輪對壓裝過程的有限元分析及壓裝參數的優化設計

楊蘭福,劉 晨,趙越武,田 沖

1.天津現代職業技術學院機電工程學院,天津300350

2.天津大學機械工程學院,天津300350

輪對是列車行進的重要組成部分之一，輪對的質量好壞直接影響著列車的行駛安全[1-4]。隨著社會的發展，列車出行已經成為了人們的重要出行方式之一，因此輪對的安全性越來越重要。而輪對的壓裝質量直接影響著輪對的安全，所以對輪對壓裝過程進行分析有著重要的意義。

國內外眾多學者對輪對壓裝過程進行了一定的研究。劉曉東等[5]運用有限元方法對壓裝力以及輪座與輪轂孔配合面之間的等效應力進行分析。結果表明：在輪軸壓裝過程中，輪座與輪轂孔配合面之間的過盈量對壓裝結果影響較大。王挺等[6]針對輪軸壓裝不當產生輪軸內表面嚴重機械損傷的問題，應用有限元法對其進行了研究。Benuzzi D等[7]通過建立有限元模型仿真分析，獲得不同參數對壓裝曲線的影響規律，并對相應的設計參數范圍提出選取建議。黃堃等[8]對建立輪軸壓裝過程的模型進行仿真分析，得出車軸輪座與輪轂孔表面之間的過盈量與摩擦系數是決定壓裝質量是否合格的關鍵。Jung WS等[9]采用有限元法計算車輪的殘余應力，分析了車輪殘余應力對車輛行駛安全性的影響。范小秦[10]從工程實際出發，宏觀分析了壓裝參數過盈量、壓裝速度、輪座和輪轂孔表面粗糙度、輪座和輪轂孔圓柱度和圓度、溫度、摩擦系數以及壓裝力的相互關系和對輪對壓裝質量的影響。

1 有限元模型的建立

考慮到主要計算的是輪座和輪轂孔配合面的接觸壓力，建立幾何模型時，只需要對配合區域周圍的尺寸完全按照車軸和車輪的尺寸建模，其它區域可以簡化或省略圓角和倒角。簡化后的模型不會對配合區的壓力產生影響，可以大大降低建模的工作量，同時也有利于幾何模型網格的劃分。本文選用的研究對象為軸號為16406的RE2B輪對，輪座和輪轂孔的配合直徑為210 mm，有效配合長度預設為170 mm。輪對材料的彈性模量為2.06×105MPa，泊松比為0.3，屈服極限為250 MPa，當輪座和輪轂孔表面應力大于205 MPa時輪對將發生塑性變形。因為輪對具有對稱性，根據圣維南原理，建立輪座附近一段的四分之一和車輪的四分之一建立有限元模型，如圖1所示。

在進行壓裝分析時，保持車輪固定不動，給車軸施加一軸向位移，選取不同的過盈量，摩擦系數和壓裝速度進行有限元分析。其中過盈量分別選取0.16 mm、0.24 mm和0.32 mm；摩擦系數分別選取0.1、0.15和0.2；在進行壓裝時要求壓入的位置應準確無誤，并且車輪與車軸的相對位置不能隨意變動，故對進給速度的要求極為嚴格[12,13]，對大量試驗結果分析，車軸的進給速度控制在0.5～2 mm/s之間,本文壓裝速度分別選取1.3 mm/s、1.7 mm/s和2 mm/s。共分成七種方案計算輪對壓裝過程中的壓裝力以及配合面的應力，具體方案如表1所示。

圖1 輪對有限元模型Fig.1 Finite element model of the wheel pair

表1 輪對壓裝方案Table 1 Press fitting scheme of wheel pair

2 結果分析

2.1 過盈量對壓裝過程的影響

在摩擦系數和壓裝速度一定的情況下，選取不同的過盈量對輪對進行壓裝分析。得到壓裝過程中的輪座和輪轂孔表面應力分布情況以及壓裝力的變化情況，如圖2 所示。

圖2 不同過盈量下壓裝參數分析對比Fig.2 Comparison of assembling parameters in different shrink range

