大功率客運(yùn)機(jī)車輪對(duì)結(jié)構(gòu)與技術(shù)特點(diǎn)

鄒文輝,陳國勝,周建斌

(中國南車集團(tuán) 株洲電力機(jī)車有限公司 技術(shù)中心,湖南株洲412001)

輪對(duì)是轉(zhuǎn)向架乃至整個(gè)機(jī)車的關(guān)鍵部件,由車輪和車軸通過過盈配合剛性的連接在一起。輪對(duì)承受整個(gè)機(jī)車的質(zhì)量以及在運(yùn)動(dòng)過程中由于軌面的不平順而產(chǎn)生的沖擊載荷,同時(shí)引導(dǎo)機(jī)車沿著鋼軌高速行使。其性能的好壞直接關(guān)系到機(jī)車和鐵路運(yùn)輸?shù)陌踩?關(guān)系到整個(gè)機(jī)車行業(yè)的興衰與成敗。對(duì)于大功率高速客運(yùn)機(jī)車,輪對(duì)技術(shù)的高可靠性就尤為重要。

1 輪對(duì)結(jié)構(gòu)

輪對(duì)由整體碾鋼車輪、制動(dòng)盤和空心車軸組成,并通過一定的過盈量將車輪和車軸剛性的連接在一起。

輪軸間過盈量的大小直接決定了輪軸表面間的接觸應(yīng)力,應(yīng)力的大小直接影響到車軸和車輪的使用安全性和使用壽命,因此在選取過盈量時(shí)要綜合考慮車輪車軸材質(zhì)的屈服強(qiáng)度、配合表面的粗糙度、壓裝時(shí)所使用的潤滑劑、組裝方法、壓裝速度以及配合面的形狀等各種因素,通過理論計(jì)算并結(jié)合試驗(yàn)來選取。

過盈量選擇的過大或過小均不好,過盈量選取的過小,則輪軸間的裝配結(jié)合力將可能不足于克服齒輪傳遞的扭矩,從而導(dǎo)致輪軸間的相對(duì)滑動(dòng),出現(xiàn)滯緩現(xiàn)象;若過盈量取得過大,則會(huì)出現(xiàn)裝配困難,并產(chǎn)生較高的裝配應(yīng)力,從而影響到車軸的安全。綜合考慮運(yùn)行經(jīng)驗(yàn)、相關(guān)試驗(yàn)以及標(biāo)準(zhǔn)的規(guī)定,大功率高速客運(yùn)機(jī)車的輪軸過盈量取值范圍為0.24～0.30 mm。

輪對(duì)自身的質(zhì)量屬于簧下質(zhì)量,其質(zhì)量的大小對(duì)輪軌間的作用力影響很大,這就決定了設(shè)計(jì)時(shí),要對(duì)輪對(duì)的質(zhì)量、強(qiáng)度以及材質(zhì)的選取等方面作綜合的考慮。

因此設(shè)計(jì)時(shí),根據(jù)相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)對(duì)車輪和車軸均進(jìn)行了詳細(xì)的計(jì)算。在強(qiáng)度滿足要求的情況下,對(duì)車軸和車輪進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)以盡可能減小輪對(duì)的質(zhì)量,達(dá)到降低簧下質(zhì)量的目的。

2 輪對(duì)強(qiáng)度分析

輪對(duì)強(qiáng)度計(jì)算包括車輪強(qiáng)度計(jì)算和車軸強(qiáng)度計(jì)算。

2.1 車輪強(qiáng)度計(jì)算

車輪采用符合EN 13262—2004《鐵路運(yùn)用—輪對(duì)和轉(zhuǎn)向架—車輪—產(chǎn)品要求》要求的ER8整體碾鋼車輪。踏面采用JM3磨耗型踏面。為便于安裝制動(dòng)盤以及6連桿空心軸裝置,車輪采用異形輻板型式。

計(jì)算模型采用車輪與車軸過盈配合模型,車輪和車軸均采用6面體實(shí)體單元?jiǎng)澐?輪軸配合表面采用面—面的接觸單元。6面體單元數(shù)量為94 347,接觸單元數(shù)量為10 396,過盈量為0.3 mm。網(wǎng)格離散圖見圖1。

圖1 車輪有限元模型

2.1.1 計(jì)算工況

依據(jù)EN 13979中描述的載荷分配方法進(jìn)行計(jì)算,分為在平直軌道上行駛、在曲線軌道上行駛和通過道岔3種工況進(jìn)行計(jì)算。

各工況加載載荷:

