礦用窄軌機車車輪強度計算分析

于文濤,徐傳波,3,高紅星(.鄭州鐵路職業技術學院,鄭州 450052; 2.南京鐵道職業技術學院 機車車輛學院,南京 2003; 3.西南交通大學 牽引動力國家重點實驗室,成都 6003)

礦用窄軌機車車輪強度計算分析

于文濤1,徐傳波1,3,高紅星2,3
(1.鄭州鐵路職業技術學院,鄭州 450052; 2.南京鐵道職業技術學院 機車車輛學院,南京 210031; 3.西南交通大學 牽引動力國家重點實驗室,成都 610031)

介紹了出口澳大利亞礦用窄軌機車車輪的主要設計參數.為保證其行車安全,參照EN13979規范中的計算方法和UIC510-5規范中的疲勞強度校核方法,分別對車輪進行了靜強度計算與疲勞強度分析.結果表明,所截取車輪截面其靜強度與疲勞強度滿足強度設計要求.其中,車輪最大等效應力位于過盈配合面內側邊緣,車輪最大動應力位于車輪輪輻內側.計算結果與車輪實際所測裂紋出現位置相符合,故該方法具有一定的工程應用價值.

礦用; 機車; 車輪; 強度

由于礦山開采行業的運輸量大,所處區域地勢環境復雜,鐵路運輸成為了礦山主要運輸方式之一.基于其運輸成本低、運輸效率高的特點,使得礦用窄軌機車成為了礦山開采運輸環節最主要的機械設備之一.然而,車輪作為機車運行過程中關鍵的承載部件,其受載狀態復雜且惡劣,車輪強度直接關系著整車的運行安全.因此,對車輪的強度進行計算分析是十分必要的.

車輪強度的分析方法主要是參照已有的車輪計算規范,采用有限元的分析方法,對其進行靜強度的計算,并采用相關疲勞評定準則進行疲勞強度的校核.

本文參照EN13979規范[2],對出口澳大利亞礦用窄軌機車的車輪進行了有限元的強度計算,采用UIC510-5規范[3]中的疲勞強度校核方法對車輪計算截面的關鍵節點進行疲勞強度評判,并將計算結果與實際所測裂紋出現位置進行比較分析.

1 概要與理論

1.1車輪主要設計參數

機車采用B0-B0軸式,踏面制動方式,其他設計參數如表1所示,車輪結構如圖1所示.

表1 車輪主要設計參數Tab.1 The main design parameters of the wheel

圖1 車輪結構Fig.1 The wheel structure

1.2工況載荷

圖2為車輪踏面的受力加載位置.根據機車運行過程中直線行駛、曲線行駛、通過道岔3種不同受力的狀態,參照EN13979規范中的計算方法,設計車輪載荷工況如下:

工況1 直線運行,Fz1=1.25Qg,Fy1=0.

工況2 曲線運行,Fz2=1.25Qg,Fy2=0.7Qg.

工況3 通過道岔,Fz3=1.25Qg,Fy3=-0.42Qg.

工況4 計算截面繞輪中心線旋轉180°后對應截面施加工況1相同的載荷.

工況5 計算截面繞輪中心線旋轉180°后對應截面施加工況2相同的載荷.

工況6 計算截面繞輪中心線旋轉180°后對應截面施加工況3相同的載荷.

工況7 超常載荷,Fz4=90+Qg,Fy4=α(10+P0/3).

工況8 計算截面繞輪中心線旋轉180°后對應截面施加工況7相同的載荷.

其中:Q為每個車輪的作用在軌上質量;P0為軸重;取α=1;Fz1,Fz2,Fz3,Fz4為各工況下車輪承受的垂向力;Fy1,Fy2,Fy3,Fy4為各工況下車輪承受的橫向力;工況1～6為模擬運營工況;工況7～8為超常載荷工況.

圖2 車輪加載圖Fig.2 The loading diagram of wheel

1.3計算截面選取

由于車輪輪輻沒有任何特殊結構,故選取在車輪的任意一個截面施加1.2節所述載荷工況,如圖3所示.

圖3 車輪有限元模型Fig.3 The finite element model of wheel

2 計算模型

為簡化計算,對模型做了如下的簡化:① 假定輪對受對稱載荷,取一個輪和半根車軸作為分析模型;② 模型中未考慮注油孔等小孔;③ 未考慮結構中的一些凸角結構的倒角或倒圓.

模型尺寸選取踏面磨耗極限態.車輪和車軸均采用8節點6面SOLID45體單元,輪軸配合表面采用面對面的接觸單元.實體單元總數為347 040,節點總數為380 400,接觸單元總數為22 560.車輪網格離散模型如圖3所示.約束面為車軸的截面,對車軸內側截面施加全約束,外側截面施加垂向約束,如圖3所示.

3 車輪強度評定

3.1靜強度工況計算結果分析

模型中坐標軸Y與Z的方向如圖2所示,X軸方向符合右手法則.各工況靜強度計算結果如表2所示,各加載工況下車輪等效應力計算結果如圖4～圖6所示.

