機車車輛軸箱結構靜強度與模態分析

劉楠，傅茂海，金鑫，王平

(西南交通大學 機械工程學院，四川 成都 610031)

軸箱裝置是鐵道機車車輛轉向架的重要零部件之一，將輪對和構架聯系在一起，傳遞各個方向的作用力。軸箱定位裝置不僅對車輛系統動力學性能有重要影響，在實際運行中還會影響到車輛的運行安全性、穩定性。

在實際運用中，軸箱結構同時受到靜載荷和動載荷的作用。對于新設計的軸箱結構，必須確保其在運用載荷作用下具有足夠的承載能力，保證其在使用期間內的安全性和可靠性；由于軸箱是簧下質量,因此在保證強度和剛度的同時，還應盡可能減小自身結構質量，充分發揮結構的整體承載能力。軸箱結構中的軸承孔、腹板、加強筋等結構均屬于易發生振動的部位，軸箱的振動特性是結構承受動載荷的重要參數。

利用有限元分析軟件ANSYS對軸箱結構進行了靜強度與模態分析，依據UIC、EN等標準對軸箱的靜強度性能進行了評定；通過模態分析，獲得了軸箱結構的固有頻率和振型，為了解結構的薄弱環節、動態性能評定及結構綜合強度性能的評定提供依據。

1 軸箱靜強度分析

a) 軸箱模型

為保證幾何模型和有限元模型尺寸的一致性，在ANSYS中建立幾何模型。該軸箱為整體鑄造件，且沿三個方向均無對稱結構，故應建立整體模型，建模時忽略了半徑較小的鑄造圓角和軸承孔下部的漏水孔。軸承孔內部結構如圖1所示。

圖1 軸箱部分模型

b) 靜強度分析載荷確定

根據車輛的運行特點，依據UIC 510-3:1994以及EN 13749:2005中關于焊接構架進行模擬超常載荷靜強度試驗時的加載方式，確定軸箱的靜強度載荷。

該軸箱計算基本參數如表1。

表1 軸箱強度計算基本參數

單個軸箱承受的垂向靜載荷

最大垂向載荷

Fzmax=1.5Fz=173.09kN

考慮車輛的側滾運動時，輪重的增/減載率

α=0.255

軸箱承受的橫向載荷

縱向載荷

Fxmax=0.1(4Fz+0.2mg)=49.05kN

c) 軸箱靜強度計算載荷

依據UIC 510-3:1994，確定載荷及載荷組合工況如表2所示。

表2 軸箱靜強度計算工況

軸箱材料為各向同性的B+級鋼，材料彈性模量為1.72×103，泊松比為0.3，屈服極限為345MPa。

d) 軸箱有限元分析

1) 有限元模型

軸箱為整體鑄造件(圖2)，采用8節點實體單元Solid45對主結構進行離散；下部腹板與彈簧托盤孔結合處的局部不規則區域采用Solid95號單元。模型整體離散為89489個單元。

圖2 軸箱有限元模型

2) 邊界條件

為盡可能模擬軸箱在運用中的真實受力情況，在添加邊界條件時，將車軸簡化為截面形狀為圓形的梁單元，并在軸箱的軸承孔上部與軸承接觸面的120°角范圍內建立接觸單元；梁單元的另一端即為輪軌接觸點。橫向載荷作用于軸承孔上部與軸承外圈接觸的擋邊上；垂向載荷作用于兩側彈簧托盤凸臺的上表面。

橫向約束作用面為兩側彈簧托盤孔內表面沿橫向120°角范圍內的面；縱向約束作用面為兩側彈簧托盤孔內表面沿縱向120°角范圍內的面。在輪軌接觸點處根據不同工況下載荷的施加情況建立合適的約束。

各工況下載荷與約束的具體施加位置如表3所示。

表3 軸箱靜強度計算邊界條件

圖3為第1、2、4工況下軸箱靜強度計算的邊界條件。由表2易知，第2、3工況橫向載荷方向相反，故第3工況中橫向載荷和約束均作用于軸箱的對稱位置；第4、5工況縱向載荷方向相反，故第5工況中縱向載荷改變反向，縱向約束作用于軸箱的對稱位置。

圖3 軸箱靜強度計算邊界條件

3) 計算結果分析

利用ANSYS軟件對軸箱進行靜強度分析，得到各工況下軸箱的應力計算結果如表4。

表4 各載荷工況下軸箱結構最大應力節點位置

靜強度計算結果顯示，第1、2、3工況下，軸箱結構整體應力分布情況相似，且最大應力均出現在低位彈簧托盤內側立板圓弧的螺栓孔處，如圖4(a)所示，但應力值均未超過材料的屈服極限。第4工況中，軸箱結構大部分區域應力值較低，僅在高位彈簧托盤孔邊緣應力值較大，表現出明顯的應力集中現象，如圖4(b)；第5工況中軸箱結構整體的應力分布情況與第4工況相似，由于縱向載荷的方向相反，最大應力出現在另一側(低位)彈簧托盤孔邊緣，同樣表現出明顯的應力集中現象。