根據(jù)EN 13979標(biāo)準(zhǔn)可以得到上述3種工況時(shí)車輪的作用力,其中 Q為機(jī)車車輪每一車輪作用在鋼軌上的質(zhì)量載荷,kN;Fz為垂向作用力,Fz=-1.25Q,kN;Fy為每個(gè)車輪的橫向作用力,kN;考慮軸重轉(zhuǎn)移,按10%來進(jìn)行計(jì)算 Pm=21×9.81×10%=20.60 kN;由此3種工況的作用力分別為:

工況1:在平直道上行駛

Fz=-1.25Q=-1.25×(21×9.81×1 000+20 600)/2=-141.63 kN

Fy=0。

Q=(21×9.81×1 000+20 600)/2=113.305 kN

工況2:在曲線上行駛

Fy1=0.7Q=0.7×(21×9.81×1 000+20 600)/2=79.314 kN(導(dǎo)向輪對(duì))。

工況3:通過道岔

車輪在不同工況下載荷位置見圖2,圖中Fall1為直線工況,Fall2為曲線工況,Fall3為道岔工況。

2.1.2 計(jì)算結(jié)果及分析

(1)靜強(qiáng)度結(jié)果及分析

直線、曲線和道岔3種工況下車輪的von Mises應(yīng)力云圖分別見圖3～圖5,由應(yīng)力云圖可以看出:直線、曲線和道岔3種工況的最大von Mises應(yīng)力值分別為:244.17,271.91,247.22 MPa,其最大應(yīng)力值均出現(xiàn)在輪轂與軸的配合區(qū)域。此外,計(jì)算結(jié)果表明,車輪在受到橫向外載荷時(shí),輻板、輻板與輪轂過渡圓弧處與直線工況時(shí)相比,其應(yīng)力顯著增大。根據(jù)UIC 510-5確定的靜強(qiáng)度許用應(yīng)力w=540 MPa。由此可見,車輪在3種工況下的最大應(yīng)力均未超過材料的許用應(yīng)力,因此車輪的靜強(qiáng)度符合要求。不同工況下車輪最大應(yīng)力見表1。

圖3 直線工況下von Mises應(yīng)力云圖

圖4 曲線工況下von Mises應(yīng)力云圖

表1 不同工況時(shí)車輪的Von-Mises應(yīng)力

(2)疲勞強(qiáng)度分析

根據(jù)EN 13979《輪對(duì)和轉(zhuǎn)向架車輪技術(shù)檢驗(yàn)方法》標(biāo)準(zhǔn),對(duì)車輪疲勞強(qiáng)度進(jìn)行了詳細(xì)的計(jì)算。標(biāo)準(zhǔn)認(rèn)為車輪在運(yùn)行中,各點(diǎn)為非對(duì)稱循環(huán)狀態(tài),其破壞形式由最大主應(yīng)力方向的應(yīng)力造成。由此,通過模型節(jié)點(diǎn)的應(yīng)力分布情況,確定每個(gè)節(jié)點(diǎn)在不同載荷工況作用下的最大主應(yīng)力和最小主應(yīng)力,按下列公式計(jì)算平均應(yīng)力、應(yīng)力幅和極限應(yīng)力。

圖5 道岔工況下von Mises應(yīng)力云圖

計(jì)算出的極限應(yīng)力 Δσ范圍應(yīng)當(dāng)?shù)陀谠试S應(yīng)力,即:Δσ＜360 MPa。

為方便計(jì)算結(jié)果的分析,在車輪的適當(dāng)位置取一些點(diǎn)進(jìn)行分析,取點(diǎn)位置見圖 6。從計(jì)算的結(jié)果可以看出,車輪疲勞強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。

圖6 分析節(jié)點(diǎn)位置分布圖

從表2～表4的計(jì)算結(jié)果可知,(1)直線工況時(shí),車輪的各節(jié)點(diǎn)極限應(yīng)力很小,腹板上節(jié)點(diǎn)4和5出現(xiàn)應(yīng)力較大,其中節(jié)點(diǎn)4的值達(dá)到101.097 MPa,小于規(guī)定要求的360 MPa。(2)曲線工況時(shí),腹板上節(jié)點(diǎn)4出現(xiàn)較大的極限應(yīng)力,應(yīng)力值達(dá)到148.263 MPa,說明曲線工況對(duì)車輪疲勞壽命影響很大,但小于360 MPa。(3)道岔工況時(shí),腹板上節(jié)點(diǎn)4和節(jié)點(diǎn)5出現(xiàn)較大的極限應(yīng)力,其中節(jié)點(diǎn) 5達(dá)到107.25 MPa,小于 360 MPa?？梢?車輪的疲勞強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。

