中央牽引裝置強(qiáng)度仿真及試驗(yàn)對(duì)比研究

馮征，肖襄雨，張華麗，張國(guó)平

中央牽引裝置強(qiáng)度仿真及試驗(yàn)對(duì)比研究

馮征1，肖襄雨2，張華麗1，張國(guó)平1

（1.中車青島四方機(jī)車車輛股份有限公司，山東 青島 266111；2.西南交通大學(xué) 牽引動(dòng)力國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)，四川 成都 610031）

中央牽引裝置是連接車體和轉(zhuǎn)向架的專用裝置，在車輛系統(tǒng)中起到縱向牽引載荷傳遞、橫向限位等重要作用。本文依據(jù)EN13749對(duì)某動(dòng)車組中央牽引裝置進(jìn)行有限元分析，進(jìn)而對(duì)其進(jìn)行了靜強(qiáng)度和1000萬(wàn)次的疲勞強(qiáng)度試驗(yàn)，同時(shí)對(duì)比了有限元仿真和靜強(qiáng)度試驗(yàn)結(jié)果。計(jì)算分析結(jié)果表明，牽引裝置的靜強(qiáng)度結(jié)果都小于相應(yīng)材料的許用應(yīng)力，最大應(yīng)力出現(xiàn)在中心銷腹板折彎處304.60 MPa和牽引拉桿端頭處314.54 MPa；在Goodman曲線圖中進(jìn)行疲勞評(píng)估均落在包絡(luò)線內(nèi)，滿足疲勞評(píng)估要求；對(duì)比靜強(qiáng)度和有限元仿真結(jié)果，仿真和試驗(yàn)結(jié)果控制在20%以內(nèi)；對(duì)牽引裝置進(jìn)行1000萬(wàn)次疲勞試驗(yàn)后進(jìn)行無(wú)損檢測(cè)，無(wú)任何裂紋，滿足疲勞試驗(yàn)要求。

中央牽引裝置；有限元仿真；靜強(qiáng)度；疲勞強(qiáng)度

某型動(dòng)車組中央牽引裝置，上部通過(guò)中心銷和車體枕梁連接，下部通過(guò)牽引拉桿和轉(zhuǎn)向架連接，側(cè)面通過(guò)二系橫向減振器和轉(zhuǎn)向架連接。在車輛運(yùn)營(yíng)過(guò)程中，中央牽引裝置主要承受轉(zhuǎn)向架和車體之間的牽引制動(dòng)的縱向力，通過(guò)曲線時(shí)的橫向力以及橫向減振器載荷。因此，中央牽引裝置在車輛服役過(guò)程中起到舉足輕重的作用。

