42 t軸重重載車輪優(yōu)化設計

賈月靜

（太原重工軌道交通設備有限公司技術(shù)中心，山西 太原 030032）

重載運輸是世界上鐵路運輸發(fā)展的重要趨勢，可顯著提高運輸效率，特別是在幅員遼闊、礦產(chǎn)資源豐富的國家有著迫切的需求。目前，重載貨運技術(shù)居于世界前列的國家澳大利亞，已經(jīng)開始應用40 t軸重貨運技術(shù)[1]。

車輪作為貨車關(guān)鍵走行部件，隨著貨車速度和軸重的增加，車輪的熱應力和機械應力也相應增加，這就要求車輪具有良好的承載能力及抗熱裂性能[2]。

國外某客戶為了降低運輸成本，提出了42 t軸重車輪的需求。本文根據(jù)已有重載車輪設計經(jīng)驗，進行了42 t軸重車輪的設計優(yōu)化，并采用AAR S-660、EN13979-1標準對其進行熱機械強度及疲勞強度評估，確保設計輪型具有良好的安全可靠性。

1 車輪結(jié)構(gòu)優(yōu)化設計

1.1 設計輸入?yún)?shù)

根據(jù)客戶要求，所設計車輪為踏面制動，軸重42t，最大運行速度80 km/h，車輪滾動圓直徑為970mm，磨耗到限直徑為890 mm。

1.2 輻板結(jié)構(gòu)設計

研究表明，S形輻板車輪比直輻板車輪具有更大的承載能力和更好的抗熱裂性能[3-4]，因此將輻板結(jié)構(gòu)設計為S形，初始方案設計如圖1所示。

1.3 車輪強度校核

AAR S-660標準是美國鐵路協(xié)會關(guān)于貨車車輪分析評價的標準，其對機械載荷及熱制動載荷均有定義。該標準沒有絕對的評判依據(jù)，一般是將應力結(jié)果與直徑及承載力較為接近的輪型結(jié)果進行對比，若新設計輪型若應力水平與對比輪型應力水平相當，則認為新設計輪型滿足工況要求。因此，本文依據(jù)AAR S-660標準對該設計方案進行靜強度及熱機械強度的校核，并將計算結(jié)果與某運用良好的同直徑車輪（Φ920 mm，軸重35.7 t，后續(xù)稱“對比車輪”）計算結(jié)果進行對比。

1.3.1 計算模型

由于車輪為軸對稱結(jié)構(gòu)，因此取一半模型進行有限元分析。選擇SOLID70單元進行溫度場分析，選擇SOLID185單元進行靜強度、熱機械強度分析，有限元模型如圖2所示。

圖2 AAR S-660有限元模型

1.3.2 材料參數(shù)

所有材料參數(shù)均依據(jù)AAR S-660標準中8.0節(jié)，見下頁表1。

表1 材料參數(shù)

1.3.3 邊界約束及工況

根據(jù)AAR S-660標準，對輪轂孔半徑2.54 cm的節(jié)點進行位移約束，加載位置及數(shù)值如表2所示。

表2 加載位置及數(shù)值

1.3.4 計算結(jié)果

經(jīng)過對新輪及磨耗到限車輪的計算，輻板應力結(jié)果如表3所示，溫度及輻板應力云圖如圖3、圖4所示。

表3 AAR S-660標準下車輪輻板等效應力 kps i

圖3 磨耗輪溫度（℉）場分布

圖4 磨耗輪TH工況下應力（ps i）分布

圖5 磨耗輪V2+TH工況

從表3可以看出，初次設計輪型其磨耗到限狀態(tài)的最大應力比對比車輪高12.6 kpsi，因此仍有優(yōu)化空間。

1.4 車輪輻板優(yōu)化

基于初始設計方案的有限元分析結(jié)果，對車輪輻板形狀進行了一系列優(yōu)化設計，圖6為輪型優(yōu)化設計過程，表4為車輪磨耗到限狀態(tài)時各設計方案的輻板應力及溫度場結(jié)果。

圖6 輪型優(yōu)化設計示意圖

表4 各設計方案輻板應力結(jié)果及車輪溫度場結(jié)果

從圖6及表4結(jié)果可以看出，降低輪轂側(cè)輻板或提高輪輞側(cè)輻板，均有利于降低車輪的整體應力水平，隨著輪轂側(cè)輻板與輪輞側(cè)輻板落差的增大，車輪應力水平逐漸降低。第二次與第三次優(yōu)化設計方案應力水平相當，均低于對比車輪應力。

2 疲勞強度評估

車輪在運行過程中，不只承受重載帶來的嚴苛制動熱應力，在經(jīng)歷直線、曲線、道岔等工況時，其各點的應力呈交變應力狀態(tài)，屬于多軸疲勞[5]，因此有必要對車輪的疲勞強度進行評估。目前國際上普遍采用EN13979-1標準進行車輪的疲勞強度評估。

2.1 計算模型

根據(jù)實際經(jīng)驗，車輪磨耗到限狀態(tài)比新造狀態(tài)更危險，因此以磨耗到限車輪為有限元分析對象，取1/2車輪和1/4車軸建立實體模型，選用SOLID185實體單元劃分網(wǎng)格；選用面對面接觸單元CONTA174及目標單元TARGE170進行輪軸過盈配合部位的接觸模擬，通過接觸單元實常數(shù)設置過盈量。有限元模型如圖7所示。

圖7 EN13979-1有限元模型

2.2 加載及約束

車輪分別會經(jīng)歷直線、曲線、道岔3種工況，各工況輪軌力以集中力的方式被施加在踏面上，關(guān)于輪軌力，在EN13979-1中已有明確說明，此處不再贅述。在輪軸對稱面上施加對稱約束，在輪座內(nèi)側(cè)車軸截面上施加限制x、y、z位移約束。

2.3 計算結(jié)果

在靜強度的基礎上，對結(jié)果數(shù)據(jù)進行編程，得到兩種設計方案的疲勞強度，其靜強度及疲勞強度結(jié)果如表5、圖8、圖9所示。

圖8 ?σ11應力（Pa）對比

圖9 ?σ22應力（Pa）對比

表5 車輪初始設計方案靜強度計算結(jié)果 MPa

從表5可以看出，第三次設計方案的靜強度及疲勞強度均有所降低。從制造角度看，第三次設計方案將轂徑處的角度由11°改為13°，更適合鍛造生產(chǎn)。因此，無論是從熱機械性能、疲勞強度還是制造方面考慮，第三次設計方案均為最優(yōu)方案。

3 結(jié)論

1）采用AAR標準與EN標準相結(jié)合的方法對車輪結(jié)構(gòu)進行評估，本設計結(jié)構(gòu)具有良好的熱機械強度及疲勞強度。

2）通過一系列的優(yōu)化設計，有效降低了車輪應力水平，得到車輪輻板各部位參數(shù)對車輪應力的影響規(guī)律，為后續(xù)車輪設計提供一定的參考。