基于有限元法的搖枕強度計算及結(jié)構(gòu)改進

楊志明，蔣全強 ，張艷兵 ，劉瑩

（1.鞍鋼股份有限公司技術(shù)改造部，遼寧 鞍山 114021；2.遼寧科技大學(xué)機械與自動化學(xué)院，遼寧 鞍山114051）

搖枕是連接車輛車體和轉(zhuǎn)向架的連接裝置，是轉(zhuǎn)向架的重要組成部分［1］。搖枕運行時的工況比較惡劣，在運行過程中容易出現(xiàn)裂紋甚至斷裂，進而造成較大危險及損失［2］。相關(guān)數(shù)據(jù)顯示，搖枕是轉(zhuǎn)向架中可靠性最差的零部件［3-4］。隨著重載鐵水車的發(fā)展，保證搖枕的安全至關(guān)重要，故對搖枕強度進行研究具有重要意義。

本文以彈簧元的形式考慮了搖枕兩側(cè)彈簧的支撐作用，在此基礎(chǔ)上建立了搖枕的三維有限元模型，對其進行了應(yīng)力分析。結(jié)合應(yīng)力分析結(jié)果，對搖枕局部進行了結(jié)構(gòu)改進，通過對改進前后的應(yīng)力分布結(jié)果進行對比，證明改進效果比較明顯。

1 搖枕應(yīng)力場的有限元分析

搖枕應(yīng)力場有限元分析分為模型建立和邊界條件處理等幾個步驟。

1.1 實體模型的建立

根據(jù)實際尺寸，利用Solidworks軟件，建立了搖枕的三維模型，如圖1所示。

1.2 材料屬性和彈簧剛度的確定

1.2.1 材料屬性

搖枕主體材料選擇為鑄造碳鋼，相關(guān)參數(shù)［5］如表1所示。

表1 材料參數(shù)

1.2.2 彈簧的剛度計算

根據(jù)彈簧剛度計算公式［6］：

式中，kF為彈簧剛度，N/mm；G 為切變模量，MPa；d為彈簧絲直徑，mm；D為彈簧中徑，mm；n為彈簧的有效圈數(shù)。

搖枕兩側(cè)實際彈簧布置為：共計24根彈簧，12個彈簧安置點，每個安置點各有兩根彈簧，以并聯(lián)方式安置。根據(jù)并聯(lián)彈簧剛度計算原則，將兩根彈簧剛度疊加等效為一根彈簧。經(jīng)計算，彈簧剛度取值為kF=1 000 N/mm。

1.3 分析模型的建立

根據(jù)搖枕模型具有對稱性，以及考慮其最大受力為受垂向載荷作用［7］，垂向載荷在搖枕上具有對稱性，為了簡化計算，取搖枕的二分之一模型進行計算。并根據(jù)實際受力情況，對搖枕的局部進行了簡化，簡化后的分析模型如圖2所示。有限元模型采用Solid45實體單元和COMBIN14彈簧—阻尼單元聯(lián)合使用，共計建立6個彈簧單元。網(wǎng)格劃分采用自由網(wǎng)格劃分，控制單元的邊長為0.015 m，共計劃分單元155 070個單元。

1.4 載荷施加

根據(jù)相關(guān)文獻及資料顯示，搖枕最大應(yīng)力是在受垂向載荷作用時發(fā)生的［7］，故本文對搖枕的受力情況進行分析時，只考慮其受垂向載荷。

垂向載荷工況：搖枕兩端通過彈簧支撐，彈簧下端施加全約束；垂直方向作用力F按實際的受力狀態(tài)將其以面載荷P的形式均勻的作用在心盤安裝面上，其中F值為一個轉(zhuǎn)向架承受的垂向靜載荷，其值等于轉(zhuǎn)向架軸重與軸數(shù)的乘積減去轉(zhuǎn)向架的自重［8］，并在其對稱面施加對稱載荷。

式中，F(xiàn)為一個轉(zhuǎn)向架承受的總載荷，N；G為軸重，t，G=55.63 t；H 為一個轉(zhuǎn)向架重量，t，H=6.8535 t；g為重力加速度。

