快捷貨車車輪輻板疲勞強度研究

李志強,潘樹平,周張義

(1 南車眉山車輛有限公司 產品開發(fā)部,四川眉山620032;2 西南交通大學 力學博士后流動站,四川成都610031;3 南車眉山車輛有限公司 博士后工作站,四川眉山620032)

車輪是鐵道車輛走行部中最重要的承載部件之一,其疲勞強度直接影響車輛運行安全性[1]。當前,我國正加緊研制商業(yè)運營速度為160 km/h的快捷貨車。隨著列車運行速度的提高,輪軌間動作用力將加劇,從而車輪的疲勞服役環(huán)境變得更為惡劣,故對其疲勞強度進行分析評估是十分必要的[2]。分別應用歐洲鐵路和日本鐵路提出的車輪機械設計載荷和載荷工況,基于結構有限元法對快捷貨車用非踏面制動車輪進行應力分析,依據(jù) UIC 510-5《Technical approval of solid wheels》標準規(guī)定的方法確定車輪輻板區(qū)域的疲勞應力狀態(tài),按無限壽命準則評估輻板疲勞性能是否滿足設計要求。

1 機械設計載荷和載荷工況

對于鐵道車輛非踏面制動從動車輪輻板的疲勞強度校核,通常僅考慮輪軌間的垂向和橫向載荷作用。在歐洲鐵路行業(yè),主要基于UIC 510-5標準[3]規(guī)定的機械設計載荷和載荷工況,對車輪輻板進行疲勞強度理論計算校核;日本鐵路針對鐵道車輛車輪輻板的疲勞強度試驗研究,也相應提出了一套機械設計載荷和載荷工況確定方法[4];我國鐵路至今尚未建立起必要的技術方法及標準,當前主要是借鑒國際鐵路聯(lián)盟(UIC)和歐洲(EN)等相關設計規(guī)范[5-9]。

1.1 歐洲鐵路

根據(jù)UIC 510-5標準,對車輪的疲勞強度計算分為以下3個載荷工況(以下簡稱a系列工況):工況1a(直線運行工況),垂向載荷;工況2a(曲線運行工況),垂向載荷Fz2a+輪緣內側橫向載荷 Hy2a;工況3a(道岔通過工況),垂向載荷+輪緣外側橫向載荷。

其中,各工況中施加的載荷值按式(1)計算,各載荷在車輪斷面內的作用位置和方向如圖1所示。

式中 fza為垂向動載系數(shù),取常值1.25;fy2a和 fy3a均為橫向動載系數(shù),分別取常值0.70和0.42;Qo為輪重,即滿載狀態(tài)下每個車輪作用在鋼軌上的垂向靜載荷,對于快捷貨車車輪取值為88.29 kN。

圖1 載荷作用位置及方向(歐洲鐵路)

1.2 日本鐵路

日本鐵路在對車輪進行試驗室疲勞強度試驗時,考慮以下4個載荷工況(以下簡稱b系列工況):工況1b(直線運行工況),垂向載荷Fz1b;工況2b(外側車輪曲線運行工況),垂向載荷+輪緣內側橫向載荷;工況3b(外側車輪曲線運行工況),垂向載荷+輪緣內側橫向載荷 Hy3b;工況4b(內側車輪曲線運行工況),垂向載荷。

其中,各工況中施加的載荷值按式(2)計算,各載荷在車輪斷面內的作用位置和方向如圖2所示。

2 車輪應力計算模型

2.1 有限元模型

快捷貨車車輪為軸對稱S形輻板整體輾鋼輪,材質為CL60鋼。由于車輪結構具有復雜的幾何形狀,故應用傳統(tǒng)的彈性力學解析法難以得出精度較高的應力解。隨著數(shù)值計算方法和計算機技術的不斷發(fā)展,應用有限元法對車輪進行結構應力分析得到了推廣。車輪在工作壽命期間會出現(xiàn)踏面磨耗、表面剝離和表面擦傷等破壞,當其達到一定的程度時就需進行旋輪處理,直到車輪踏面幾何尺寸達到設計的極限狀態(tài)(磨耗到限),該車輪的使用周期完成。因此,磨耗到限車輪的應力水平高于新造車輪,在強度計算時以車輪磨耗到限的幾何尺寸作為基礎,以保證車輪在整個使用周期的安全性[7]。

圖2 載荷作用位置及方向(日本鐵路)