劉興龍等[1]利用Hyper Mesh和ANSYS建立了牽引拉桿的有限元模型，對(duì)其剛度和強(qiáng)度進(jìn)行了分析，在分析中考慮了結(jié)構(gòu)的材料非線性和接觸狀態(tài)非線性，驗(yàn)證了仿真的真實(shí)性；張會(huì)杰等[2]運(yùn)用CREO建模了牽引拉桿裝置，并運(yùn)用ABAQUS進(jìn)行強(qiáng)度分析，試驗(yàn)時(shí)采用模擬實(shí)際運(yùn)行安裝方案進(jìn)行工裝設(shè)計(jì)；陳日成[3]分析比較了單牽引拉桿裝置、雙牽引拉桿裝置和橡膠堆牽引裝置的優(yōu)缺點(diǎn)，得出應(yīng)根據(jù)不同使用環(huán)境及運(yùn)行特點(diǎn)選用不同結(jié)構(gòu)特征的有軌電車牽引組件；楊廣雪等[4]將牽引拉桿做成力傳感器元件，通過(guò)對(duì)重要典型工況進(jìn)行分析并編制牽引拉桿載荷譜，盡可能全面地反映高速列車牽引拉桿載荷的分布特性，研究結(jié)構(gòu)疲勞損傷的分布特性；胡明廣等[5]對(duì)牽引拉桿進(jìn)行靜強(qiáng)度分析和疲勞可靠性分析，基于--曲線正弦載荷激勵(lì)，按照累計(jì)損傷理論和雨流計(jì)數(shù)法，計(jì)算牽引拉桿的中位壽命，綜合結(jié)果可以得出，牽引拉桿發(fā)生疲勞破壞的部位是靜強(qiáng)度分析時(shí)應(yīng)力較大的部位；孫世仁等[6]分析了不同胚料及摩擦系數(shù)等因素對(duì)牽引拉桿鍛造成形的載荷、等效應(yīng)力及金屬流動(dòng)特性的影響，找出關(guān)聯(lián)關(guān)系，優(yōu)化工藝參數(shù)，運(yùn)用試驗(yàn)驗(yàn)證仿真結(jié)果正確；彭立群等[7]研究了中心銷板式牽引裝置，設(shè)計(jì)了新型系統(tǒng)加載試驗(yàn)方案，并與傳統(tǒng)牽引橡膠堆組對(duì)試驗(yàn)進(jìn)行分析對(duì)比，試驗(yàn)設(shè)計(jì)結(jié)果與實(shí)際工況結(jié)果基本一致，能準(zhǔn)確反映出牽引裝置的力學(xué)性能；張曉艷[8]依據(jù)UIC615研究了在超常縱向5加速度載荷作用下，不允許產(chǎn)生任何故障、可以產(chǎn)生永久變形的轉(zhuǎn)向架牽引裝置；杜子學(xué)等[9]研究了單軸轉(zhuǎn)向架跨坐式單軌車輛中如何選取合理的平衡拉桿與牽引拉桿剛度參數(shù)及安裝位置，通過(guò)仿真計(jì)算分析了牽引平衡裝置的參數(shù)對(duì)整車動(dòng)力學(xué)性能的影響，合理選取了滿足車輛最佳動(dòng)力學(xué)性能的牽引平衡裝置參數(shù)；顧磊[10]采用Pro/E建立簡(jiǎn)化模型，通過(guò)優(yōu)化模型參數(shù)，得出牽引拉桿剛度及橡膠節(jié)點(diǎn)剛度，經(jīng)對(duì)比得出相應(yīng)誤差結(jié)果并進(jìn)行分析。

本文主要是通過(guò)對(duì)中央牽引裝置的核心部件——中心銷和牽引拉桿進(jìn)行有限元仿真，然后進(jìn)行臺(tái)架試驗(yàn)，對(duì)比仿真和試驗(yàn)結(jié)果，從而驗(yàn)證仿真模型的準(zhǔn)確性和試驗(yàn)加載的有效性。

1 中央牽引裝置模型

中心銷的三維模型如圖1所示，上表面通過(guò)4個(gè)M30螺栓和車體枕梁連接，螺栓扭矩1100 N·m，同時(shí)設(shè)置有導(dǎo)柱止口，在中心銷的兩側(cè)設(shè)有橫向止檔裝置用來(lái)傳遞橫向載荷，同時(shí)橫向兩側(cè)設(shè)有橫向減振器座，以連接和轉(zhuǎn)向架構(gòu)架上的橫向減振器，中心銷最下方是牽引拉桿座，通過(guò)牽引拉桿和轉(zhuǎn)向架構(gòu)架的牽引拉桿座連接，從而傳遞縱向載荷，牽引拉桿三維模型如圖2所示。

圖1 中心銷三維模型

圖2 牽引拉桿三維模型

1.1 結(jié)構(gòu)材料屬性及驗(yàn)收準(zhǔn)則

中心銷和牽引拉桿的材料機(jī)械性能及抗疲勞性能如表1、表2所示。

表1 中心銷的材料機(jī)械性能及抗疲勞性能

表2 牽引拉桿的材料機(jī)械性能及抗疲勞性能

1.2 載荷工況的確定

依據(jù)UIC 615-4《動(dòng)力轉(zhuǎn)向架－轉(zhuǎn)向架和走行裝置－轉(zhuǎn)向架構(gòu)架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度試驗(yàn)》[11]及BS EN 13749《鐵路設(shè)施－轉(zhuǎn)向架結(jié)構(gòu)要求的規(guī)定》[12]的規(guī)定編制載荷工況，分為超常載荷工況和模擬運(yùn)營(yíng)工況。超常載荷是為了檢驗(yàn)在結(jié)構(gòu)在運(yùn)用過(guò)程中極少可能發(fā)生的最大載荷組合作用下有無(wú)產(chǎn)生永久變形的危險(xiǎn)；模擬運(yùn)營(yíng)載荷是為了檢驗(yàn)結(jié)構(gòu)在運(yùn)用過(guò)程中有可能發(fā)生的比較大的載荷組合作用下有無(wú)產(chǎn)生疲勞裂紋的危險(xiǎn)。中心銷的載荷工況組合如表3所示，由于牽引拉桿安裝在中心銷上，因此牽引拉桿載荷即中心銷縱向載荷。