圖4 最大應力出現位置

第4、5工況中軸箱結構的最大應力值均超出了材料的屈服極限，進行初步分析后認為出現這個結果可能有兩種原因：1) 進行靜強度分析時，有限元模型中單元的數量和質量會在一定程度上影響計算結果。針對4、5兩工況中出現的情況，將彈簧托盤孔周圍的網格進行了細化，重新分網后網格密度加大，得到總體單元數量為116877個單元的有限元模型。對該模型加載求解后得到的結果顯示， 前三個工況的計算結果與第一個有限元模型的計算結果相比，整體應力分布情況相似，最大應力出現的位置相同，且最大應力變化值很小，誤差均在5MPa以內。第4工況下的最大應力為318.674MPa，比首個模型降低了33.5MPa；第5工況下最大應力值為356.019MPa，比首個模型降低了43.8MPa。這說明在可能發生應力集中的區域，網格劃分的密度和質量會對分析結果產生明顯的影響，適當加大網格密度可以獲得更為精確的結果。2) 在彈簧托盤孔內表面施加了剛性約束，而實際運用情況下該處安裝橡膠件，且孔邊緣有鑄造圓角，這兩個因素均在一定程度上減輕應力集中的現象。

2 軸箱模態分析

a) 模態分析模型

軸箱結構的模態分析采用上述靜強度分析的有限元模型(圖5)。由于在模態分析中，模型的任何非線性單元都將被忽略，故在原添加接觸單元的面上添加徑向約束；橫向約束仍添加在軸承孔上部與軸承外圈接觸的擋邊上。

表5 軸箱固有頻率及振型

圖5 軸箱結構的部分振型

b) 模態分析結果

模態分析采用分塊的蘭索斯法(Block Lanczo Method)，提取軸箱的前十階模態，其固有頻率和相應振型如表5所示。

模態分析結果顯示：

1) 第1-4階模態振動頻率較低，對應的頻率范圍為453.85Hz-773.3Hz，在這一頻率范圍內，軸箱結構作為一個整體在振動，主要表現為扭轉、彎曲、剪切以及彎曲和剪切的耦合振動，且振動不明顯。

2) 第5-10階模態為高頻振動，此類模態的振動主要集中在兩側的彈簧托盤及其下部腹板，軸承孔處無明顯振動。高位托盤下部腹板出現了同向或反向的彎曲、鼓脹振動，低位托盤主要表現為扭轉振動。

3) 第8階模態振型在1200Hz以上頻率范圍內比較特殊，彈簧托盤及其腹板均未發生明顯扭轉或彎曲振動，而主要為軸承孔沿縱向的變形，這種變形影響了軸承孔的圓度，進而會影響軸承的正常工作。

綜合各階模態的振動特性發現，低頻模態振動不明顯，對軸箱整體的結構強度影響較小；高頻振動較為明顯，振動主要為彈簧托盤及腹板的振動，對軸承孔影響較小。尤其應注意頻率為1330Hz左右的振動，此類振動會使軸承孔發生明顯變形，影響軸承、輪對的正常工作，應避免軸箱發生此種類型的共振。

3 結論

1) 軸箱靜強度分析結果中，第4、5工況下出現了應力值偏大的現象，在對應力集中區域附近網格進行細化后重新計算，得到的結果基本滿足UIC 510-3:1994關于轉向架結構的靜強度評定要求。

2) 有限元模型中單元的數量和質量會對靜強度分析結果產生一定影響。對比前后兩次分析的結果，前三種工況的計算結果幾乎相同，這說明第一個有限元模型的單元數量已能保證計算結果的準確性。在可能出現應力集中的部位，這種影響則須引起重視，應注意此類區域附近的網格密度和質量，也可以采用更高階次的單元類型，以獲得更為精確的結果。

3) 模態分析結果表明，軸箱低頻振動不明顯，對結構強度影響不大。高頻振動較為明顯，主要影響彈簧托盤及下部腹板，在實際運行中若發生此類型的振動，會影響軸箱彈簧的正常工作，應注意避免該頻率的振動。特別在1330Hz左右頻率下，軸承孔會發生明顯的變形，影響軸承工作。總體來看，軸箱結構整體剛度滿足使用要求，在運用中應注意避免1200Hz以上的共振頻率。

[1] 吳敏，黃志輝.八軸機車軸箱三維結構設計及強度計算[J].內燃機車，(2008)11-0015-03.

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[3] UIC 510-3 Wagons-Strength testing of 2 and 3-axle bogies on testing rig 1994.