表2 靜強度應力值計算結果Tab.2 The calculated results of static strength

圖4 工況1 Von Mises應力云圖Fig.4 The Von Mises stress cloud diagram ofworking condition 1

圖5 工況2 Von Mises應力云圖Fig.5 The Von Mises stress cloud diagram ofworking condition 2

圖6 工況8 Von Mises應力云圖Fig.6 The Von Mises stress cloud diagram ofworking condition 8

計算結果表明:模擬運營工況中,曲線行駛工況(工況2)的Von Mises等效應力最大,為312.71 MPa.8種加載工況中,超常運營工況(工況8)的最大Von Mises等效應力為317.69 MPa,最大應力點均位于輪軸過盈配合面邊緣.車輪上各節點應力不超過材料的彈性極限355 MPa,故車輪靜強度滿足強度設計的要求.

3.2疲勞強度評定理論

車輪在運行中受力狀況十分復雜,主要承受來自機車運行中的垂向和橫向振動,各點的應力狀態為多軸應力.多軸應力的疲勞強度評定有多種方法.工程應用上,一般選用UIC510-5規范中提出的疲勞強度評判方法進行校核.該方法認為車輪在運行中,各點為非對稱循環,其破壞形式主要是由最大主應力方向的應力造成.計算出的車輪各點動應力Δσ應當小于許用動應力[Δσ]=360 MPa.

確定6個模擬運營載荷工況中所有點的主應力,選取3個載荷工況中最大應力σmax和最小應力σmin(等于σmax方向上的最小法向應力).

平均應力為

應力幅值為

動應力為

Δσ=σmax-σmin

按照UIC510-5規范,疲勞評定是對所有截面節點進行了評定.由于對全部節點進行分析,其數據量太大,故分析過程中只選取加載截面中24個關鍵節點,如圖7所示.并提取節點的數據結果,通過繪制動應力赫格圖對車輪疲勞強度進行評判.

圖7 計算截面上的關鍵節點選取Fig.7 The selected key nodes in the calculated section

在對應的加載截面中選取24個關鍵節點,所選取節點應該具有代表性,比如應力集中點、較大應力點、幾何特征點.盡量保證車輪內側與外側均為12個點,輪轂、輪輻、輪輞上均有選中的節點.

3.3疲勞強度評定

從計算結果中提取出在各工況載荷下的24個節點的最大應力σmax與最小應力σmin.并根據2.2節的方法,計算其平均應力σm、應力幅值σa與動應力Δσ,如表3所示.由于數據量太大,此處僅列出節點1、節點8、節點16、節點24的數值結果.

表3 疲勞強度評判數值Tab.3 The evaluation of fatigue strength MPa

對于整個截面上的所有節點,可根據其平均應力值、應力幅值繪制動應力赫格圖,如圖8所示.

圖8 加載截面的車輪動應力赫格圖Fig.8 The Herge diagram of dynamic stressof load section in the wheel

3.4結果分析

按照UIC510-5規范對車輪輻板疲勞強度進行評判.車輪各節點在各循環工況下動應力小于車輪許用動應力[Δσ]=360 MPa,且加載截面所有節點均位于動應力赫格圖內,故此車輪滿足疲勞強度設計要求.

車輪輻板上最大動應力為179.7 MPa,該節點為圖7中的節點16,位于車輪輪輻內側輪轂與輪輻過渡處.與實際所測裂紋出現位置相符.

4 結論

參照EN13979規范,對出口澳大利亞礦用窄軌機車的車輪進行了有限元的強度計算,采用UIC510-5規范中的疲勞強度校核方法對車輪計算截面的關鍵節點進行疲勞強度評判,結果表明:

(1) 模擬運營工況中,車輪曲線行駛工況2的Von Mises等效應力最大,為312.71 MPa.車輪靜強度最大Von Mises應力為317.69 MPa,對應于載荷工況8,應力最大點均位于輪軸過盈配合面邊緣.所有工況最大應力值均小于材料的彈性極限,因此,車輪滿足靜強度設計要求.

(2) 車輪疲勞強度分析中,車輪上輻板最大動應力為179.7 MPa,疲勞危險點位于車輪輪輻內側輪轂與輪輻過渡處,與實際所測裂紋出現位置一致.且加載界面內所有節點均位于動應力赫格圖極限曲線內,故車輪符合疲勞強度設計要求.

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Calculationandanalysisonstrengthofwheelofminenarrow-raillocomotive

YUWentao1,XUChuanbo1,3,GAOHongxing2,3
(1.Locomotive & Vehicle Department,Zhengzhou Railway Vocational & Technical College,Zhengzhou 450052, China; 2.College of Railway Locomotive Vehicle,Nanjing Institute of Railway Technology,Nanjing 210031, China; 3.National Key Traction Power Laboratory,Southwest Jiaotong University,Chengdu 610031, China)

The main design parameters of wheel of mine narrow-rail locomotive which export to Australia are introduced.In order to guarantee its safety,calculate the static strength and fatigue strength of the wheel respectively with reference to the calculation method presented in standard UIC510-5 and EN13979.The results show that the static strength and fatigue strength of the selected wheel section meet with the requirement of strength design.Among them,the maximum equivalent stress of the wheel is on the inside edge of interference fit surface,the maximum dynamic stress locate in the inside of wheel disk.The calculation result is consistent with the crack location actually measured.Therefore,the method has a high engineering application value.

mine; locomotives; wheel; strength

U 270.1+2

： A

： 1672-5581(2017)03-0199-05

機車學院鐵道機車校品牌專業資助項目(103119);國家科技支撐計劃資助項目(2015BAG12B01-17);國家自然科學基金資助項目(51475388)

于文濤(1968—),男,副教授,碩士.E-mail:boxinmeijing@163.com