熔模鑄造機(jī)車車鉤工作應(yīng)力與疲勞壽命仿真

郭志啟,龔海軍,李福軍,高正源,孫鵬飛,鐘發(fā)勇

(1.重慶交通大學(xué)機(jī)電與車輛工程學(xué)院,重慶 400047;2.天長市興宇交通裝備科技有限公司,安徽 滁州 239300)

0 引言

車鉤是列車車廂之間及車廂與機(jī)車連接最重要的零部件之一,起到串聯(lián)列車并保證安全運(yùn)行的作用。車鉤傳遞相鄰車輛所受的拉、壓動(dòng)載荷,當(dāng)列車啟動(dòng)或制動(dòng)時(shí),相鄰兩車廂之間的車鉤裝置會(huì)出現(xiàn)較大的縱向沖擊。如縱向瞬時(shí)應(yīng)力超過車鉤限值,將破壞車鉤裝置甚至車廂結(jié)構(gòu),導(dǎo)致嚴(yán)重事故;如長期使用,則車鉤在交變動(dòng)載荷作用下容易疲勞,形成疲勞斷裂導(dǎo)致安全事故。

鑒于車鉤鑄件的重要性,熔模鑄造生產(chǎn)必須保證車鉤具有足夠的強(qiáng)度和疲勞壽命[1-2],為此學(xué)者們對(duì)車鉤疲勞性能進(jìn)行了大量研究。為預(yù)測(cè)車鉤疲勞壽命,田長亮等[3]采用旋轉(zhuǎn)彎曲疲勞試驗(yàn),測(cè)定了3種不同強(qiáng)韌性匹配的25MnCrNiMoA鋼的疲勞極限,研究表明,強(qiáng)韌性對(duì)重載車鉤材料的高周疲勞行為影響顯著。孟慶民等[4]對(duì)貨車的20個(gè)服役車鉤鉤舌進(jìn)行了裂紋擴(kuò)展過程的全程監(jiān)測(cè),基于95%存活率和90%置信度得出了剩余壽命與對(duì)應(yīng)的裂紋長度關(guān)系。朱濤等[5]將基于線路實(shí)測(cè)得到的載荷譜作為重載貨車車鉤服役環(huán)境,進(jìn)行疲勞臺(tái)架試驗(yàn),基于假設(shè)分布對(duì)車鉤退化數(shù)據(jù)進(jìn)行擬合,得到了壽命預(yù)測(cè)圖。

通過疲勞試驗(yàn)來研究車鉤的疲勞裂紋擴(kuò)展和壽命具有直觀、準(zhǔn)確的優(yōu)點(diǎn),但也費(fèi)時(shí)費(fèi)力,通過理論與仿真結(jié)合的方式來估算出疲勞壽命則快速有效。吳剛等[6]使用Palmgren-Miner累計(jì)疲勞損傷準(zhǔn)則對(duì)車鉤緩沖裝置進(jìn)行了壽命周期內(nèi)的疲勞分析。MOHAMMADI等[7]采用包括臨界面法在內(nèi)的多種方法對(duì)不同工況下的車鉤成功進(jìn)行了疲勞壽命預(yù)測(cè)。Yin等[8]提出了基于SMOTE-Bootstrap-Bayes估計(jì)的重載貨車鉤身服役可靠性分析方法,對(duì)于提高試驗(yàn)數(shù)據(jù)的利用率,降低試驗(yàn)成本,有效評(píng)估鉤身疲勞壽命具有重要的理論和應(yīng)用價(jià)值。Ren等[9]建立了真實(shí)接觸約束下的有限元模型,根據(jù)巴黎定律和NASGRO方程預(yù)測(cè)剩余壽命,對(duì)鑄鋼重型車鉤提出了檢驗(yàn)周期的建議。

綜上所述,對(duì)機(jī)車車鉤的疲勞壽命進(jìn)行數(shù)值仿真預(yù)測(cè)研究必要且經(jīng)濟(jì)有效。為評(píng)估某熔模鑄造柴田式密接機(jī)車車鉤的使用性能,基于車鉤材料的組織分析和力學(xué)性能測(cè)試結(jié)果,建立車鉤工作的有限元模型,選擇典型工況和載荷譜進(jìn)行應(yīng)力-應(yīng)變及疲勞壽命仿真分析,以期對(duì)該車鉤的工作應(yīng)力狀態(tài)和疲勞壽命進(jìn)行分析和預(yù)測(cè),并為此類車鉤的檢修和進(jìn)一步優(yōu)化提供參考。

