HXN3型機車掃石器結構的設計分析與研究

劉 庸,曲天威,周元偉

(中國北車集團 大連機車車輛有限公司,遼寧大連116022)

機車轉向架上的懸臂結構有很多,其中包括撒沙支架、掃石器支架、車梯支架等,基本都是焊接結構或者是由緊固件連接到構架上,由于機車在運行過程中,會受到來自各個方向的振動,所以這種懸臂結構一旦在設計結構上忽視,很容易形成安全隱患。所以,對此類結構務必要引起足夠重視,在設計之初,就要充分考慮到各種因素,將危險系數降到最低,以滿足我國現代化高速重載機車的要求。

在近些年的機車引進項目中,掃石器支架作為轉向架上的重要組成部件,在有些機車上也設計成了一個懸臂結構,而安裝此類結構的機車要么在試驗階段就因為動應力超標而無法通過試驗;要么就是在投入運用之后,出現裂紋,威脅行車安全。針對HXN3型機車掃石器支架的結構設計和改進,對此問題進行深入探討和研究,以總結出對于類似結構在設計階段應注意的一些問題。

1 HXN3型機車掃石器支架的原始設計結構

1.1 結構特點

如圖1,HXN3型機車掃石器支架上集成了輪緣潤滑安裝座、撒沙支架以及橡膠掃石板等部件。掃石器支架上部為一個法蘭座,通過4個安裝螺栓連接到構架的前端部,法蘭座下部與一個直徑為89 mm厚的鋼管,通過間隙配合,對接焊在一起,鋼管中間部位焊接了一個輪緣潤滑的安裝板,下部安裝了橡膠掃石板和撒沙支管,整個掃石器支架的質量約為28.3 kg。

1.2 動應力試驗

動應力試驗結果顯示,法蘭座與鋼管的對接焊縫處動應力過高,根據Miner線性累計損傷理論計算,測得的等效應力的計算值為114.17 MPa,高于經打磨、加磁粉探傷的焊縫處99 MPa的限度值,疲勞壽命不能夠滿足機車的使用要求。

1.3 有限元計算分析

對現有設計結構進行了有限元分析,用于確定整個結構的應力水平,在焊接連接部位處細化有限元網格以達到精確計算應力的目的,如圖2所示。

參照英國GMRT 2100標準確定載荷工況。表1列出了標準規定的轉向架安裝配件結構的慣性力規范值。

圖1 原始結構掃石器支架的三維模型

圖2 掃石器支架 有限元模型

表1 轉向架安裝配件結構的慣性力規范值

圖3顯示在20 g垂向力作用下的應力分布。靜強度的有限元計算結果顯示,在對接焊縫處問題應力最大,根據計算結果將掃石器支架結構進行改進,以減少對接焊縫處的應力。

2 HXN3型機車掃石器支架設計結構的過渡改進方案

通過對原始結構特點以及動應力試驗結果的分析,改進了法蘭座與鋼管之間的配合,將原來的間隙配合改為過渡配合,同時在鋼管端部以下23 mm處增加了6個塞焊孔,對接焊縫及塞焊處均要求打磨及磁粉探傷以提高許用應力,如圖4。改進的主要目的就是要將對接處的焊接應力分散到法蘭座與鋼管配合的整個區域,因為在配合區域下端的接觸區域將承擔一部分載荷,從而使對接處的等效應力下降到評價標準的限度值以下,以滿足疲勞壽命的要求。

圖3 計算應力分布

2.1 改進結構的有限元計算

圖5、圖6為20 g垂向力作用下改進方案的應力分布狀況,該圖顯示對接焊縫處應力降至15 MPa。最大應力出現在母材,幅值為25 MPa。焊接處最大應力出現在塞焊處,幅值為22 MPa,靜強度的有限元分析結果顯示掃石器支架改進方案可以有效改善應力水平。

圖6 修改方案應力 分布(局部)

2.2 改進結構的動應力試驗

改進后的結構進行了第2次的動應力試驗,應變片的分布如圖7所示,其中測點SG801為對接焊縫區域,測點SG802為塞焊區域。

將動應力試驗結果整理后,得出測點SG801等效應力幅為48.3 MPa,相對于之前的動應力試驗結果114 MPa降低較多;測點SG802(接近塞焊點)等效應力幅為94.5 MPa,低于磁粉探傷加打磨焊縫處99 MPa的極限值,滿足了疲勞壽命的要求,通過了動應力試驗,最終用于裝車使用。

2.3 改進結構的裝車運用情況

雖然改進結構通過了動應力試驗,但此種結構對于工藝質量的要求很高,不利于掃石器支架及機車的批量生產。由于難以保證工藝質量,此種結構的掃石器支架在隨后的機車運用過程中,掃石器支架的塞焊處出現了裂紋(見圖8)。

圖7 改進結構的動應力試驗

圖8 機車掃石器的裂紋

3 HXN3型機車掃石器支架設計結構的最終改進方案

為了從根本上解決掃石器支架的安全隱患問題,我們對掃石器結構作了最終的改進。設計改進的總體思路是將一個完全剛性的結構改進成一個剛柔結合的結構,通過整體結構的彈性變形將機車運行過程中來自各個方向的振動能量釋放掉,避免應力集中,從而保證掃石器的使用壽命。經過討論和研究之后,最終的改進設計方案如圖9所示。