由圖2（a）和圖2（b）可以看出，隨著過盈量的增加，輪座和輪轂空表面的應力隨之增加，但是具體分布趨勢并沒有改變。當過盈量由方案1 的0.16 mm 增加到方案3 的0.32 mm 時，輪座表面最大應力由300.9 MPa 增加到600.5 MPa，輪轂孔表面最大應力由396.8 MPa 增加到792.3 MPa。而對于同一方案，壓裝過程中輪轂孔表面應力和輪座表面應力變化趨勢基本相同，并且輪轂孔表面應力均大于輪座表面應力。由圖2（c）可以看出隨著過盈量的增加，壓裝最大壓力由方案1 的360.9 kN增加到方案3 的721.4 kN。說明過盈量對壓裝過程的影響明顯，在壓裝過程中選取合適的過盈量至關重要。由于輪對壓裝要求最終壓裝力在700～1200 kN 之間，因此在進行輪對壓裝時過盈量應不小于0.24 mm。

2.2 摩擦系數對壓裝過程的影響

在過盈量和壓裝速度一定的情況下，改變摩擦系數，對輪對進行壓裝分析。得到不同摩擦系數下的壓裝過程中的輪座表面應力和輪轂孔表面應力變化以及壓裝壓力的變化情況，如圖3 所示。

圖3 不同摩擦系數下壓裝參數分析對比Fig.3 Comparison of assembling parameters in different frictioncoefficients

由圖3（a）和圖3（b）可以看出，隨著摩擦系數的改變輪座表面應力和輪轂孔表面應力并沒有發生明顯的變化，說明摩擦系數對壓裝過程中的應力變化影響較小。而對于相同摩擦系數時，壓裝過程中輪轂孔表面應力和輪座表面應力變化趨勢基本相同，并且輪轂孔表面應力均大于輪座表面應力。由圖3（c）可以看出隨著摩擦系數的增加，壓裝壓力隨之增加，最大壓裝壓力由275.6 kN 增加到541.2 kN，說明摩擦系數對壓裝壓力的影響明顯。在進行輪對壓裝時，合適的摩擦系數同樣至關重要。因此摩擦系數應當選擇在0.2 以上才能滿足壓裝要求。

2.3 壓裝速度對壓裝過程的影響

在過盈量和摩擦系數一定的情況下，選取不同的壓裝速度對輪對進行壓裝分析（圖4）。

圖4 不同壓裝速度下壓裝參數分析對比Fig.4 Comparison of assembling parameters in different speed of press fitting

由圖4 可以看出，在不同壓裝速度下對輪對進行壓裝時，輪轂孔表面應力大于輪座表面應力，且輪座和輪轂孔表面應力以及壓裝壓力隨著壓裝速度的變化基本不發生改變，說明車軸壓裝時基本不受壓裝速度的影響。一般壓裝速度在1 mm/s～2 mm/s 之間，當壓裝速度過大時會壓裝過程中產生的巨大熱量由于時間較短二無法及時散發出去，會對最終的壓裝結果產生影響。

3 壓裝完成后的應力分布情況

不同方案下壓裝完成后應力分布基本相同，以方案1為例，圖5為方案1壓裝完成后的等效應力云圖，圖6為壓裝完成后車輪與車軸的等效應力變化曲線圖，由圖6可以看出壓裝完成后，輪轂孔表面應力仍然大于輪座表面應力，并且輪轂孔和輪座表面出現應力集中現象，應力集中位置基本相同，因此在壓裝時應重點關注這些位置。

圖5 壓裝完成后輪軸等效應力云圖Fig.5 The equivalent stress nephogram of wheel shaft after press fitting

圖6 壓裝完成后輪軸等效應力變化曲線Fig.6 The equivalent stress curves of wheel shaft after press fitting

4 結論

本文建立了輪對對稱的有限元模型，通過改變過盈量，摩擦系數和壓裝速度對輪對進行了壓裝分析，研究了過盈量，摩擦系數和壓裝速度的改變對輪對壓裝過程的影響，并對壓裝參數進行了優化。分析結果如下：

（1）壓裝過程中最大應力出現在輪轂孔表面，并且壓裝完成后輪作表面和輪轂孔表面都出現應力集中現象；

（2）過盈量和摩擦系數對壓裝過程影響明顯，而壓裝速度對壓裝過程基本沒有影響。合適的過盈量和摩擦系數是保證壓裝成功的關鍵，并且根據壓裝要求過盈量應當不小于0.24 mm，摩擦系數不小于0.2，壓裝速度應在1 mm/s 到2 mm/s 之間。