1 熔模鑄造車鉤的組織與性能

車鉤采用熔模鑄造而成,材質(zhì)為E級(jí)鋼ZG25MnCrNiMo。外形輪廓尺寸為594 mm×370 mm×350 mm,屬大型復(fù)雜熔模鑄件[10]。車鉤縱軸橫斷面中最小截面積為0.008 m2,其幾何模型及實(shí)物如圖1所示。

圖1 車鉤主要尺寸及實(shí)物

對(duì)車鉤鑄件的鑄態(tài)和熱處理態(tài)(正火+910 ℃淬火+2 h 590 ℃回火)分別取樣,在光學(xué)顯微鏡(OM)和掃描電鏡(SEM)下觀察微觀組織,結(jié)果如圖2所示。

圖2 熔模鑄造車鉤微觀組織

由圖2(a)可見,車鉤在鑄態(tài)下的組織主要由珠光體和鐵素體組成。鑄態(tài)組織與TB/T 2942.2—2018《機(jī)車車輛用鑄鋼件 第2部分:金相組織檢驗(yàn)圖譜》中1級(jí)標(biāo)準(zhǔn)相比,其鑄態(tài)晶粒大小與分布形貌均超過標(biāo)準(zhǔn)的要求。車鉤鑄件經(jīng)正火預(yù)備熱處理和調(diào)質(zhì)處理后,組織為細(xì)小且均勻的回火索氏體,見圖2(b),在高倍SEM觀察下,鐵素體基體上分布著許多細(xì)小均勻的碳化物顆粒。從熱處理前后的車鉤鑄件大平面區(qū)各切取6個(gè)試樣進(jìn)行拉伸測(cè)試,獲得的數(shù)據(jù)取其平均值,數(shù)據(jù)如表1所示。

表1 ZG25MnCrNiMo車鉤熱處理前后力學(xué)性能平均值

拉伸試驗(yàn)結(jié)果顯示,鑄件在鑄態(tài)下的抗拉強(qiáng)度處于550～675 MPa,其伸長率在1.5%～2.7%;經(jīng)調(diào)質(zhì)處理后,其抗拉強(qiáng)度達(dá)到900～1 450 MPa,屈服強(qiáng)度為920 MPa,而伸長率最高達(dá)14.5%,較之鑄態(tài)有大幅度提升,這主要是正火+調(diào)質(zhì)的熱處理有效地細(xì)化了晶粒、改善了夾雜和偏析等缺陷。與鐵道行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)TB/T 2942—2015(熱處理后)ZG25MnCrNiMo鋼的主要機(jī)械性能參數(shù)相比[11],本研究中熱處理態(tài)車鉤滿足使用要求。

對(duì)拉伸斷口進(jìn)行電鏡觀察,發(fā)現(xiàn)鑄態(tài)試樣未出現(xiàn)明顯頸縮,斷面解理面明顯,屬于脆性斷裂,其斷口微觀形貌如圖3(a)所示;而經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理后的試樣斷口呈準(zhǔn)解理斷口特征,見圖3(b),韌口呈現(xiàn)出不連續(xù)擴(kuò)展,準(zhǔn)解理小斷面有許多撕裂棱,斷裂性態(tài)介于解理斷裂和韌性斷裂之間,相比如鑄態(tài)韌性有明顯提升。

圖3 斷口形貌SEM圖片

2 車鉤工作原理及其有限元模型

2.1 疲勞壽命的仿真方法

在零件生命周期內(nèi),疲勞壽命就是裂紋萌生和裂紋擴(kuò)展直到斷裂過程所用的時(shí)間。在交變載荷作用下,裂紋的萌生或擴(kuò)展是逐步形成的,多次循環(huán)加載后,結(jié)構(gòu)的損傷量積累到一定量,使結(jié)構(gòu)失去功能。目前疲勞壽命的預(yù)測(cè)主要有2種方法:應(yīng)力壽命法和應(yīng)變壽命法。應(yīng)力壽命法基于應(yīng)力-循環(huán)次數(shù)(S-N)曲線,它描述了應(yīng)力幅值對(duì)應(yīng)的疲勞循環(huán)次數(shù)[12]。這種方法僅適用于高周疲勞(104次以上),其結(jié)果保守,還可能會(huì)對(duì)實(shí)際不會(huì)疲勞的結(jié)構(gòu)預(yù)測(cè)出疲勞破壞。應(yīng)變壽命法基于應(yīng)變-循環(huán)次數(shù)(E-N)曲線,描述了應(yīng)變幅對(duì)應(yīng)的疲勞循環(huán)次數(shù)。它不限于高周疲勞,精度高,仿真時(shí)計(jì)算速度比應(yīng)力疲勞慢[13]。文章選擇E-N法進(jìn)行仿真。

