HXD3B型大功率機(jī)車車輪疲勞強(qiáng)度分析

摘 要:本文對(duì)HXD3B型大功率機(jī)車車輪(以下簡稱HXD3B型車輪)進(jìn)行有限元分析，并給出了疲勞強(qiáng)度評(píng)定結(jié)果;提出了改進(jìn)建議。

關(guān)鍵詞:機(jī)車 疲勞 有限元

中圖分類號(hào):U264文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼:A文章編號(hào):1674-098x(2011)04(a)-0113-02

近年來，我國鐵路貨車正快速地向著重載的方向發(fā)展，大功率機(jī)車在這方面的重要性日益凸顯。車輪作為大功率機(jī)車的一個(gè)重要部件，支撐著火車的全部重量，傳遞著牽引力，因此車輪的強(qiáng)度對(duì)火車的安全性、穩(wěn)定性和牽引性有著重要的重要。

1 HXD3B型車輪分析

1.1 HXD3B型車輪結(jié)構(gòu)

目前，大功率機(jī)車車輪共有7種輪型，輻板采用了4種形式，詳見圖1。輻板形狀對(duì)車輪的結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和剛度有較大的影響。較小的徑向剛度可使車輪具有較大的彈性，可以改善制動(dòng)熱負(fù)荷作用下車輪的應(yīng)力狀態(tài)和降低輪軌動(dòng)作用力;較大的軸向剛度，可減少車輪的軸向變形，改善車輛運(yùn)行性能，減少爬軌的可能性。HXD3B型車輪采用輻板形狀，上部安裝制動(dòng)盤，下部分工藝孔用于輪軸反壓檢驗(yàn)，反壓檢驗(yàn)時(shí)，即通過輻板上的3個(gè)工藝孔向外拉車輪來實(shí)現(xiàn)的。

1.2 計(jì)算數(shù)據(jù)和載荷

①計(jì)算數(shù)據(jù)。HXD3B型車輪尺寸按現(xiàn)加工圖紙，有限元分析時(shí)取全磨耗車輪直徑1150mm;軸重25t;過盈量0.258mm。

②計(jì)算載荷。工況按直線工況、曲線工況和道岔工況3種工況來進(jìn)行疲勞強(qiáng)度校核，各工況所受載荷如下:

工況1:直線(輪對(duì)對(duì)中);

工況2:曲線(輪緣靠鋼軌)，

工況3:道岔和道口(輪緣內(nèi)側(cè)面接觸鋼軌)

其中:P為輪載荷，各力在同一斷面的作用位置見:圖1。有限元分析時(shí)在車輪n個(gè)斷面上施加圖2所示的3個(gè)機(jī)械載荷工況，構(gòu)成3n個(gè)載荷步。

1.3 疲勞強(qiáng)度校核方法

1.3.1 非孔邊疲勞強(qiáng)度校核方法

對(duì)于非孔邊輻板上每個(gè)考察點(diǎn):

1)動(dòng)應(yīng)力變化量

其中:—若i=j，為考察節(jié)點(diǎn)在3n個(gè)載荷步下最大的;若i≠j，為考察節(jié)點(diǎn)在最大的所在的工況(n個(gè)載荷步)下最大的; —考察節(jié)點(diǎn)在3n個(gè)載荷步下的應(yīng)力張量分別向方向投影，投影的最小值。本文計(jì)算利用了車輪結(jié)構(gòu)的循環(huán)對(duì)稱性。

2)基于Haigh曲線的疲勞安全系數(shù)

;

—最大應(yīng)力與最小應(yīng)力的平均值;—最大應(yīng)力與最小應(yīng)力構(gòu)成的應(yīng)力幅值。

將(:)插入Haigh曲線中，得到考察點(diǎn)的安全系數(shù)、、和。Haigh曲線見圖3。

其中:彈性極限;輻板許用應(yīng)力幅值。

1.3.2 孔邊疲勞強(qiáng)度的Crossland準(zhǔn)則

對(duì)于車輪輻板孔的疲勞驗(yàn)證采用Crossland準(zhǔn)則來考慮孔表面的多軸應(yīng)力狀態(tài)。

其中:

安全系數(shù):

取決于外界載荷

旋轉(zhuǎn)彎曲疲勞極限;脈動(dòng)疲勞極限。

1.4 有限元模型

車輪按磨耗到限尺寸進(jìn)行強(qiáng)度計(jì)算和分析。對(duì)實(shí)體模型劃分網(wǎng)格，形成有限元模型，輪軸選用SOLID45三維六面體單元進(jìn)行網(wǎng)格劃分;選用三維面到面接觸單元CONTA174及目標(biāo)單元TARGE170進(jìn)行輪軸配合(過盈配合)部位的接觸模擬，通過接觸單元實(shí)常數(shù)設(shè)置過盈量。在輪對(duì)內(nèi)側(cè)車軸截面(即整根車軸的中央斷面)上施加限制x、y、z移動(dòng)的約束。

1.5 計(jì)算結(jié)果(見:表1)

方向應(yīng)力圖見:圖5，對(duì)應(yīng)Haigh曲線的安全系數(shù)見:圖5。

孔邊按crossland準(zhǔn)則得出的安全系數(shù)見圖6，圖7。

2 結(jié)語

由上述分析結(jié)果可知，輻板在第1主應(yīng)力方向上最大疲勞動(dòng)應(yīng)力變化量為360.04MPa，稍大于許用值360MPa;且Haigh曲線得到的安全系數(shù)也小于1。其它疲勞強(qiáng)度評(píng)定準(zhǔn)則也可得出工藝孔處是輻板強(qiáng)度的薄弱處。可見工藝孔對(duì)車輪輻板的強(qiáng)度影響很大。因此，HXD3B型車輪應(yīng)取消反壓檢驗(yàn)的工藝孔，這樣可以提高車輪的強(qiáng)度，消除安全隱患。

參考文獻(xiàn)

[1] 劉吉遠(yuǎn)，陳雷等.鐵路貨車輪軸技術(shù)概論.北京:中國鐵道出版社，2009.

[2] 劉會(huì)英，張澎湃等.鐵道車輛車輪強(qiáng)度設(shè)計(jì)方法探討[J].鐵道學(xué)報(bào)，2007(01).

[3] L.Reis B.Li etc.VALIDATION OF MULTIAXIAL FATIGUE MODELS FOR STRUCTURAL STELLS[J].Anales de Mecanica de la Franctura Vol.I，2006.

[4] EN 13979-1:2003“Railway application-Wheelsets and bogies-Monobloc wheels-Technical approval procedure Part 1:Forged and rolled wheels”

[5] UIC 510-5 OR “Technical approval of monobloc wheels-Application document for standard EN 13979-1” 2nd edition，May 2007.

[6] EN 13260:2009 “Railway application-Wheelsets and bogies-Wheelsets-Product requirement”the components of trailers bogies.

[7] BS 7608－1993.Code of practice for fatigue design and assessment of steel structures.

注：本文中所涉及到的圖表、注解、公式等內(nèi)容請(qǐng)以PDF格式閱讀原文