表3 載荷工況組合（單位：kN）

注：根據(jù)文獻(xiàn)[12]的規(guī)定在方向進(jìn)行加載，表示載荷，數(shù)字下標(biāo)表示載荷大小不同，“-”號(hào)表示載荷方向相反。

1.3 結(jié)構(gòu)強(qiáng)度驗(yàn)收準(zhǔn)則

中央牽引裝置以金屬材料為主，其失效以塑性變形為標(biāo)志，故可采用第四強(qiáng)度理論來(lái)考核車體強(qiáng)度，選擇von Mises等效應(yīng)力評(píng)判車體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度。

von Mises等效應(yīng)力的表達(dá)式為：

強(qiáng)度評(píng)判條件為：

在本文中，超常載荷工況和模擬運(yùn)營(yíng)載荷工況條件下，結(jié)構(gòu)所有應(yīng)力應(yīng)小于相應(yīng)材料的屈服強(qiáng)度，試驗(yàn)中結(jié)構(gòu)局部及整體無(wú)永久變形。

疲勞強(qiáng)度驗(yàn)收標(biāo)準(zhǔn)采用Goodman-Smith疲勞極限圖，最大應(yīng)力的確定如圖3所示，確定步驟如下：

（4）

結(jié)構(gòu)疲勞強(qiáng)度考核采用ERRI B12/RP17中Goodman-Smith疲勞極限圖，當(dāng)結(jié)構(gòu)在各工況下的最小應(yīng)力和最大應(yīng)力均位于疲勞極限圖內(nèi)，則結(jié)構(gòu)疲勞強(qiáng)度滿足要求。

2 有限元仿真

2.1 有限元模型的建立

中心銷有限元模型采用實(shí)體單元、質(zhì)量單元、剛性單元等進(jìn)行劃分，共劃分單元445965個(gè)、節(jié)點(diǎn)數(shù)為100282個(gè)。中心銷結(jié)構(gòu)采用四面體實(shí)體單元進(jìn)行劃分，單元類型為Solid185。在分析過(guò)程中，中心銷采用剛體單元模擬，在枕梁上施加固定約束，首先在M30螺栓上施加11000 N的預(yù)緊力，在橫向止檔位置施加橫向載荷，縱向載荷施加在牽引座位置，減振器安裝座施加減振器載荷。

牽引拉桿有限元模型采用實(shí)體單元、質(zhì)量單元、剛性單元等進(jìn)行劃分，共劃分單元67063個(gè)、節(jié)點(diǎn)數(shù)為13396個(gè)。牽引拉桿結(jié)構(gòu)采用四面體實(shí)體單元進(jìn)行劃分，單元類型為Solid185。在分析過(guò)程中，牽引拉桿一端約束，另一端施加縱向力。

2.2 超常載荷靜強(qiáng)度仿真結(jié)果

按照表5中的工況載荷施加在中央牽引裝置有限元模型上，中心銷最大應(yīng)力發(fā)生在工況2，為304.60 MPa，位于中心銷腹板折彎處；牽引拉桿最大應(yīng)力發(fā)生在工況2，為314.54 MPa，位于牽引拉桿端頭。

得到有限元仿真結(jié)果如圖4、圖5所示、可以看出，中央牽引裝置在各超常載荷工況下，結(jié)構(gòu)的所有應(yīng)力均小于相應(yīng)材料的屈服強(qiáng)度。

圖4 中心銷局部應(yīng)力圖

圖5 牽引拉桿局部應(yīng)力圖

2.3 運(yùn)營(yíng)載荷靜強(qiáng)度仿真結(jié)果

在中央牽引裝置有限元模型上施加表3所示運(yùn)營(yíng)載荷工況；中心銷最大應(yīng)力發(fā)生在工況12，為85.140 MPa，位于中心銷腹板折彎處；牽引拉桿最大應(yīng)力發(fā)生在工況2，為62.73 MPa，位于牽引拉桿端頭。

將有限元仿真結(jié)果兩兩組合，繪入材料的Goodman-Smith疲勞極限圖中評(píng)估結(jié)構(gòu)疲勞強(qiáng)度，如圖6、圖7所示。可以看出，各應(yīng)力點(diǎn)的峰值和谷值均應(yīng)落在疲勞極限圖范圍之內(nèi)，因此中央牽引裝置滿足疲勞強(qiáng)度的要求。