2.2 車鉤的連接與受力

兩車鉤連掛時(shí),一側(cè)車鉤的鉤頭插入另一側(cè)車鉤鉤頭孔中,如圖4(a)所示。這時(shí)凸錐的內(nèi)側(cè)面在前進(jìn)中壓迫對(duì)方的鉤舌轉(zhuǎn)動(dòng),使解鉤氣缸的彈簧受壓,鉤舌沿逆時(shí)針方向旋轉(zhuǎn)40°。當(dāng)兩車鉤連接面相接觸后,凸錐內(nèi)側(cè)面不再壓迫對(duì)方的鉤舌,此時(shí),由于彈簧的作用,使鉤舌順時(shí)針方向旋轉(zhuǎn)恢復(fù)到原來的狀態(tài),即處于閉鎖位置。

圖4 車鉤連接原理及工作受力分析

車鉤主要用于連接車廂,故受力的方向?yàn)榭v向。車鉤間傳遞力的部位主要是鉤舌部位,當(dāng)列車啟動(dòng)時(shí),車鉤主要受到拉力的作用,此時(shí)車鉤組件中主要是鉤舌的圓弧面受力;當(dāng)列車制動(dòng)車鉤受到壓縮力時(shí),車鉤組件中主要是鉤舌圓弧面和連接口位置受力,忽略重力,車鉤工作時(shí)受力如圖4(b)所示。

2.3 車鉤工作有限元模型

由于車鉤結(jié)構(gòu)復(fù)雜、壁厚不均,所以對(duì)車鉤采用四面體單元進(jìn)行劃分。為了得到更加精確的計(jì)算結(jié)果,全局網(wǎng)格劃分從10 mm開始,逐步縮小劃分網(wǎng)格的尺寸進(jìn)行計(jì)算,直到應(yīng)力結(jié)果變化小于3%,得出車鉤應(yīng)力集中的位置,此時(shí)車鉤全局網(wǎng)格尺寸已縮小為1.75 mm。然后再對(duì)應(yīng)力集中位置進(jìn)行局部網(wǎng)格細(xì)化,最小網(wǎng)格尺寸劃分為0.5 mm,如圖5所示。劃分好的裝配體模型的節(jié)點(diǎn)總數(shù)為3 369 299個(gè),單元數(shù)為1 924 534個(gè)。

圖5 車鉤網(wǎng)格劃分

2.4 車鉤載荷

車鉤在啟動(dòng)和制動(dòng)期間受到的拉伸和壓縮載荷是最大的[14]。當(dāng)列車啟動(dòng)時(shí),車鉤受到拉伸載荷,拉伸力瞬間達(dá)到最大值,隨后逐漸衰減;列車開始平穩(wěn)運(yùn)行時(shí),拉伸力趨于穩(wěn)定;當(dāng)列車制動(dòng)時(shí),車鉤間受到壓縮載荷,壓縮力瞬間達(dá)到最大,隨后逐漸衰減,直至列車停止時(shí)衰減為零。根據(jù)《地鐵車輛車鉤技術(shù)規(guī)范》要求,車鉤及鉤座應(yīng)滿足不小于1 000 kN的靜壓力,不小于800 kN的拉伸力,車輛平穩(wěn)行駛時(shí)的最大拉力為600 kN。故靜力學(xué)仿真分析采用上述載荷數(shù)據(jù),目的是通過極限工作載荷的仿真分析,考察車鉤的強(qiáng)度是否滿足設(shè)計(jì)要求。

疲勞分析選用大秦線實(shí)測(cè)車鉤載荷-時(shí)間歷程編制的8級(jí)載荷譜[15]作為車鉤工況加載。但由于柴田式密接車鉤是用于城市軌道載人線路,與大秦線載貨列車的最大載荷有差別,故對(duì)大秦線載荷最大幅值進(jìn)行了修正,即幅值超過800 kN的一律取800 kN,大秦線的疲勞仿真載荷譜如圖6中粉色折線所示。

