機(jī)車車輛軸箱結(jié)構(gòu)靜強(qiáng)度與模態(tài)分析

劉楠，傅茂海，金鑫，王平

(西南交通大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，四川 成都 610031)

軸箱裝置是鐵道機(jī)車車輛轉(zhuǎn)向架的重要零部件之一，將輪對(duì)和構(gòu)架聯(lián)系在一起，傳遞各個(gè)方向的作用力。軸箱定位裝置不僅對(duì)車輛系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)性能有重要影響，在實(shí)際運(yùn)行中還會(huì)影響到車輛的運(yùn)行安全性、穩(wěn)定性。

在實(shí)際運(yùn)用中，軸箱結(jié)構(gòu)同時(shí)受到靜載荷和動(dòng)載荷的作用。對(duì)于新設(shè)計(jì)的軸箱結(jié)構(gòu)，必須確保其在運(yùn)用載荷作用下具有足夠的承載能力，保證其在使用期間內(nèi)的安全性和可靠性；由于軸箱是簧下質(zhì)量,因此在保證強(qiáng)度和剛度的同時(shí)，還應(yīng)盡可能減小自身結(jié)構(gòu)質(zhì)量，充分發(fā)揮結(jié)構(gòu)的整體承載能力。軸箱結(jié)構(gòu)中的軸承孔、腹板、加強(qiáng)筋等結(jié)構(gòu)均屬于易發(fā)生振動(dòng)的部位，軸箱的振動(dòng)特性是結(jié)構(gòu)承受動(dòng)載荷的重要參數(shù)。

利用有限元分析軟件ANSYS對(duì)軸箱結(jié)構(gòu)進(jìn)行了靜強(qiáng)度與模態(tài)分析，依據(jù)UIC、EN等標(biāo)準(zhǔn)對(duì)軸箱的靜強(qiáng)度性能進(jìn)行了評(píng)定；通過(guò)模態(tài)分析，獲得了軸箱結(jié)構(gòu)的固有頻率和振型，為了解結(jié)構(gòu)的薄弱環(huán)節(jié)、動(dòng)態(tài)性能評(píng)定及結(jié)構(gòu)綜合強(qiáng)度性能的評(píng)定提供依據(jù)。

1 軸箱靜強(qiáng)度分析

a) 軸箱模型

為保證幾何模型和有限元模型尺寸的一致性，在ANSYS中建立幾何模型。該軸箱為整體鑄造件，且沿三個(gè)方向均無(wú)對(duì)稱結(jié)構(gòu)，故應(yīng)建立整體模型，建模時(shí)忽略了半徑較小的鑄造圓角和軸承孔下部的漏水孔。軸承孔內(nèi)部結(jié)構(gòu)如圖1所示。

圖1 軸箱部分模型

b) 靜強(qiáng)度分析載荷確定

根據(jù)車輛的運(yùn)行特點(diǎn)，依據(jù)UIC 510-3:1994以及EN 13749:2005中關(guān)于焊接構(gòu)架進(jìn)行模擬超常載荷靜強(qiáng)度試驗(yàn)時(shí)的加載方式，確定軸箱的靜強(qiáng)度載荷。

該軸箱計(jì)算基本參數(shù)如表1。

表1 軸箱強(qiáng)度計(jì)算基本參數(shù)

單個(gè)軸箱承受的垂向靜載荷

最大垂向載荷

Fzmax=1.5Fz=173.09kN

考慮車輛的側(cè)滾運(yùn)動(dòng)時(shí)，輪重的增/減載率

α=0.255

軸箱承受的橫向載荷

縱向載荷

Fxmax=0.1(4Fz+0.2mg)=49.05kN

c) 軸箱靜強(qiáng)度計(jì)算載荷

依據(jù)UIC 510-3:1994，確定載荷及載荷組合工況如表2所示。

表2 軸箱靜強(qiáng)度計(jì)算工況

軸箱材料為各向同性的B+級(jí)鋼，材料彈性模量為1.72×103，泊松比為0.3，屈服極限為345MPa。

d) 軸箱有限元分析

1) 有限元模型

軸箱為整體鑄造件(圖2)，采用8節(jié)點(diǎn)實(shí)體單元Solid45對(duì)主結(jié)構(gòu)進(jìn)行離散；下部腹板與彈簧托盤孔結(jié)合處的局部不規(guī)則區(qū)域采用Solid95號(hào)單元。模型整體離散為89489個(gè)單元。

圖2 軸箱有限元模型

2) 邊界條件

為盡可能模擬軸箱在運(yùn)用中的真實(shí)受力情況，在添加邊界條件時(shí)，將車軸簡(jiǎn)化為截面形狀為圓形的梁?jiǎn)卧?，并在軸箱的軸承孔上部與軸承接觸面的120°角范圍內(nèi)建立接觸單元；梁?jiǎn)卧牧硪欢思礊檩嗆壗佑|點(diǎn)。橫向載荷作用于軸承孔上部與軸承外圈接觸的擋邊上；垂向載荷作用于兩側(cè)彈簧托盤凸臺(tái)的上表面。