3 中央牽引裝置靜強(qiáng)度試驗(yàn)

3.1 試驗(yàn)裝置

試驗(yàn)盡可能地模擬結(jié)構(gòu)在實(shí)際運(yùn)用過(guò)程中的受力情況。中心銷采用倒扣方式安裝在地面上，約束和實(shí)際約束方式相同，并且連接螺栓達(dá)相同扭矩，牽引拉桿兩端選擇壓裝牽引拉桿節(jié)點(diǎn)。試驗(yàn)中載荷通過(guò)液壓作動(dòng)器施加。中央牽引裝置強(qiáng)度試驗(yàn)照片如圖8、圖9所示。

圖6 中心銷疲勞極限圖

圖7 牽引拉桿疲勞極限圖

圖8 中心銷試驗(yàn)照片

3.2 超常載荷靜強(qiáng)度試驗(yàn)結(jié)果

按照表3所示工況載荷施加在中央牽引裝置上進(jìn)行靜強(qiáng)度試驗(yàn)，最終得到關(guān)鍵測(cè)點(diǎn)應(yīng)力結(jié)果，將其與有限元仿真結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，如圖10、圖11所示。

圖9 牽引拉桿試驗(yàn)照片

圖10 中心銷超常載荷試驗(yàn)仿真對(duì)比

圖11 牽引拉桿超常載荷試驗(yàn)仿真對(duì)比

可以看出，中央牽引裝置在超常載荷工況下靜強(qiáng)度的有限元仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果相差較小，應(yīng)力值較小測(cè)點(diǎn)應(yīng)力值相差20%以內(nèi)，應(yīng)力值較大測(cè)點(diǎn)應(yīng)力值相差10%以內(nèi)。

3.3 運(yùn)營(yíng)載荷靜強(qiáng)度試驗(yàn)結(jié)果

按表3所示的工況載荷施加在中央牽引裝置上，得到各測(cè)點(diǎn)在各種工況下的應(yīng)力，將各測(cè)點(diǎn)的最大應(yīng)力繪制柱狀圖，如圖12、圖13所示。

圖12 中心銷測(cè)點(diǎn)柱狀圖

圖13 牽引拉桿測(cè)點(diǎn)柱狀圖

將各工況的試驗(yàn)結(jié)果兩兩組合，繪入材料的Goodman-Smith疲勞極限圖中，評(píng)估結(jié)構(gòu)疲勞強(qiáng)度，如圖14、圖15所示，可以看出，各應(yīng)力點(diǎn)的峰值和谷值均應(yīng)落在疲勞極限圖范圍之內(nèi)，因此中央牽引裝置滿足疲勞強(qiáng)度的要求。

4 中央牽引裝置疲勞強(qiáng)度試驗(yàn)

疲勞強(qiáng)度試驗(yàn)方法參照UIC 615-4《動(dòng)力轉(zhuǎn)向架－轉(zhuǎn)向架和走行裝置－轉(zhuǎn)向架構(gòu)架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度試驗(yàn)》的規(guī)定執(zhí)行。疲勞試驗(yàn)分3個(gè)階段，第一階段600萬(wàn)次、第二階段200萬(wàn)次、第三階段200萬(wàn)次。在各動(dòng)態(tài)試驗(yàn)循環(huán)階段，加載循環(huán)次數(shù)為20次，載荷加載頻率1～6 Hz，組合方式如圖16所示，試驗(yàn)載荷工況如表4所示。

圖14 中心銷疲勞極限圖

圖15 牽引拉桿疲勞極限圖

圖16 載荷歷程曲線圖

表4 中央牽引裝置疲勞試驗(yàn)載荷

試驗(yàn)開(kāi)始之前必須進(jìn)行無(wú)損檢測(cè)；在疲勞試驗(yàn)第1階段600萬(wàn)次完成后需對(duì)被試件進(jìn)行無(wú)損檢測(cè)，檢查是否有裂紋產(chǎn)生；在疲勞試驗(yàn)第2階段200萬(wàn)次（共計(jì)800萬(wàn)次）完成后對(duì)被試件進(jìn)行無(wú)損檢測(cè)，檢查是否有裂紋產(chǎn)生；在疲勞試驗(yàn)第3階段200萬(wàn)次（共計(jì)1000萬(wàn)次）完成后對(duì)被試件進(jìn)行無(wú)損檢測(cè)，檢查是否有裂紋產(chǎn)生。

