全挂式转运支架车因其结构简单，转运方便，经常用来短距离转运设备，在各行各业均有应用，转运支架车前端设置牵引臂，可在各种牵引车的牵引下行走[1]。由于牵引车的转弯半径不一定与转运支架车匹配，在二者组成的全挂列车转弯过程中经常造成转运支架车的牵引臂破坏。本文通过对某一特定的转运支架车及牵引车转弯过程中的最小转弯半径及牵引臂受力进行分析计算，给出转运支架车牵引臂设计边界条件，并对2 种结构形式牵引臂强度进行对比分析，给出牵引臂结构设计思路。

　　1 转运支架车基本结构如图1 所示，该型转运支架车主要由牵引臂、车架、前车轴、后车轴、回转支承等结构组成，牵引臂前端为牵引环。转运支架车前车轴通过回转支承与车架连接实现转向，后车轴固定在车架上，只能前后方向行驶。转运支架车主要技术指标有：前、后轮轮距为1 950 mm，前、后车轴轴距为3 000 mm，牵引臂牵引环至回转支承中心距离为2 270 mm，最小转弯半径为6 975 mm，牵引臂最大转角为沿车前进方向左右30°范围。

　　1. 牵引环 2. 牵引臂 3. 车架 4. 前车轴5. 后车轴 6. 回转支承图1 转运支架车结构示意图

　　牵引车的牵引臂与车架连接结构形式、牵引臂结构及转向限位机构如图2 所示，其中牵引臂与前车轴之间通过销轴连接，牵引臂的转向限位机构由位于车架上的2 个对称布置的限位轴和位于前车轴上的限位挡块构成，当牵引臂转向角度达到30°时限位挡块与限位轴接触，限制牵引臂继续转向。牵引臂与销轴的连接结构为牵引座，牵引座与横杆焊接而成，横杆采用Φ 60 mm×6mm 的钢管。

　　2 牵引车基本参数及临界转角分析牵引车为后轮转向，其基本参数有：轴距为2 595mm，前轮距为1 325 mm，后轮距为1 458 mm，转弯半径为5.6 m，主销距为1 248 mm，内轮转角为36°，牵引销到后轮轴线 mm。根据以上基本参数可通过作图法画出牵引车以最小转弯半径转弯示意图[2]（见图3），从而得到牵引车的临界转角，即外轮转角为28.18°。

　　3 全挂列车最小转弯半径分析全挂列车在行进过程中进行转弯时，若牵引车后外轮转角小于或等于临界转角，则全挂列车可稳定转弯。全挂列车的最小转弯半径是当牵引车后外轮转角等于临界转角时牵引车后外轮轨迹的半径，全挂列车最小转弯半径示意图[3]（见图4）。在图4 中，O 点为全挂列车运行圆周的中心（即该状态的转向瞬心），OO1 为全挂牵引车转向虚轴，OO2 为全挂转运支架车转向虚轴。最小转弯半径计算公式为

　　式中：d min 为全挂列车最小转弯半径，L 2T 为全挂牵引车后转向桥中心至其转向虚轴水平距离，a 为后转向车轮转臂。全挂牵引车后外轮临界转角β 计算公式为

　　式中：L 2A 为全挂车前桥中心至其转向虚轴水平距离，φ max 为全挂车牵引臂极限转角，l a 为全挂车牵引臂牵引孔中心到全挂车前桥中心水平距离，l b 为全挂车牵引臂牵引环中心到全挂车前车轴中心水平距离，k 为后转向车轮2 主销中心线延长线到地面交点之间的距离。

　　4 全挂转运支架车牵引臂受力分析当全挂列车绕O 点以最小转弯半径转弯时，牵引车作用于支架车牵引臂上的力F 方向如图4 所示。

　　力F 沿牵引车牵引销所在圆弧的切线方向，此时转运支架车牵引臂刚刚达到极限转角φ max ＝ 30，由于牵引车外轮转角β ＝ 26.72 ＜ 28.18（牵引车临界转角），牵引车还可继续以更小转弯半径转动。在极限情况下，当牵引车以最小转弯半径5.6 m 转动时，牵引车绕O点转动，如图 5 所示。牵引车上的牵引销A 点绕O 点转动，轨迹为图中过A 点的双点划线圆，转运支架车牵引臂上与牵引车上A 点对应位置仍绕O 点转动，其轨迹为图中过A 点的单点划线圆。由于牵引车和转运支架车上相连的同一点A 同一时刻的运动趋势不同，就会产生相互作用力，该力的方向为牵引车上A 点绕O 点转动圆的切线方向，该力与牵引臂轴线°，其最大值为牵引车牵引力大小，即F ＝ 8 190 N。

　　根据力的相互作用原理可知，此时转运支架车牵引臂上牵引环受到牵引销的作用力F 1 的大小和方向均与F 相同，当牵引车以最大牵引力牵引时，F 1 ＝ 8 190 N，与牵引臂轴线 牵引臂强度计算

　　如图7 所示，牵引臂最大应力为1 062 MPa，位于牵引臂牵引座与横杆连接部位，由于牵引臂结构材料为Q345，其屈服强度为σ s ＝ 345 MPa，抗拉强度为σ b ＝470 MPa，牵引臂最大应力部位将在此工况下发生断裂。

　　该转运支架车在出厂后进行了专门的转向试验，在上述极限工况下进行转弯，结果如图8 所示，与计算结果相同，牵引臂在牵引座与横杆连接部位发生了断裂。

　　为增强牵引臂承受转向载荷能力，将牵引臂设计成三角形框架式结构，如图 9 所示。牵引臂主框架由40mm×40 mm×4 mm 矩形钢管拼焊而成，牵引臂与前车轴的连接由1 点变为2 点，通过销轴与前车轴上的连接座连接。当牵引环位置受到横向牵引力作用时，牵引臂根部不再受纯弯矩作用，而是将纯弯矩转化为正压力和正拉力，极大地改善了牵引臂根部的受力状态，避免牵引臂在转弯过程中发生破坏。

　　为保证牵引臂在极限牵引工况下也不发生破坏，考虑极限牵引工况，即牵引臂受到垂直于牵引臂轴线的牵引力作用，大小为牵引车牵引力F ＝ 8 190 N，考虑1.1倍的安全系数，则计算载荷F 计＝ 1.1×8 190 ＝ 9 009 N，应用Abaqus 有限元计算软件进行计算，边界条件如图10 所示。

　　牵引臂应力云图如图 11 所示，最大应力位于斜撑与横梁连接部位，大小为205.2 MPa，牵引臂材料为Q345，其屈服强度为σ s ＝ 345 MPa，抗拉强度为σ b ＝470 MPa，结构安全系数n ＝ 345/205.2 ＝ 1.68，可知牵引臂极限工况下结构不会发生破坏，变形云图如图 12所示，最大变形2.24 mm，刚度满足设计要求。

　　在试验现场施加9 009 N 的配重，加载15 min，卸载后对牵引臂进行外观检查，牵引臂无变形，对牵引臂各条焊缝进行磁力探伤，各焊缝部位无裂纹。该牵引臂在随后经过较长时间的实际牵引转向试验后仍不会没有发生破坏，可知该结构形式牵引臂结构设计合理，可避免转向过程中牵引臂的破坏。

　　2）设计牵引臂前应对转运支架车及牵引车组成的全挂列车进行最小转弯半径计算及极限工况受力分析，并对牵引臂进行强度计算；3）三角形牵引臂可将所受的弯矩转化为根部的正压力和正拉力，降低牵引臂破坏的可能性；4）牵引臂在出厂前应进行加载试验，验证理论分析是否正确。