經(jīng)計算可得：

根據(jù)公式：

式中，P為加在心盤上的壓力值，MPa；S為心盤面積。

1.5 結(jié)果分析

通過ANSYS軟件，對搖枕二分之一模型進行了靜力分析，其應(yīng)力分布如圖3所示。

從圖3看出，搖枕的最大應(yīng)力為199 MPa，小于其屈服極限248 MPa。搖枕的最大應(yīng)力出現(xiàn)在心盤座與搖枕交界處附近，且此處存在較大應(yīng)力突變。為了更好的觀察搖枕受力情況，做路徑圖，路徑應(yīng)力曲線如圖4所示。

圖4顯示，在心盤座與搖枕交界處附近，應(yīng)力發(fā)生了較大的突變，突變幅值在80 MPa左右，這種受力狀態(tài)很容易引起此處發(fā)生疲勞損壞，造成較大的危險及損失，故需對此處進行結(jié)構(gòu)改進，降低其應(yīng)力值及應(yīng)力突變。

2 結(jié)構(gòu)改進

針對心盤座與搖枕交界處出現(xiàn)的較大應(yīng)力突變現(xiàn)象，對其進行結(jié)構(gòu)改進，在此處增加半徑為25 mm的圓倒角，結(jié)構(gòu)改進后的模型如圖5所示。通過ANSYS軟件對改進后的模型進行應(yīng)力計算，其應(yīng)力如圖6所示。

從圖6可以看出，改進后模型最大應(yīng)力值為170 MPa，比原模型應(yīng)力值199 MPa降低14.6%。最大應(yīng)力值出現(xiàn)在漏沙口附近。為了更好的觀察搖枕受力情況，選取與圖3相同的路徑，做路徑圖曲線如圖7所示。

從圖7可以看出，改進后心盤座與搖枕交界處的應(yīng)力突變幅度較原模型明顯減少，突變幅值約為40 MPa，且突變處最大應(yīng)力值減小為144 MPa，較原模型突變處最大應(yīng)力值165 MPa降低了12.7%。證明改進是有效的。改進后的模型已應(yīng)用于實際工作中，應(yīng)用效果良好。

3 結(jié)語

（1）搖枕靜力強度計算結(jié)果表明，其應(yīng)力分布在1～199 MPa，小于材料的屈服極限248 MPa。通過路徑圖發(fā)現(xiàn)，心盤座與搖枕交界處應(yīng)力突變幅值為80 MPa，易引起材料疲勞損壞。

（2）對搖枕進行了結(jié)構(gòu)改進，在心盤座與搖枕交界處增加半徑為25 mm的圓倒角，并用ANSYS軟件對改進后的模型進行了應(yīng)力計算。通過計算發(fā)現(xiàn)，改進后的模型應(yīng)力分布為1～170 MPa，較原模型降低了14.6%；改進后的模型突變幅值由原來80 MPa降為40 MPa，較原模型降低50%，證明改進是有效的。

［1］ 夏祥春.基于有限元法的搖枕疲勞強度分析［J］.裝備制造技術(shù)，2012 （7）:17-19.

［2］王丹丹，謝基龍，王斌杰.基于實測載荷譜的轉(zhuǎn)K6轉(zhuǎn)向架搖枕的疲勞壽命仿真分析［J］.鐵道機車車輛，2008（2）:23-25.

［3］ 施治才，侯衛(wèi)星.貨車轉(zhuǎn)向架疲勞強度規(guī)范［M］.青島:鐵道部四方車輛研究所，1989.

［4］ T.Ghidini，C.Dalle Donne.Fatigue life predictions using fracture mechanics methods ［J］.Engineering Fracture Mechanics，2008（11）:1-15.

［5］ SCHIJVE J.Fatigue of structures and materials in the 20th Century and the state of the art ［J］.International Journal of Fatigue，2003（25）:679-702.

［6］ 濮良貴，紀(jì)名剛.機械設(shè)計［M］.北京：高等教育出版社，2006：397-398.

［7］ 姜建東.轉(zhuǎn)向架搖枕強度的計算及結(jié)構(gòu)優(yōu)化［J］.機車車輛工藝，2006（3）:4-6.

［8］廖永亮，卜繼玲，傅茂海.重載貨車轉(zhuǎn)向架搖枕有限元分析及結(jié)構(gòu)優(yōu)化［J］.鐵道機車車輛，2008（5）： 28-31.