在ANSYS軟件中建立了踏面磨耗到限車輪的三維實體模型,使用線性8節(jié)點6面體塊單元進行有限元網格離散。其中,有限元建模中忽略了對輻板應力計算結果無影響的R3倒圓角結構。此外,為考慮輪軸過盈配合作用導致的車輪裝配應力,建立了局部車軸有限元模型,并在輪轂孔和車軸輪座間設置面—面接觸條件。依據(jù)TB/T 1718-2003《鐵道車輛輪對組裝技術條件》標準規(guī)定[10],輪軸過盈量設置為容許最大值0.291 mm。車輪軸對稱面離散網格如圖3所示;計算車輪應力使用的整體車輪和局部車軸FE模型如圖 4所示,其由46 000個Solid45單元、1 400個Conta174接觸單元和1 400個Targe170目標單元組成,共57 200個節(jié)點。

圖3 車輪軸對稱面離散網格

圖4 車輪應力計算 FE模型

2.2 邊界條件

在車輪應力計算有限元模型中,按圖2和圖3所示載荷作用位置和方向,各工況下的垂向和橫向載荷以集中力形式,分別施加在車輪同一斷面上踏面相應節(jié)點位置處;在局部車軸軸身一側端面上施加零位移全約束邊界。

3 疲勞強度評估方法

3.1 最不利單軸疲勞應力確定

一方面,由于實際運行中車輪各點的應力由兩種不同頻率的交變應力疊加而成[2]:一種是由車輪轉動而形成的頻率相對較高的交變應力。車輪是一個旋轉件,由于轉動,車輪上載荷作用的位置在不斷發(fā)生變化,即使載荷數(shù)值恒定不變,其上各點的應力也將隨著車輪的轉動而呈交變應力狀態(tài)。另一種是由不同載荷工況交替出現(xiàn)產生的低頻交變應力。在運行過程中,車輪將經歷不同的載荷工況(直線工況、曲線工況、道岔工況等)。即使車輪不轉動,由于載荷工況的變化,各點的應力也將呈交變應力狀態(tài)。因此,確定最不利疲勞應力時應全面考慮不同載荷工況在車輪不同斷面處的作用效應。另一方面,考慮車輪在各載荷工況作用下輻板應力均呈多軸狀態(tài),故需應用合適的多軸應力轉化準則確定等效的最不利單軸疲勞應力。應用UIC 510-5標準規(guī)定的方法確定車輪輻板的最不利單軸疲勞應力,文獻[2,3,7,8]對該方法的具體實施均有詳述。對于軸對稱整體車輪,當有限元網格劃分也為軸對稱時,則同一圓周上各點的交變應力狀態(tài)是相同的,輻板最不利單軸疲勞應力只需在一個斷面上計算即可,其確定步驟可歸結為:

(1)選定一個車輪斷面作為垂向和橫向載荷的加載區(qū)域,并分別計算所有載荷工況作用下的車輪應力結果和分布。

(2)對于車輪輻板任一圓周處部位,首先確定加載斷面和順時針繞過180°后斷面間所有節(jié)點,在全部載荷工況下的主應力值和作用方向;然后取所有結果中最大的主應力為最不利單軸疲勞應力的最大應力σmax,并取該最大主應力的作用方向為最不利單軸疲勞應力的應力循環(huán)方向。

(3)將其余各組主應力結果分別向最不利單軸疲勞應力循環(huán)方向投影,投影最小值取為最不利單軸疲勞應力的最小應力。

(4)對車輪輻板所有圓周部位重復(2)～(3)步驟,即可確定輻板斷面任意節(jié)點處的最不利單軸疲勞應力和。

3.2 對稱循環(huán)等效疲勞應力確定

由于確定出的最不利單軸疲勞應力常為非對稱循環(huán),而材料的疲勞極限通常是在對稱循環(huán)加載條件下得到的。因此,必須考慮平均應力的疲勞強度影響,將非對稱循環(huán)疲勞應力轉化對稱循環(huán)等效疲勞應力。參考文獻[2],同時考慮平均應力效應、尺寸效應和表面加工效應,應用式(3)將非對稱循環(huán)疲勞應力轉化為對稱循環(huán)等效疲勞應力。

式中 σeq為對稱循環(huán)等效疲勞應力;σa為應力幅;σm為平均應力;ε為尺寸系數(shù),取為0.8;β為表面加工系數(shù),取為0.88;ψσ為不對稱循環(huán)系數(shù),取為0.34。