圖6 大秦線車鉤載荷譜與正弦載荷譜

大秦線是一條貨運(yùn)線路,且路況復(fù)雜,相對(duì)于在城市中運(yùn)行的軌道車輛,在大秦線上運(yùn)行載荷造成的損傷更大一些。為使仿真結(jié)果具有實(shí)用性和對(duì)比性,再以重慶最繁忙的地鐵3號(hào)線為例進(jìn)行疲勞分析。軌道交通運(yùn)行中兩站點(diǎn)之間主要是啟動(dòng)加速、勻速平穩(wěn)運(yùn)行、制動(dòng)減速3個(gè)階段,故可將載荷譜簡化為圖6中藍(lán)色正弦波形的載荷進(jìn)行模擬計(jì)算,其幅值采用地鐵車鉤技術(shù)規(guī)范要求的800 kN。

3 車鉤力學(xué)性能仿真結(jié)果與討論

3.1 靜強(qiáng)度仿真分析

列車車鉤分別承受600 kN、800 kN和1 000 kN的拉伸和壓縮載荷,即在平穩(wěn)運(yùn)行工況、啟動(dòng)工況及緊急制動(dòng)工況下,車鉤的應(yīng)力分布情況如圖7(a)、(b)、(c)所示。從仿真結(jié)果分析可知,在平穩(wěn)運(yùn)行工況的600 kN靜拉伸載荷下,車鉤牽引端最大的應(yīng)力為362.04 MPa,牽引端最大變形為2.41 mm;啟動(dòng)工況下,車鉤所受最大應(yīng)力為482.72 MPa,最大變形量為3.21 mm,較大值出現(xiàn)在車鉤鉤頭底部的位置。從圖4(b)中對(duì)車鉤受力分析可知,車鉤受到拉力時(shí)受力位置主要是鉤舌的圓弧面,如圖4(b)綠色圓弧所示,不在鉤頭的中心位置,因而會(huì)導(dǎo)致鉤頭受力不均,從而使鉤頭底部呈現(xiàn)最大應(yīng)力。從仿真結(jié)果看,應(yīng)力最大位置與應(yīng)力集中的位置一致,見圖7(a)、(b)圈選處。

圖7 車鉤不同工況下的等效應(yīng)力和總變形

由車鉤材料力學(xué)測(cè)試結(jié)果(見表1)可知,車鉤材料熱處理后的抗拉極限平均為1 020 MPa,正常工況條件下的應(yīng)力遠(yuǎn)小于材料的屈服極限。車鉤材料熱處理后的斷后伸長率為14.5%,車鉤除去鉤頭總長為430 mm,可計(jì)算出車鉤最大可變形量為62.35 mm,由圖7(d)(e)仿真結(jié)果可知,車鉤啟動(dòng)工況下總變形3.21 mm,平穩(wěn)運(yùn)行最大總變形2.41 mm,遠(yuǎn)未達(dá)到最大可變形量,故車鉤在正常工況下可安全使用。

列車行駛中動(dòng)量巨大,緊急制動(dòng)須采用常規(guī)制動(dòng)1.5倍的制動(dòng)力,即1 000 kN制動(dòng)力的情況。從分析結(jié)果可知,在緊急制動(dòng)工況下,車鉤所受最大應(yīng)力為603.4 MPa,最大變形量為4.01 mm,應(yīng)力最大的位置是連接口與鉤舌凸臺(tái)附近,見圖7(f)。從車鉤受到壓縮力的位置分析來看,主要是連接口和鉤舌圓弧面,如圖4(b)紅色圓弧所示,由于連接口與鉤舌凸臺(tái)連接的位置形狀復(fù)雜會(huì)出現(xiàn)應(yīng)力集中的現(xiàn)象,這與仿真分析的結(jié)果一致,見圖7(c)圈選處。同時(shí),由仿真結(jié)果與力學(xué)試驗(yàn)結(jié)果分析,車鉤在此壓縮載荷下可以安全使用。

3.2 車鉤疲勞分析方法與結(jié)果討論

3.2.1疲勞分析方法

疲勞仿真主要研究車鉤在受到拉伸-壓縮循環(huán)應(yīng)力作用下的結(jié)構(gòu)損傷,主要方法是根據(jù)車鉤在一次應(yīng)力循環(huán)中受到的損傷量來估算車鉤的疲勞壽命。在進(jìn)行疲勞試驗(yàn)時(shí),保持總應(yīng)變幅值Δε/2不變,對(duì)各個(gè)試件用不同應(yīng)變幅值進(jìn)行試驗(yàn),直至試件破壞,記錄各次試驗(yàn)的疲勞壽命Nf,以應(yīng)變幅值εa=Δε/2為縱坐標(biāo),以2Nf為橫坐標(biāo)在雙對(duì)數(shù)坐標(biāo)中畫出log(Δε/2)-log(2Nf)曲線,即得到應(yīng)變-疲勞壽命曲線。E級(jí)鑄鋼車鉤材料的應(yīng)變疲勞壽命雙對(duì)數(shù)曲線如圖8所示。

