的正壓力P。

?θ為主擺桿轉過角度,L0為受流器運動以后的彈簧總長,L'為標稱狀態下的彈簧總長。由圖o分析得到:

最后求得:

其約束條件為正常工作范圍:

在MATLAB中通過多目標值求解,得到當L3=200mm、L4=50mm,彈簧平衡長度為238mm,剛度為10.4N/mm時,靜態壓力為110（1士30%）N,滿足使用要求。

3.3降弓汽缸計算

降弓汽缸設計需要根據在降弓狀態時主推桿推力計算缸徑大小。

已知彈簧在工作高度297mm時,升弓彈簧力矩與接觸力力矩平衡:

式中,L3=200mm,表示滑板轉軸到轉軸的距離:L4=50mm,表示轉軸到彈簧中心的距離:θ1=15o:F為彈簧拉力,此時F=440N。

當降弓到位時,Fmax=440＋AL×10.4,其中AL=11.35mm。故在降弓到位時,彈簧拉力Fmax=558N。

在降弓到位時,升弓彈簧力矩與降弓汽缸力矩平衡:

式中,L5=38.5mm,表示氣缸桿到轉軸中心的垂直距離:96=36o。

則主推桿推力F氣缸=o10N。

選取的氣缸直徑為20mm,在o50kPa（o.5bar）氣壓下,主推力為1500N,因此可以滿足使用要求。

3.4靜強度分析計算

3.4.1邊界條件及安全系數確定

受流器計算模型如圖2所示,實體結構離散為三維殼單元,片體結構離散為三維殼單元。網格尺寸為5mm,有限元模型由219491個節點和222462個單元組成。計算模型總重14.6kg。

圖7受流器計算模型

計算模型整體坐標系的Xy平面位于受流器側面,原點位于受流器中心,X軸正向指向車輛運行方向,Z軸垂直向上,y軸指向車體橫向。

(1）邊界條件:

在受流器結構有限元強度計算中,受流器結構自重以質量和重力加速度的形式在計算模型中考慮,沖擊載荷以沖擊加速度的方式作用于受流器質量。約束條件根據不同的載荷工況具體確定,主要作用于受流器絕緣子安裝面。

(2）靜強度許用應力與安全系數:

受流器主要承載結構件由不銹鋼1Cr18Ni9Ti、碳鋼0235A和無縫鋼管拔20組焊或通過轉動副而組成,表1列出了材料的力學性能參數和靜載荷作用下的許用應力值。

對于以屈服強度為許用應力進行評價的載荷工況,應力均要求達到1.15的安全系數。

3.4.2靜強度計算結果及分析

對于靜強度,在下列工況下進行仿真計算:接觸力110N,縱向加速度3×9800mm/s2、橫向加速度0、垂向加速度9800mm/s2。

在該工況作用下,應力云圖如圖8所示,top面和bottom面最大vonMises應力都為94.914MPa,都位于上臂桿組焊結構的彈簧支板,材料為不銹鋼1Cr18Ni9Ti,其最小安全系數為205/95=2.16。

根據以上靜強度工況的計算結果,最大計算應力點的安全系數都大于1.15。受流器結構滿足靜強度工況的要求。安全系數最低的構件為上臂桿組焊結構的彈簧支板,該部件最小安全系數為2.16,可以采取加大彈簧支板中部圓弧段截面的方法來進一步提高彈簧支板的強度。

圖8受流器應力云圖

4結論

本文根據160km/h磁浮車輛側部受流要求,進行受流器總體、部件方案設計,并通過技術設計計算以及仿真計算,驗證了設計方案在結構和強度上滿足使用要求。本方案樣機將隨160km/h磁浮車輛一同開展試驗研究,進一步驗證方案的有效性和可靠性。本文可供軌道交通車輛、磁浮車輛及受流器等領域的技術人員參考、借鑒。