橫向約束作用面為兩側(cè)彈簧托盤孔內(nèi)表面沿橫向120°角范圍內(nèi)的面；縱向約束作用面為兩側(cè)彈簧托盤孔內(nèi)表面沿縱向120°角范圍內(nèi)的面。在輪軌接觸點(diǎn)處根據(jù)不同工況下載荷的施加情況建立合適的約束。

各工況下載荷與約束的具體施加位置如表3所示。

表3 軸箱靜強(qiáng)度計(jì)算邊界條件

圖3為第1、2、4工況下軸箱靜強(qiáng)度計(jì)算的邊界條件。由表2易知，第2、3工況橫向載荷方向相反，故第3工況中橫向載荷和約束均作用于軸箱的對(duì)稱位置；第4、5工況縱向載荷方向相反，故第5工況中縱向載荷改變反向，縱向約束作用于軸箱的對(duì)稱位置。

圖3 軸箱靜強(qiáng)度計(jì)算邊界條件

3) 計(jì)算結(jié)果分析

利用ANSYS軟件對(duì)軸箱進(jìn)行靜強(qiáng)度分析，得到各工況下軸箱的應(yīng)力計(jì)算結(jié)果如表4。

表4 各載荷工況下軸箱結(jié)構(gòu)最大應(yīng)力節(jié)點(diǎn)位置

靜強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果顯示，第1、2、3工況下，軸箱結(jié)構(gòu)整體應(yīng)力分布情況相似，且最大應(yīng)力均出現(xiàn)在低位彈簧托盤內(nèi)側(cè)立板圓弧的螺栓孔處，如圖4(a)所示，但應(yīng)力值均未超過(guò)材料的屈服極限。第4工況中，軸箱結(jié)構(gòu)大部分區(qū)域應(yīng)力值較低，僅在高位彈簧托盤孔邊緣應(yīng)力值較大，表現(xiàn)出明顯的應(yīng)力集中現(xiàn)象，如圖4(b)；第5工況中軸箱結(jié)構(gòu)整體的應(yīng)力分布情況與第4工況相似，由于縱向載荷的方向相反，最大應(yīng)力出現(xiàn)在另一側(cè)(低位)彈簧托盤孔邊緣，同樣表現(xiàn)出明顯的應(yīng)力集中現(xiàn)象。

圖4 最大應(yīng)力出現(xiàn)位置

第4、5工況中軸箱結(jié)構(gòu)的最大應(yīng)力值均超出了材料的屈服極限，進(jìn)行初步分析后認(rèn)為出現(xiàn)這個(gè)結(jié)果可能有兩種原因：1) 進(jìn)行靜強(qiáng)度分析時(shí)，有限元模型中單元的數(shù)量和質(zhì)量會(huì)在一定程度上影響計(jì)算結(jié)果。針對(duì)4、5兩工況中出現(xiàn)的情況，將彈簧托盤孔周圍的網(wǎng)格進(jìn)行了細(xì)化，重新分網(wǎng)后網(wǎng)格密度加大，得到總體單元數(shù)量為116877個(gè)單元的有限元模型。對(duì)該模型加載求解后得到的結(jié)果顯示， 前三個(gè)工況的計(jì)算結(jié)果與第一個(gè)有限元模型的計(jì)算結(jié)果相比，整體應(yīng)力分布情況相似，最大應(yīng)力出現(xiàn)的位置相同，且最大應(yīng)力變化值很小，誤差均在5MPa以內(nèi)。第4工況下的最大應(yīng)力為318.674MPa，比首個(gè)模型降低了33.5MPa；第5工況下最大應(yīng)力值為356.019MPa，比首個(gè)模型降低了43.8MPa。這說(shuō)明在可能發(fā)生應(yīng)力集中的區(qū)域，網(wǎng)格劃分的密度和質(zhì)量會(huì)對(duì)分析結(jié)果產(chǎn)生明顯的影響，適當(dāng)加大網(wǎng)格密度可以獲得更為精確的結(jié)果。2) 在彈簧托盤孔內(nèi)表面施加了剛性約束，而實(shí)際運(yùn)用情況下該處安裝橡膠件，且孔邊緣有鑄造圓角，這兩個(gè)因素均在一定程度上減輕應(yīng)力集中的現(xiàn)象。

2 軸箱模態(tài)分析

a) 模態(tài)分析模型

軸箱結(jié)構(gòu)的模態(tài)分析采用上述靜強(qiáng)度分析的有限元模型(圖5)。由于在模態(tài)分析中，模型的任何非線性單元都將被忽略，故在原添加接觸單元的面上添加徑向約束；橫向約束仍添加在軸承孔上部與軸承外圈接觸的擋邊上。

