160 km/h工程車車輪熱負(fù)荷研究及強度分析

胡飛飛， 黃志輝， 朱紅軍， 苗 武， 王 敏

(1.西南交通大學(xué) 牽引動力國家重點實驗室，四川 成都 610031；2.寶雞中車時代工程機械有限公司 技術(shù)研發(fā)中心，陜西 寶雞 721003)

0 引言

160 km/h工程車一般單獨編組運行，有時亦可掛車編組運行。因此，該車車輪既可以滿足高速運行、又能承受大軸重。為保證制動的可靠性，車輪采用雙側(cè)踏面制動?，F(xiàn)以工程車車輪的三維模型為研究對象，運用有限元方法，對車輪進(jìn)行了熱負(fù)荷及強度分析。

1 車輪有限元模型的建立

車輪輻板為S型，新造車輪直徑為915 mm，磨耗到限車輪直徑為845 mm。參照設(shè)計圖紙，首先用CATIA軟件建立車輪三維模型，然后利用HyperMesh軟件進(jìn)行網(wǎng)格劃分。有限元模型采用六面體單元[1]進(jìn)行離散，網(wǎng)格大小為5 mm[2-3]。輪徑為915 mm的車輪有限元模型共有308 929個節(jié)點和293 184個單元。車輪有限元模型如圖1所示。

圖1 車輪有限元模型(輪徑915 mm)

車輪與車軸通過過盈配合連接，所以采用CONTACT173和TARGE170接觸單元模擬輪軸之間的過盈配合[4-5]。

2 車輪熱負(fù)荷分析

2.1 車輪材料屬性

熱負(fù)荷計算所需參數(shù)如表1所示。

表1 車輪熱負(fù)荷計算所需參數(shù)

2.2 熱負(fù)荷計算的載荷及邊界條件

對于車輪熱分析只需確定2類邊界條件，分別是：第二類邊界條件，即車輪踏面上的熱流密度函數(shù)；第三類邊界條件，與車輪相接觸的流體介質(zhì)，即空氣的溫度和換熱系數(shù)[6-7]。圖2為熱分析的邊界條件。

圖2 車輪熱負(fù)荷邊界條件

2.2.1 熱流密度

為簡化計算，假設(shè)摩擦產(chǎn)生熱量全部被閘瓦和車輪踏面吸收，并且熱量在整個與閘瓦摩擦的車輪踏面周向上均勻輸入[6]。由摩擦功率法可得熱流密度計算公式

(1)

式中,η為能量分配系數(shù)；F為踏面和閘瓦作用所產(chǎn)生的滑動摩擦力；v(t)為車輪瞬時速度；Sf為閘瓦在踏面上旋轉(zhuǎn)一周掃過的面積。

2.2.2 對流換熱系數(shù)

影響車輪表面對流換熱系數(shù)大小的主要因素是車輪的運行速度，對流換熱系數(shù)采用以下經(jīng)驗公式[7]

h=0.382 8+14.39v(t)

(2)

2.3 輪徑對車輪熱負(fù)荷的影響

工程車車輪采用磨耗型踏面，車輪使用時間越長，輪徑會越小。而輪徑大小不僅影響熱輸入(輪徑越大，Sf值越大)，還會影響車輪的熱輸出(輪徑越大，散熱面積越大)。為綜合研究輪徑對車輪熱負(fù)荷的影響，選取了輪徑分別為915、895、865、845 mm的車輪進(jìn)行熱分析。

初始條件：制動初速度為160 km/h，制動缸壓力為420 kPa，環(huán)境溫度為24 ℃。

圖3～圖6為不同輪徑車輪達(dá)到最高溫度時車輪溫度分布云圖。圖7為不同輪徑車輪溫度隨時間變化關(guān)系。

圖3 915 mm車輪最高溫度

圖4 895 mm車輪最高溫度

圖5 865 mm車輪最高溫度

圖6 845 mm車輪最高溫度

圖7 不同輪徑車輪溫度隨時間的變化關(guān)系

由圖3～圖7可知：

(1)在任意時刻，溫度場中的最高溫度均在車輪踏面上；在車輪制動26 s左右，車輪溫度達(dá)到最高，隨后溫度逐漸下降。

(2)在同樣初始條件下，車輪輪徑越小，車輪踏面所達(dá)到的最高溫度越高。由式(1)可知，小輪徑車輪的熱流密度更大，但是散熱面積卻更小。所以在相同初始條件下，小輪徑車輪所達(dá)到的溫度更高。

2.4 制動缸壓力對車輪熱負(fù)荷的影響

制動缸壓力的大小對車輪熱負(fù)荷計算有著2方面的影響：一是影響踏面與車輪之間摩擦力的大小，制動壓力越大，摩擦力越大；二是影響制動的時間，制動壓力越大，制動時間越短。為研究制動缸壓力對車輪熱負(fù)荷的影響，選取了制動缸壓力分別為420、430、440、450 kPa對車輪進(jìn)行熱分析。

