可變軌距轉向架制動夾鉗隨動裝置結構強度分析

劉 陽，付茂海，馬成成，汪 洋

(西南交通大學 機械工程學院，四川 成都 610031)

0 引言

國際聯運和區域間運輸是國家間經貿交流的重要途經[1]，與其他運輸方式相比，鐵路運輸優勢顯著。在鐵路系統中，線路標準軌距為1 435 mm，也是運用最為廣泛的軌距。但由于歷史等種種原因，不同國家鐵路采用的軌距不盡相同，阻礙了鐵路運輸和國際聯運的發展[2]。因此，要充分發揮鐵路運輸運量大、成本低、環保等優勢，推動國際貿易快速發展，解決不同軌距間的聯通問題就顯得尤為重要。

可變軌距轉向架具有成本低、效率高的優點，是目前實現不同軌距間轉換的主要方式之一[3]。作為可變軌距轉向架的關鍵部件，制動夾鉗隨動裝置(以下簡稱“隨動裝置”)的可靠性對實現變軌距具有重要意義[4]。本文以某型可變軌距轉向架制動夾鉗隨動機構為研究對象，利用有限元軟件ANSYS進行仿真分析，研究其結構強度是否滿足變軌距和制動性能要求，為可變軌距轉向架隨動裝置的研發提供理論依據。

1 隨動裝置基本結構

隨動裝置主要由撥桿、連接塊、外殼體、越程軌以及移動塊等部分組成，如圖1所示。撥桿和連接塊分別通過定位銷、螺釘與移動塊連接，移動塊和越程軌置于外殼腔內，外殼通過螺栓與動力轉向架構架的隨動機構安裝座連接。該裝置適用于1 435/1 520 mm軌距之間切換，同時在兩種軌距下具有鎖緊功能。下面以軌距從1 435 mm到1 520 mm的變軌過程為例簡述隨動裝置的工作原理。

圖1 隨動裝置結構組成

車輛進入地面變軌裝置后，車輪開始發生向外橫移運動，當橫移量達到10 mm時，車輪與隨動裝置的撥桿相接觸，鎖緊裝置開始解鎖，移動塊和越程裝置均無動作。車輪橫移量由10 mm到17 mm的過程中，車輪擠壓撥桿壓縮彈簧，彈簧推動插條使得鎖緊裝置完成解鎖，移動塊開始移動，越程裝置開始沿越程軌上滑。車輪繼續橫移達26.5 mm時，鎖緊裝置處于解鎖狀態，移動塊移動26.5 mm，越程裝置跨過越程軌中部開始下滑，輪對完成變軌。由于越程恢復彈簧此時還處于壓縮狀態，越程裝置下降，推動移動塊繼續移動，解鎖裝置處于解鎖狀態。移動塊繼續移動17 mm，越程裝置到達越程軌底部，解鎖裝置鎖閉，隨動結束。整個過程越程裝置移動43.5 mm，即單側車輪橫移量為43.5 mm(輪對內側距由1 353 mm變為1 440 mm)。

2 建立有限元模型

隨動裝置有限元分析采用空間笛卡爾坐標系，在該坐標系下，X軸指向車輛運行方向，Y軸與運行方向垂直，Z軸垂直于軌道平面，正方向為豎直向上。發生制動時，越程裝置位于殼體兩側，此時隨動裝置容易發生強度失效。因此，本文計算模型中，取越程裝置位于1 520 mm軌距時進行分析。

隨動裝置有限元模型采用8節點實體單元Solid 45和20節點實體單元Solid 95進行離散，共離散為286 939個節點，形成實體單元259 868。螺栓預緊力通過預緊力單元Pretension 179模擬，撥桿與移動塊間的定位銷用Beam 188模擬。定位銷上下兩端節點和撥桿建立點面接觸，中間節點和移動塊與定位銷接觸面耦合自由度。連接塊銷軸下端與閘片摩擦中心之間建立梁單元Beam 188，得到的隨動裝置有限元模型如圖2所示。

圖2 隨動裝置有限元模型

3 載荷工況

在超常載荷和模擬運營工況下，隨動裝置主要受到制動時的垂向載荷以及慣性振動載荷的作用。垂向載荷施加在閘片摩擦中心處，慣性振動載荷以振動加速度的形式施加在整個有限元模型上。根據EN 13749標準,超常載荷和模擬運營工況下的垂向載荷基本計算參數如表1所示。

表1 垂向載荷基本計算參數

超常載荷工況下各制動單元閘片摩擦中心處的垂向載荷FD,max為：

(1)

模擬運營工況下各制動單元閘片摩擦中心處的垂向載荷FD為：

(2)

超常載荷和模擬運營工況下隨動裝置的振動加速度如表2所示。

表2 不同工況下的振動加速度

制動力和振動加速度相互組合，并考慮垂向重力加速度，便可得到夾鉗隨動機構計算工況組合，如表3所示。

表3 夾鉗隨動裝置計算工況組合

4 強度校核

4.1 靜強度校核

根據標準要求，隨動裝置各部件在各超常載荷工況下產生的最大von_Mises應力不得超過材料的許用應力。隨動裝置材料為Q345E，其力學性能如表4所示。

表4 Q345E力學性能

利用ANSYS對隨動裝置在超常載荷下的16個工況進行校核，得到S-1～S-16各工況下的最大應力值，如表5所示。

表5 隨動裝置在超常載荷下16個工況的最大應力值

計算結果表明：在各超常載荷下，S-7工況應力最大，為257.38 MPa，該應力值小于材料許用應力，因此，結構靜強度滿足要求。S-7工況下隨動裝置的應力分布云圖如圖3所示，最大應力位于外殼體螺栓孔處。其余工況最大應力也均位于外殼體螺栓孔處。

圖3 S-7工況下隨動裝置應力分布云圖

4.2 疲勞強度校核

基于裂紋擴展方向與最大主應力方向垂直的基本現象，國際鐵路聯盟研究試驗委員會給出了將多軸應力轉換為單軸應力的方法。計算時，首先獲得各節點在各模擬運營計算工況下的應力分布，尋找最大拉伸主應力及其方向；然后，將節點在其余工況下的應力向最大主應力方向投影，并獲得最小應力；最后，將計算得到的節點應力循環特征點入Goodman曲線，評估結構疲勞強度。Q345E材料的Goodman-Smith疲勞曲線如圖4所示。其中,σ為疲勞極限應力，σmean為平均應力。

圖4 Q345E材料的Goodman-Smith疲勞曲線

對模擬運營工況下的隨動裝置各部件進行考察，計算結果表明移動塊最容易出現疲勞失效。移動塊各節點在Goodman-Smith圖中的位置如圖5所示。分析結果表明，節點212086的疲勞強度最薄弱，節點安全系數為1.01。因此，隨動裝置疲勞強度滿足要求。

圖5 移動塊節點應力特征

5 結語

本文參照歐洲標準EN13749∶2011，制定了可變軌距轉向架制動夾鉗隨動裝置的載荷工況，并利用有限元軟件ANSYS計算了該隨動裝置的靜強度和疲勞強度。結果表明：在依據BS EN 13749∶2011 “Railway application-Methods of specifying structural requirements of bogie frames”確定的計算載荷工況下，隨動裝置的靜強度與疲勞強度均符合標準要求，能夠確保車輛順利變軌距和安全運行。