表5 軸箱固有頻率及振型

圖5 軸箱結(jié)構(gòu)的部分振型

b) 模態(tài)分析結(jié)果

模態(tài)分析采用分塊的蘭索斯法(Block Lanczo Method)，提取軸箱的前十階模態(tài)，其固有頻率和相應(yīng)振型如表5所示。

模態(tài)分析結(jié)果顯示：

1) 第1-4階模態(tài)振動(dòng)頻率較低，對(duì)應(yīng)的頻率范圍為453.85Hz-773.3Hz，在這一頻率范圍內(nèi)，軸箱結(jié)構(gòu)作為一個(gè)整體在振動(dòng)，主要表現(xiàn)為扭轉(zhuǎn)、彎曲、剪切以及彎曲和剪切的耦合振動(dòng)，且振動(dòng)不明顯。

2) 第5-10階模態(tài)為高頻振動(dòng)，此類模態(tài)的振動(dòng)主要集中在兩側(cè)的彈簧托盤及其下部腹板，軸承孔處無(wú)明顯振動(dòng)。高位托盤下部腹板出現(xiàn)了同向或反向的彎曲、鼓脹振動(dòng)，低位托盤主要表現(xiàn)為扭轉(zhuǎn)振動(dòng)。

3) 第8階模態(tài)振型在1200Hz以上頻率范圍內(nèi)比較特殊，彈簧托盤及其腹板均未發(fā)生明顯扭轉(zhuǎn)或彎曲振動(dòng)，而主要為軸承孔沿縱向的變形，這種變形影響了軸承孔的圓度，進(jìn)而會(huì)影響軸承的正常工作。

綜合各階模態(tài)的振動(dòng)特性發(fā)現(xiàn)，低頻模態(tài)振動(dòng)不明顯，對(duì)軸箱整體的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度影響較?。桓哳l振動(dòng)較為明顯，振動(dòng)主要為彈簧托盤及腹板的振動(dòng)，對(duì)軸承孔影響較小。尤其應(yīng)注意頻率為1330Hz左右的振動(dòng)，此類振動(dòng)會(huì)使軸承孔發(fā)生明顯變形，影響軸承、輪對(duì)的正常工作，應(yīng)避免軸箱發(fā)生此種類型的共振。

3 結(jié)論

1) 軸箱靜強(qiáng)度分析結(jié)果中，第4、5工況下出現(xiàn)了應(yīng)力值偏大的現(xiàn)象，在對(duì)應(yīng)力集中區(qū)域附近網(wǎng)格進(jìn)行細(xì)化后重新計(jì)算，得到的結(jié)果基本滿足UIC 510-3:1994關(guān)于轉(zhuǎn)向架結(jié)構(gòu)的靜強(qiáng)度評(píng)定要求。

2) 有限元模型中單元的數(shù)量和質(zhì)量會(huì)對(duì)靜強(qiáng)度分析結(jié)果產(chǎn)生一定影響。對(duì)比前后兩次分析的結(jié)果，前三種工況的計(jì)算結(jié)果幾乎相同，這說(shuō)明第一個(gè)有限元模型的單元數(shù)量已能保證計(jì)算結(jié)果的準(zhǔn)確性。在可能出現(xiàn)應(yīng)力集中的部位，這種影響則須引起重視，應(yīng)注意此類區(qū)域附近的網(wǎng)格密度和質(zhì)量，也可以采用更高階次的單元類型，以獲得更為精確的結(jié)果。

3) 模態(tài)分析結(jié)果表明，軸箱低頻振動(dòng)不明顯，對(duì)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度影響不大。高頻振動(dòng)較為明顯，主要影響彈簧托盤及下部腹板，在實(shí)際運(yùn)行中若發(fā)生此類型的振動(dòng)，會(huì)影響軸箱彈簧的正常工作，應(yīng)注意避免該頻率的振動(dòng)。特別在1330Hz左右頻率下，軸承孔會(huì)發(fā)生明顯的變形，影響軸承工作。總體來(lái)看，軸箱結(jié)構(gòu)整體剛度滿足使用要求，在運(yùn)用中應(yīng)注意避免1200Hz以上的共振頻率。

[1] 吳敏，黃志輝.八軸機(jī)車軸箱三維結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及強(qiáng)度計(jì)算[J].內(nèi)燃機(jī)車，(2008)11-0015-03.

[2] 王義亮，謝友柏.四缸內(nèi)燃機(jī)機(jī)體結(jié)構(gòu)模態(tài)分析[J].內(nèi)燃機(jī)學(xué)報(bào)，(2002)01-0075-04.

[3] UIC 510-3 Wagons-Strength testing of 2 and 3-axle bogies on testing rig 1994.