通過(guò)中央牽引裝置的靜強(qiáng)度試驗(yàn)驗(yàn)結(jié)果可以看出，在各超常載荷工況下，各測(cè)點(diǎn)應(yīng)力均小于相應(yīng)材料的屈服強(qiáng)度，且試驗(yàn)中結(jié)構(gòu)局部及整體無(wú)永久變形，在各運(yùn)營(yíng)載荷工況下，各測(cè)點(diǎn)應(yīng)力均小于相應(yīng)材料的許用應(yīng)力，且試驗(yàn)中結(jié)構(gòu)局部及整體無(wú)永久變形。中央牽引裝置經(jīng)過(guò)疲勞強(qiáng)度試驗(yàn)未產(chǎn)生裂紋，滿足疲勞強(qiáng)度要求。

5 小結(jié)

通過(guò)中心銷和牽引拉桿的有限元仿真及試驗(yàn)結(jié)果可以看出，在各超常載荷工況下，結(jié)構(gòu)的所有應(yīng)力均小于相應(yīng)材料的屈服強(qiáng)度，在各運(yùn)營(yíng)載荷工況下，結(jié)構(gòu)的所有應(yīng)力均小于相應(yīng)材料的許用應(yīng)力；中心銷和牽引拉桿滿足疲勞強(qiáng)度的要求。

本文根據(jù)中央牽引裝置的有限元仿真和試驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行仿真對(duì)比，可以看出有限元仿真結(jié)果與試驗(yàn)結(jié)果十分接近，說(shuō)明有限元仿真和試驗(yàn)得出的結(jié)果對(duì)于實(shí)際運(yùn)用情況而言均有參考價(jià)值，且可以相互對(duì)比驗(yàn)證。由于試驗(yàn)成本較高，在未來(lái)有關(guān)中央牽引裝置的靜強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度試驗(yàn)之前，完全可以先通過(guò)有限元仿真進(jìn)行結(jié)果預(yù)估，再進(jìn)行試驗(yàn)驗(yàn)證。

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Strength Simulation and Strength Test Comparison of Central Traction Device

FENG Zheng1，XIAO Xiangyu2，ZHANG Huali1，ZHANG Guoping1

(1.CRRC Qingdao Sifang Co., Ltd., Qingdao266111, China; 2. State Key Laboratory of Traction Power, Southwest Jiaotong University, Chengdu 610031, China)

The central traction device is used to connect the car body and bogie, which can transmit the longitudinal traction loads and limit the lateral displacement. This paper conducted the finite element analysis for the central traction device of a certain type of EMU based on EN13749, then the static strength and 10 million times of fatigue strength test were carried out, with the comparison between the results of simulation and test. The simulation results demonstrate that the static strength stress of the central traction device are less than its allowable stress, where the maximum stress of the structure are in the web bending place with 304.6 MPa and the top of the traction rod with 314.54 MPa. The fatigue assessment is carried out in Goodman curve, which falls within the envelope and meets the requirements of fatigue assessment. In addition, the comparison illustrates that the error between the results of the test and the simulationare in the range of 20%. Finally, the non-destructive detection was conducted for the 10 million fatigue test of the central traction device, and no cracks were found, proving that the device can reach the fatigue test requirement.

central traction device；finite element analysis；static strength；fatigue strength test

TP391.9

A

10.3969/j.issn.1006-0316.2022.04.006

1006-0316 (2022) 04-0031-07

2021-05-13

中國(guó)鐵路總公司科技研究開(kāi)發(fā)計(jì)劃課題（P2018J003-1）

馮征（1989－），男，山東泰安人，碩士研究生，主要研究方向?yàn)閯?dòng)車組轉(zhuǎn)向架檢修技術(shù)，E-mail：17789605207@163.com；肖襄雨（1997－），女，湖北襄陽(yáng)人，碩士研究生，主要研究方向?yàn)檩唽?duì)耐久性仿真與試驗(yàn)研究；張華麗（1980－），女，河南周口人，碩士研究生，主要研究方向?yàn)閯?dòng)車組轉(zhuǎn)向架檢修技術(shù)；張國(guó)平（1986－），男，四川南充人，高級(jí)工程師，主要研究方向?yàn)閯?dòng)車組轉(zhuǎn)向架設(shè)計(jì)及檢修技術(shù)。