初始條件：制動初速為160 km/h，車輪輪徑845 mm，環(huán)境溫度為24 ℃。

圖8～圖11為不同制動缸壓力下車輪達(dá)到最高溫度時車輪的溫度分布云圖。圖12為不同制動缸壓力下車輪溫度隨時間的變化關(guān)系。

圖8 制動缸壓力420 kPa

圖9 制動缸壓力430 kPa

圖10 制動缸壓力440 kPa

圖11 制動缸壓力450 kPa

圖12 不同制動缸壓力下車輪溫度隨時間的變化關(guān)系

由圖8～圖12可知：在相同的初始條件下，隨著制動缸壓力的不斷增大，車輪所達(dá)到的最高溫度基本相同，但是車輪達(dá)到最高溫度所用時間更短，其后的溫度下降會更快。即制動缸壓力越大，溫度上升越快，溫度下降也越快。

2.5 環(huán)境溫度對車輪熱負(fù)荷的影響

工程車在不同天氣下運行時，車輪制動的環(huán)境溫度則會有所不同。為研究環(huán)境溫度對車輪熱負(fù)荷的影響，選取了初始溫度分別為24、30、35、40 ℃對車輪進(jìn)行熱分析。

初始條件：制動初速度為160 km/h，制動缸壓力為450 kPa，車輪輪徑為845 mm。

圖13～圖16為不同初始溫度下車輪達(dá)到最高溫度時的溫度分布云圖。圖17為不同環(huán)境溫度下車輪溫度隨時間的變化關(guān)系。

圖13 環(huán)境溫度24 ℃

圖14 環(huán)境溫度30 ℃

圖15 環(huán)境溫度35 ℃

圖16 環(huán)境溫度40 ℃

圖17 不同環(huán)境溫度下車輪溫度隨時間的變化關(guān)系

由圖13～圖17可知：在相同初始條件下，隨著環(huán)境溫度在24～40 ℃的變化范圍內(nèi)不斷升高，車輪的最高溫度基本相同，但是達(dá)到最高溫度所用時間更短，其后溫度下降會更快。

3 機械載荷作用下車輪強度計算

車輪結(jié)構(gòu)靜強度分析的載荷及載荷工況由UIC 510-5[8]和EN 13979-1[9]2個標(biāo)準(zhǔn)確定。

3.1 載荷及邊界條件

載荷計算所需參數(shù)見表2。

表2 載荷計算基本參數(shù)

車輪強度分析的基礎(chǔ)載荷為：

(1)靜輪重,P0=11.5×9.81=112.82 kN。

(2)最大過盈量Δ為0.309 mm。

根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)擬定了4種運行工況，分別為超常運行工況、直線運行工況、曲線運行工況和道岔運行工況。車輪載荷加載示意圖如圖18所示。工況及載荷大小如表3所示。

圖18 車輪載荷加載示意圖(單位：mm)

表3 車輪強度計算工況

由于計算的車輪是一個對稱的旋轉(zhuǎn)體，因此強度分析時可以任選一個截面進(jìn)行加載計算。載荷加載采用結(jié)點加載，即選擇載荷作用部位為中心的結(jié)點進(jìn)行集中力加載。約束加載為固定位于輪緣內(nèi)側(cè)車軸截面上的所有結(jié)點[10]。

3.2 車輪在機械載荷作用下強度的計算結(jié)果

3.2.1 輪徑915 mm車輪強度計算結(jié)果

4種工況下輪徑為915 mm車輪的靜強度計算結(jié)果如圖19～圖22所示。

圖19 915 mm車輪超常工況應(yīng)力云圖

圖20 915 mm車輪直線工況應(yīng)力云圖

圖21 915 mm車輪曲線工況應(yīng)力云圖

圖22 915 mm車輪道岔工況應(yīng)力云圖

3.2.2 輪徑845 mm車輪強度計算結(jié)果

4種工況下輪徑845 mm車輪靜強度計算結(jié)果如圖23～圖26所示。

圖23 845 mm車輪超常工況應(yīng)力云圖

圖24 845 mm車輪直線工況應(yīng)力云圖

圖25 845 mm車輪曲線工況應(yīng)力云圖

圖26 845 mm車輪道岔工況應(yīng)力云圖

由圖19～圖26可知：

(1)車輪最大應(yīng)力位置均出現(xiàn)在輪轂孔附近。

(2)相同工況下，磨耗到限車輪(輪徑845 mm)的最大應(yīng)力值總是高于新造車輪(輪徑915 mm)。

(3)在超常運行工況下，磨耗到限車輪的應(yīng)力值最大，其值為289.84 MPa，但并未超過標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的許用應(yīng)力值355 MPa。

