基于ANSYS 的動車車輪強(qiáng)度分析?

李艷敏，葉小奔，張 偉

（蘭州交通大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，甘肅 蘭州 730070）

0 引言

車輪是鐵路機(jī)車車輛輪對的重要組成部分，輪對為車輪與車軸通過過盈配合實(shí)現(xiàn)連接，過盈量是過盈配合的重要考慮因素。過小的過盈量將使車輪與車軸不能實(shí)現(xiàn)可靠連接，而過大的過盈量將使車輪結(jié)構(gòu)強(qiáng)度不能滿足設(shè)計(jì)要求，導(dǎo)致結(jié)構(gòu)破壞，嚴(yán)重影響車輛的運(yùn)行安全，因此有必要對車輪進(jìn)行過盈配合強(qiáng)度評價(jià)。同時，鐵路機(jī)車車輛在運(yùn)行過程中車輪直接與鋼軌接觸，隨著列車速度的提高，車輪與鋼軌之間的各向沖擊載荷也相應(yīng)增大，其強(qiáng)度直接影響列車運(yùn)行的安全性及可靠性等［1］。文獻(xiàn)［2-4］對相關(guān)車輪進(jìn)行了靜強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度評定，但國內(nèi)車輪強(qiáng)度的研究很少針對高速動車組進(jìn)行，據(jù)此本文作者以CRH380BL動車組車輪為研究對象，按照TB／T 1718-2003《鐵道車輛輪對組裝技術(shù)條件》［5］對新車輪和磨耗車輪過盈配合強(qiáng)度進(jìn)行分析與評價(jià)，按照UIC 510-5-2003“Technical Approval of Solid Wheels”［6］并考慮輪軸過盈配合對新車輪和磨耗車輪進(jìn)行靜強(qiáng)度分析與評價(jià)。此研究將為同類車輪強(qiáng)度分析提供一定的參考依據(jù)。

1 過盈配合強(qiáng)度分析

過盈配合是機(jī)械行業(yè)普遍采用的一種配合方式，通過過盈量產(chǎn)生接觸面應(yīng)力，并依靠由接觸面產(chǎn)生的摩擦力來實(shí)現(xiàn)扭矩及軸向力等的傳遞，屬于典型的接觸分析問題。接觸分析一般分為兩類，即兩接觸表面剛度相差很大的剛體-柔體接觸和兩接觸表面剛度相近的柔體-柔體接觸?？紤]CRH380BL動車輪軸材質(zhì)及配合狀態(tài)，采用接觸分析中更為普遍存在的柔體-柔體接觸來建立有限元模型。

1.1 有限元模型的建立

CRH380BL動車車輪是直徑為Φ920mm（新車輪）或Φ830mm（磨耗車輪）的整體直輻板車輪，車輪踏面為LMA磨耗型踏面，輪輞厚度為135mm，輻板厚度為33mm，輪座直徑為Φ195mm，制動盤安裝孔直徑為Φ24mm。由于車輪結(jié)構(gòu)及載荷的軸對稱性，考慮輪軸配合關(guān)系，取車輪和局部車軸結(jié)構(gòu)的二分之一建立有限元模型，同時為了簡化計(jì)算，模型中忽略制動盤安裝孔及一些倒角等結(jié)構(gòu)。該車輪材質(zhì)為25CrMo4結(jié)構(gòu)鋼，車軸為EA4T車軸鋼，所建立的1／2車軸有限元模型如圖1所示。

圖1 1／2輪軸有限元模型

1.2 過盈配合強(qiáng)度分析結(jié)果

依據(jù)TB／T 1718-2003《鐵道車輛輪對組裝技術(shù)條件》規(guī)定，輪軸過盈配合的過盈量為輪座直徑的0.08%～0.15%。針對輪軸過盈配合情況，有關(guān)文獻(xiàn)［7-9］指出，隨著過盈配合過盈量的增大，輪軸接觸應(yīng)力也相應(yīng)增大，故本文取最大過盈量值對車輪過盈配合強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算分析，所得的車輪Von Mises應(yīng)力分布如圖2所示。

圖2 最大過盈量下車輪Von Mises應(yīng)力云圖

由圖2可知，在輪軸最大過盈量下，新車輪最大Von Mises應(yīng)力為323MPa，出現(xiàn)在輪轂孔兩端端部邊緣處；磨耗車輪最大Von Mises應(yīng)力為326MPa，也出現(xiàn)在輪轂孔兩端端部邊緣處；兩種車輪的最大Von Mises應(yīng)力均低于材料25CrMo4結(jié)構(gòu)鋼的彈性極限391MPa，故車輪過盈配合強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。

2 車輪靜強(qiáng)度分析

2.1 強(qiáng)度分析標(biāo)準(zhǔn)

車輪強(qiáng)度分析標(biāo)準(zhǔn)借鑒國際鐵路聯(lián)盟制定的UIC 510-5-2003 “Technical Approval of Solid Wheels”。