3.3 許用疲勞應力

[2],依據(jù)CL60鋼的旋轉彎曲對稱循環(huán)疲勞極限,并考慮載荷取值的大小、計算結果的精確程度、材料和結構幾何的分散程度等因素。選取必要的安全系數(shù),車輪輻板的許用疲勞應力[σ-1]確定為202 MPa。

3.4 疲勞強度評估

基于無限壽命設計準則,按式(4)評估車輪輻板的疲勞強度。若式(4)成立,則輻板疲勞性能滿足設計要求,否則不滿足要求。

4 快捷貨車車輪輻板疲勞強度評估

表1列出了評估快捷貨車車輪輻板疲勞強度時,分別按式(1)和式(2)確定出的a系列和b系列工況中,作用在車輪上的垂向和橫向機械設計載荷值。

表1 各工況下車輪的機械設計載荷值 kN

分別基于表1所列兩組設計載荷工況,對快捷貨車車輪輻板的疲勞強度進行評估。兩組計算結果均表明,輻板所有部位的對稱循環(huán)等效疲勞應力都小于許用疲勞應力,其疲勞性能滿足無限壽命設計準則要求。兩組設計載荷工況確定處的輻板疲勞薄弱區(qū)域也相同,均位于輻板內側面與輪轂圓弧過渡部位,如圖5所示。

表2列出了輻板疲勞薄弱區(qū)域部分節(jié)點的對稱循環(huán)等效疲勞應力值。從中可見,盡管b系列工況的設計載荷要大于a系列工況,但按b系列工況確定出的對稱循環(huán)等效疲勞應力卻小于a系列工況。這主要由于b系列工況未考慮車輪道岔運行工況,而該工況是確定輻板疲勞薄弱區(qū)最不利疲勞應力的關鍵載荷工況。

此外,兩組結果中最大對稱循環(huán)等效疲勞應力均發(fā)生在節(jié)點14 255處,其位于半徑為180.0 mm的圓周上,a系列工況的結果值為173.2 MPa,b系列工況的結果值為143.2 MPa,但都小于許用疲勞應力202 MPa,滿足無限壽命設計準則要求。

圖5 車輪輻板疲勞薄弱區(qū)域

表2 輻板疲勞薄弱區(qū)域的對稱循環(huán)等效疲勞應力

5 結論

(1)分別按歐洲鐵路和日本鐵路提出的機械設計載荷和載荷工況,對快捷貨車車輪輻板疲勞強度進行評估。結果表明輻板所有部位的對稱循環(huán)等效疲勞應力都小于許用疲勞應力,其疲勞性能滿足無限壽命設計準則要求。

(2)兩組設計載荷工況確定出的疲勞薄弱區(qū)域相同,均位于輻板內側面與輪轂圓弧過渡部位。按歐洲鐵路載荷工況確定出的對稱循環(huán)等效疲勞應力高于日本鐵路載荷工況,前者計算得出的最大值為173.2 MPa,后者計算得出的最大值為143.2 MPa,均出現(xiàn)在半徑為180.0 mm的輻板面圓周上。

參考文獻

[1] 周張義,米彩盈,李 芾.基于靜力子結構技術對輪軸接觸下車輪的強度分析[J].內燃機車,2006,(9):16-18.

[2] 劉會英,張澎湃,米彩盈.鐵道車輛車輪強度設計方法探討[J].鐵道學報,2007,29(1):102-108.

[3] International Union of Railways.UIC 510-5:2003 Technical Approval of Solid Wheels[S].

[4] Okagata Y,Kiriyama K,Kato T.Fatigue Strength Evaluation of the Japanese Railway Wheel[J].Fatigue Fract Engng M ater Struct,2007,30(7-8):356-371.

[5] BSI.BS EN 13979-1:2003 Railway Applications-Wheelsets and Bogies-M onoblocWheels-Technical Approval Procedure-Part 1:Forged and Rolled Wheels[S].

[6] 何 瑩,劉志明,胡寶義.動車組車輪強度標準與分析方法[J].北京交通大學學報,2009,33(1):15-19.

[7] 米彩盈,李 芾.高速動力車車輪強度分析的工程方法[J].內燃機車,2005,(9):11-13.

[8] 徐傳來,米彩盈,李 芾.基于軸對稱模型的貨車車輪結構疲勞強度分析[J].交通運輸工程學報,2008,8(9):20-23.

[9] 唐道武.列車車輪疲勞強度安全評定的研究[J].機車電傳動,2008,(3):31-33.

[10] 高俊莉,等.TB/T 1718-2003鐵道車輛輪對組裝技術條件[S].北京:中國鐵道出版社,2003.