圖8 E級(jí)鋼的Δε/2-2Nf雙對(duì)數(shù)關(guān)系曲線

依據(jù)疲勞理論,應(yīng)力-疲勞壽命之間的關(guān)系為式(1):

(1)

(2)

塑性應(yīng)變-疲勞壽命的關(guān)系為式(3):

(3)

根據(jù)Manson和Coffin兩人分析應(yīng)變疲勞的試驗(yàn)結(jié)果,得出應(yīng)變疲勞-壽命公式(4):

(4)

(2Nf)-1.030 23

(5)

將一次應(yīng)力循環(huán)損傷量代入式(5),即可分析估計(jì)車鉤的疲勞壽命。

3.2.2疲勞仿真結(jié)果與討論

將材料測(cè)試獲得的力學(xué)數(shù)據(jù)以及靜強(qiáng)度仿真結(jié)果導(dǎo)入到ANSYS ncode模塊中,在疲勞分析中設(shè)定鉤舌的表面為鑄造表面(-40 μm

1)大秦線載荷譜疲勞仿真分析

將大秦線實(shí)測(cè)載荷譜數(shù)據(jù)導(dǎo)入,利用應(yīng)變-壽命(E-N)曲線,進(jìn)行 Brown Miller 多軸疲勞分析和 Goodman 平均應(yīng)力修正,ncode模塊自行計(jì)算出車鉤的載荷譜疲勞循環(huán)次數(shù),結(jié)果如圖9所示。由圖9可見,車鉤最易疲勞的位置出現(xiàn)在圖9圈選位置,最低疲勞壽命為105.2次。

圖9 疲勞壽命仿真結(jié)果

將易疲勞位置與前文圖7靜應(yīng)力分析結(jié)果的應(yīng)力云圖比較可以看出,易出現(xiàn)疲勞的位置與前文靜應(yīng)力仿真中應(yīng)力集中的位置一致。這些位置主要是車鉤鉤頭的底部、連接口和鉤身鉤頭腔連接處,因此在設(shè)計(jì)和加工環(huán)節(jié)對(duì)這些位置需要重視,在日常維護(hù)中也應(yīng)重點(diǎn)監(jiān)護(hù)。

加載的大秦線載荷譜全長15 000 km[17],而仿真結(jié)果表明車鉤受交變載荷最惡劣處的壽命為105.2個(gè)循環(huán)載荷,將壽命數(shù)據(jù)代入式(6):

C=l·n

(6)

式中:C為可安全行駛總里程;l為載荷譜全長;n為車鉤循環(huán)次數(shù)。則算得C=1 578 000 km。

2)重慶地鐵3號(hào)線疲勞仿真分析

密接式車鉤常用于高速列車、城市地鐵和輕軌車輛。重慶地鐵3號(hào)線總長56.4 km,列車每天運(yùn)行6趟。如將車鉤在大秦線工況上可安全運(yùn)行的里程數(shù),簡單折算到重慶地鐵3號(hào)線上進(jìn)行比較,則可將數(shù)據(jù)代入式(7):

(7)

式中:N為車鉤壽命;C為車鉤在大秦線上可安全行駛總里程;c為3號(hào)線總長;t為一天運(yùn)行次數(shù)。

計(jì)算可得車鉤在重慶地鐵3號(hào)線的可運(yùn)行壽命為12.8年。當(dāng)然,以復(fù)雜路況的大秦線實(shí)際載荷譜來估算在城市軌道上的平穩(wěn)運(yùn)行壽命是不準(zhǔn)確的。城市軌道兩站點(diǎn)間的工況主要是啟動(dòng)加速、勻速行駛、制動(dòng)減速,故可以正弦波作為載荷譜進(jìn)行壽命評(píng)估。此外,車鉤作為機(jī)車重要的連接和安全保障零件,需要考慮過載的情況,故以車鉤800 kN載荷幅值及空載、半載和多種不同大小的過載載荷為條件進(jìn)行疲勞仿真分析,同時(shí)通過靜力學(xué)仿真計(jì)算出不同載荷下車鉤內(nèi)部最大內(nèi)應(yīng)力,繪制出車鉤的疲勞壽命曲線,結(jié)果如圖10所示。