最終方案的掃石器結構上半部分是由兩個U型結構的鋼板折彎壓型之后,用防松螺栓連接在一起;下部是一個Z型的鋼板折彎而成,折彎處前后共焊接有3塊筋板,3塊筋板的幾何形狀經仿真優化設計,使其實現等剛度和等強度;整個結構的質量比之前的結構要輕,結構具有一定的彈性,符合設計之初彈性結構的設計思路;而整個結構的另一個優點就是在整體上部高應力區域沒有焊接件,從而完全避免了焊接質量問題。同時整個掃石器支架的結構制造簡便,符合大批量生產的要求。

3.1 最終改進結構的有限元計算

對最終改進結構的掃石器進行了有限元計算,載荷工況采用了英國GMRT 2100標準,表2為各種載荷工況下有限元計算應力值以及Q345鋼材的應力限度值。

在各個工況條件下,垂向±10 g的疲勞工況最為惡劣,詳見10 g垂向工況下應力分布圖。

最終的有限元計算結果表明:

(1)10 g垂向疲勞載荷工況出現在U型上下支架的最大應力值分別為73 MPa和122 MPa,低于疲勞工況母材的127 MPa限定值。

圖9 掃石器的最終改進方案

圖10 10 g垂向載荷U型支架 應力分布

圖11 前、后轉向架掃石器的 動應力貼片布置圖

表2 掃石器方案有限元計算結果 MPa

(2)10 g垂向疲勞載荷工況出現在Z型板的最大應力值為76 MPa,低于疲勞工況打磨焊縫的99 MPa極限值。

(3)其他工況計算應力水平均低于限定值并有較大裕量。

3.2 最終改進結構的動應力試驗

為進一步驗證最終改進結構的可行性,進行了動應力試驗,通過對結構的有限元分析計算,對結構的高應力點區域、焊縫區域以及其他重要區域進行貼片,應變片的布置如圖11所示。

此次的動應力試驗選在京通線的通遼到赤峰區段,線路全長350余km,測試機車為HXN3 0021號,被試機車前、后兩個轉向架掃石器的動應力實測最大等效應力幅出現在測點S8,等效應力幅值為105.7 MPa,小于材料母材等效應力幅評定疲勞許用應力標準127 MPa;焊縫處測點S5的等效應力幅值為40.8 MPa,小于材料焊縫區等效應力幅評定疲勞許用應力標準99 MPa。試驗最終結論:

(1)掃石器安裝支架實測最大應力值沒有超過其材料相對應的許用應力值;

(2)掃石器安裝支架各動應力測試點的等效應力幅均沒有超過疲勞許用應力;

(3)掃石器安裝支架各動應力測試點的疲勞壽命估計值均大于600萬km。

通過此次試驗,進一步驗證了最終改進結構的掃石器支架能夠滿足機車的整體運用要求,徹底解決了因掃石器支架而帶來的安全隱患問題。

4 結束語

通過對HXN3機車掃石器結構改進過程的分析和研究,可以得出如下結論:

(1)在機車運用過程中,轉向架上各個部件所受到的振動會很大,類似于掃石器這樣的懸臂結構在與構架連接處的根部會形成很高的應力集中,在設計之初就應該考慮如何將這部分應力分散到整個結構,使之形成一個趨近于等強度設計的結構。

(2)掃石器這種連接在構架上的懸臂結構,要么是“剛性”設計,要么就是一種“柔性”設計。懸臂結構的根部受力狀況最為惡劣,如果是“剛性”設計,就要加大懸臂結構的根部強度,保證根部具有足夠的剛度來應對應力集中的狀況;而“柔性”設計的理念就是通過結構的變形來吸收和釋放能量,保證結構的使用壽命,HXD3機車以及HXN3機車的掃石器均為此類似的結構設計,運用情況都很好。

(3)懸臂結構的設計質量也是一個很重要的因素,因為在產生振動加速度的時候,質量越大所受到的沖擊載荷越大,因此,設計之初,要盡量減輕整個結構的質量。

(4)對于焊接筋板的優化。如果懸臂結構中有加強筋,則一定要盡量優化筋板的形狀,因為筋板的形狀將直接影響到焊縫區域的應力狀況,良好的筋板形狀能夠很好的降低焊縫處的應力集中。

(5)在結構設計允許的前提下,可以將構架的前端梁盡量布置的低一些,這樣就可以避免諸如掃石器這樣的結構在安裝到構架上時,需要較長的懸臂,也就是從構架的設計結構上來想辦法解決此類設計問題。

(6)安全防護。掃石器這樣的懸臂結構一般均安裝在構架的前端部位,一旦脫落將有可能造成機車脫軌等嚴重后果,因此,在設計之初也要充分考慮到安全防護,防止因此類結構失效時,發生脫落的危險。

[1] Railway Group Standard GM/RT2100 Structural Requirements for Railway Vehicles.

[2] Miner M A.Cumulative damage in fatigue[J].J Appl Mesh,1945,12(3):A159-A164.