4 熱負(fù)荷對車輪強度的影響

4.1 熱載荷作用下車輪的強度計算結(jié)果

由第3.2.2節(jié)可知，在相同機械載荷作用下，磨耗到限車輪的最大應(yīng)力總是大于新造車輪。所以本節(jié)只分析磨耗到限車輪在熱載荷作用下的計算結(jié)果。

從車輪溫度場分析可知，當(dāng)熱分析初始條件為制動初速度160 km/h、制動缸壓力450 kPa、環(huán)境溫度40 ℃時，提取該條件下車輪溫度最高時刻熱負(fù)荷計算結(jié)果，以此為熱載荷基礎(chǔ)，計算車輪在熱載荷作用下的應(yīng)力結(jié)果，如圖27～圖30所示。

圖27 熱載荷作用下845 mm車輪超常工況應(yīng)力云圖

圖28 熱載荷作用下845 mm車輪直線工況應(yīng)力云圖

圖29 熱載荷作用下845 mm車輪曲線工況應(yīng)力云圖

圖30 熱載荷作用下845 mm車輪道岔工況應(yīng)力云圖

可以看出，車輪僅在熱載荷作用下熱應(yīng)力的分布規(guī)律與溫度場的分布規(guī)律是一致的。溫度越高的區(qū)域，熱應(yīng)力計算結(jié)果也就越大，車輪應(yīng)力從輪轂孔位置逐漸向踏面位置增大。

4.2 熱-機載荷共同作用下車輪強度計算結(jié)果

采用間接耦合法對磨耗到限車輪進(jìn)行熱-機耦合分析，即不用新建有限元模型，磨耗到限車輪的熱分析完成后，在ANSYS前處理模塊中將熱分析的有限元模型轉(zhuǎn)換為結(jié)構(gòu)分析模型，單元類型從SOLID70轉(zhuǎn)換為SOLID45即可[11]。熱載荷的施加方式與4.1節(jié)相同，機械載荷的施加方式與3.1節(jié)相同。車輪在熱載荷與機械載荷共同作用下強度計算結(jié)果如圖31～圖34所示。

圖31 熱-機載荷作用下845 mm車輪超常工況應(yīng)力云圖

圖32 熱-機載荷作用下845 mm車輪直線工況應(yīng)力云圖

圖33 熱-機載荷作用下845 mm車輪曲線工況應(yīng)力云圖

圖34 熱-機載荷作用下845 mm車輪道岔工況應(yīng)力云圖

將圖31～圖34與圖23～圖30的計算結(jié)果進(jìn)行對比可知：

(1)熱載荷與機械載荷共同作用下，車輪的最大應(yīng)力位置均出現(xiàn)在車輪踏面位置處，該位置也是車輪溫度最高的地方。

(2)在熱載荷與機械載荷共同作用下，超常、直線、曲線和道岔工況的最大應(yīng)力值大幅提高，增幅分別為35.5%、36.9%、37.4%和35.9%，平均增幅達(dá)36.4%。

(3)超常工況下車輪應(yīng)力值最大，其值為392.6 MPa，并未超過屈服應(yīng)力值418 MPa。

5 結(jié)論

通過以上對160 m/h工程車轉(zhuǎn)向架車輪進(jìn)行的熱負(fù)荷分析及強度分析，得到以下結(jié)論：

(1)在相同初始計算條件下，車輪輪徑越大，車輪踏面所達(dá)到的最高溫度越小；制動缸壓力越大、環(huán)境溫度越高，車輪達(dá)到最高溫度所用時間越短，其后溫度下降更快。

(2)相同工況下，磨耗到限車輪的應(yīng)力值總是大于新造車輪；未考慮熱載荷作用時，磨耗到限車輪在超常工況下的應(yīng)力值最大，其位置出現(xiàn)在輪轂孔附近。

(3)熱載荷對車輪強度的影響表現(xiàn)在2個方面：一是影響最大應(yīng)力的位置，車輪的最大應(yīng)力位置不再是輪轂孔附近，而是出現(xiàn)在車輪踏面上，除輪轂過盈配合面外，車輪應(yīng)力從踏面向輪轂位置逐漸減小；二是影響最大應(yīng)力的數(shù)值，考慮熱應(yīng)力后車輪在4種工況下的最大應(yīng)力值平均增幅達(dá)36.4%。

(4)在最惡劣的計算工況下，車輪最大應(yīng)力值雖未超過其許用應(yīng)力，能滿足強度要求,但是在進(jìn)行熱負(fù)荷分析時引用了許多經(jīng)驗公式，計算結(jié)果難免出現(xiàn)誤差，而且仿真結(jié)果缺少實驗驗證。相關(guān)結(jié)論可為工程車熱負(fù)荷和強度分析提供參考，后續(xù)還需結(jié)合實驗內(nèi)容才能得出更為可靠的結(jié)論。