圖10 車鉤疲勞曲線

由圖10可見,車鉤疲勞壽命隨載荷(或車鉤內(nèi)部最大內(nèi)應(yīng)力)的降低而減小,當(dāng)車鉤常年工作在1 440 kN載荷時(shí),車鉤內(nèi)部最大拉應(yīng)力高達(dá)868.6 MPa,此時(shí)車鉤只能經(jīng)受2.6×104次正弦載荷,即理論上可安全工作0.26年。當(dāng)車鉤以600 kN載荷正常工作時(shí),可經(jīng)受5.1×107次正弦載荷沖擊。當(dāng)車鉤載荷降低到580 kN時(shí),此時(shí)車鉤內(nèi)部的最大應(yīng)力為349.86 MPa,車鉤疲勞壽命曲線變?yōu)樗?也就是說車鉤理論上不會(huì)發(fā)生疲勞。按常規(guī),一般鋼鐵材料的疲勞試驗(yàn)循環(huán)基數(shù)要求為107級(jí),故車鉤正常運(yùn)行時(shí)能承受5.1×107次正弦載荷沖擊是完全滿足使用要求的。

此外,鋼鐵材料的對(duì)稱循環(huán)疲勞強(qiáng)度值σ-1一般約為其抗拉強(qiáng)度值σb的1/2左右,而脈沖疲勞強(qiáng)度σ0一般比對(duì)稱疲勞強(qiáng)度低。本文車鉤材料的抗拉極限平均為1 020 MPa(見表1),根據(jù)圖10疲勞壽命曲線可見,車鉤在加載800 kN幅值的正弦波載荷時(shí),車鉤內(nèi)部最大內(nèi)應(yīng)力為482.7 MPa,即在此載荷下疲勞強(qiáng)度為482.7 MPa。而車鉤加載680、640、620、600 kN幅值的正弦波載荷時(shí),其疲勞壽命依次達(dá)到1.8×107、3.6×107、5.1×107、7.3×107次循環(huán),而此組疲勞壽命顯然是已達(dá)到鋼鐵疲勞循環(huán)的基數(shù)107級(jí)的要求,此時(shí)對(duì)應(yīng)的疲勞強(qiáng)度值分別為410.2 MPa、386.1 MPa、373.9 MPa、361.9 MPa,比車鉤理論的對(duì)稱循環(huán)疲勞強(qiáng)度約值510 MPa低,這也表明疲勞壽命仿真的結(jié)果是可信的。

重慶3號(hào)線共45站,每輛列車每天運(yùn)行6趟,將圖10中不同載荷下車鉤的循環(huán)次數(shù)代入式(8):

(8)

式中:N為車鉤壽命;n為車鉤最低循環(huán)次數(shù);t為一天運(yùn)行次數(shù);a為車站數(shù)量。

則可估算出車鉤在800 kN和600 kN幅值正弦波載荷下運(yùn)行的壽命分別為31.5年和740.7年。根據(jù)《地鐵車輛車鉤技術(shù)規(guī)范》要求,車鉤的使用壽命應(yīng)不低于30年,熔模鑄造車鉤熱處理后遠(yuǎn)超規(guī)范中的使用年限要求,但如果列車頻繁出現(xiàn)過載,則應(yīng)適時(shí)檢修。

4 結(jié)論

1)掃描電鏡下觀察熔模鑄造車鉤材料,發(fā)現(xiàn)其組織均勻,晶粒細(xì)小,無明顯鑄造組織缺陷;拉伸測(cè)試表明鑄態(tài)下的抗拉強(qiáng)度最高可達(dá)675 MPa,熱處理后抗拉強(qiáng)度最高可達(dá)1 540 MPa,評(píng)價(jià)可達(dá)1 020 MPa,組織和性能滿足車鉤要求。

2)車鉤在啟動(dòng)、平穩(wěn)運(yùn)行、緊急制動(dòng)3種工況下,應(yīng)力和變形遠(yuǎn)小于車鉤許用屈服強(qiáng)度和變形量,車鉤滿足服役要求。

3)通過仿真繪制了車鉤正弦載荷-疲勞壽命曲線,車鉤加載大秦線載荷譜的疲勞壽命最高可達(dá)12.8年,重慶軌道3號(hào)線在800 kN幅值正弦譜的疲勞壽命為31.5年,車鉤滿足使用要求,仿真結(jié)果可為車鉤的檢修提供依據(jù)。