2.2 車軸強(qiáng)度計(jì)算

2.2.1 計(jì)算截面的選取

依據(jù)EN 13104標(biāo)準(zhǔn)并結(jié)合車軸設(shè)計(jì)圖紙,選取凹槽部位、過渡圓角部位、防塵座、從動(dòng)齒輪座、車輪座及滾動(dòng)軸承座附近的截面為計(jì)算截面,選取的計(jì)算截面見表5。

2.2.2 車軸材料特性

EN 13104標(biāo)準(zhǔn)中只給出了EA4T材料車軸的安全系數(shù)和各區(qū)域的最大許用應(yīng)力,根據(jù)35CrMoA與EA4T的σ-1,類推出35CrMoA材料車軸各區(qū)域的最大許用應(yīng)力,在此省略推導(dǎo)、計(jì)算過程,直接引用結(jié)果。材質(zhì)許用應(yīng)力見表6。

表2 直線工況

表3 曲線工況

表4 道岔工況

2.2.3 計(jì)算結(jié)果及分析

根據(jù)EN 13104標(biāo)準(zhǔn),機(jī)車制動(dòng)工況最為惡劣,因此僅對(duì)制動(dòng)工況進(jìn)行計(jì)算。

車軸各截面的應(yīng)力集中系數(shù)、彎矩、計(jì)算應(yīng)力及最大許用應(yīng)力見表7。

表5 計(jì)算截面

表6 35CrMoA空心車軸的最大許用應(yīng)力σmax

表7 各截面應(yīng)力集中系數(shù)、合力矩及應(yīng)力

根據(jù)表7車軸各截面的應(yīng)力值及表6不同區(qū)域的許用應(yīng)力評(píng)定該車軸的疲勞強(qiáng)度。結(jié)果表明:車軸各截面應(yīng)力σ＜σmax,車軸的疲勞強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。

3 輪對(duì)特點(diǎn)

為了滿足大功率高速運(yùn)行的需要,對(duì)輪對(duì)進(jìn)行一些改進(jìn)和提升。與傳統(tǒng)輪對(duì)相比,大功率高速客運(yùn)機(jī)車輪對(duì)具有以下特點(diǎn):

(1)輪對(duì)內(nèi)側(cè)距的公差更小;同一輪對(duì)的輪徑差更小;輪對(duì)中心與構(gòu)架中心的對(duì)中度要求更高。

(2)車輪采用符合EN 13262標(biāo)準(zhǔn)的ER8整體碾鋼車輪。為滿足車輪高速運(yùn)行的要求,對(duì)車輪非金屬夾雜物、輪輞內(nèi)部缺陷、車輪的表面粗糙度、滾動(dòng)圓的圓度以及各孔倒角的光滑處理等提出了更高的要求,以提高車輪的抗疲勞性能。

(3)車輪采用異型輻板,與直輻板相比較,在相同輪對(duì)內(nèi)側(cè)距的情況下,兩車輪輪轂間的距離更大,以利于安裝大功率電機(jī)以及六連桿空心軸裝置。但該車輪輻板形狀加大了車輪的制造難度。

(4)采用空心車軸?？招能囕S的設(shè)計(jì)是為了滿足機(jī)車簧下質(zhì)量輕量化要求,以減小輪軌間的作用力。

(5)首次在大功率高速機(jī)車車軸的制造中采用35CrMoA高強(qiáng)度合金鋼。為把35CrMoA用于大功率高速客運(yùn)機(jī)車車軸上,前期對(duì)車軸材質(zhì)進(jìn)行了大量的試驗(yàn)研究。

4 結(jié)束語

通過對(duì)計(jì)算結(jié)果的分析,輪對(duì)的強(qiáng)度滿足大功率機(jī)車高速運(yùn)行的需要。同時(shí)通過與傳統(tǒng)輪對(duì)比較,分析了大功率高速機(jī)車輪對(duì)在結(jié)構(gòu)、材質(zhì)、表面質(zhì)量、組裝要求等方面的特點(diǎn)。

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