2.1.1 該標(biāo)準(zhǔn)下的載荷條件

依據(jù)動車組轉(zhuǎn)向架運(yùn)行狀態(tài)，對于安裝在動力軸上的車輪，需要考慮車輪直線運(yùn)行、曲線運(yùn)行及通過道岔3種工況時的不同載荷條件，具體的加載方式如圖3所示。

圖3 3種載荷工況下車輪加載示意圖

各種工況下載荷的計(jì)算方式為：

工況1（直線運(yùn)行）：Fz1=-1.25Qg；Fy1=0；

工況2（曲線運(yùn)行）：Fz2=-1.25Qg；Fy2=0.7Qg；

工況3（通過道岔）：Fz3=-1.25Qg；Fy3=-0.42Qg。

其中：Q為每個車輪作用在鋼軌上的平均質(zhì)量，即軸重的一半，CRH380BL動力轉(zhuǎn)向架軸重為17t，故Q=8 500kg；g為重力加速度，取9.8m／s2；Fz為垂向載荷；Fy為橫向載荷。

2.1.2 該標(biāo)準(zhǔn)下的評價(jià)準(zhǔn)則

車輪在直線運(yùn)行、曲線運(yùn)行及通過道岔3種工況下，其靜強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)及運(yùn)行要求的條件為車輪的最大Von Mises應(yīng)力應(yīng)低于材料的彈性極限。為了使分析結(jié)果更接近車輪的實(shí)際工作狀態(tài)，除UIC 510-5-2003規(guī)定的載荷外，還考慮了輪軸過盈配合過盈量對車輪靜強(qiáng)度的影響，本文取其過盈量的最大值進(jìn)行車輪靜強(qiáng)度評價(jià)。

2.2 車輪靜強(qiáng)度分析結(jié)果

由于車輪結(jié)構(gòu)和所承受載荷的對稱性，繼續(xù)使用圖1所建立的有限元模型，在考慮輪軸最大過盈量下，按照UIC 510-5-2003要求的車輪負(fù)荷加載位置將計(jì)算所得的各工況下的載荷值以集中力形式進(jìn)行載荷施加。

2.2.1 新車輪靜強(qiáng)度分析結(jié)果

上述3種工況下新車輪的應(yīng)力云圖如圖4所示。

圖4 新車輪Von Mises應(yīng)力云圖

由圖4可知，3種載荷工況下新車輪最大Von Mises應(yīng)力均出現(xiàn)在輪轂孔兩端端部邊緣處，直線工況和道岔工況的最大Von Mises應(yīng)力接近，分別為328MPa和333MPa，曲線工況受力最惡劣，其最大Von Mises應(yīng)力值達(dá)到350MPa，明顯高于直線和道岔工況下相應(yīng)的最大Von Mises應(yīng)力值，但各種載荷工況下車輪最大Von Mises應(yīng)力均低于材料的彈性極限（391MPa），且3種工況下車輪最大變形量以曲線運(yùn)行工況最大，其值為0.793mm，但對車輪整體結(jié)構(gòu)影響甚微。故在考慮輪軸最大過盈量下，新車輪靜強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)及使用要求。

2.2.2 磨耗車輪靜強(qiáng)度分析

由于磨耗車輪強(qiáng)度分析過程與新車輪基本一致，故文中不再列舉其應(yīng)力分布情況，只給出靜強(qiáng)度分析結(jié)果。表1為最大過盈量下磨耗車輪在3種工況下的最大Von Mises應(yīng)力及最大位移。

由表1可知，與新車輪類似，3種載荷工況下磨耗車輪最大Von Mises應(yīng)力仍出現(xiàn)在輪轂孔兩端端部邊緣處，雖然曲線工況最大Von Mises應(yīng)力值（374MPa）明顯高于直線工況和道岔工況下相應(yīng)的最大應(yīng)力值，但各種載荷工況下車輪最大Von Mises應(yīng)力均低于材料的彈性極限（391MPa），且3種工況下車輪最大變形量都對車輪整體結(jié)構(gòu)影響甚微。故考慮輪軸最大過盈量下磨耗車輪靜強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)及使用要求。

表1 3種工況下磨耗車輪最大Von Mises應(yīng)力及最大位移

3 結(jié)束語

本文以CRH380BL動車車輪為研究對象進(jìn)行強(qiáng)度分析。依據(jù)TB／T 1718-2003標(biāo)準(zhǔn)中輪軸過盈量的規(guī)定，在最大過盈量下，分析得到的CRH380BL動車新車輪及磨耗車輪最大Von Mises應(yīng)力均低于材料的彈性極限，故車輪過盈配合強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求；在考慮輪軸過盈配合下，按照UIC 510-5-2003的要求計(jì)算分析，結(jié)果表明3種載荷工況下兩種車輪的最大Von Mises應(yīng)力均低于材料的彈性極限，故車輪靜強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)及使用要求。分析結(jié)果可為輪軸結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計(jì)及后續(xù)分析等提供一定的參考依據(jù)。

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