一種重載貨車車鉤強度的分析方法

徐京濤，朱濤，尹敏軒，王超，肖守訥，陽光武，楊冰

(西南交通大學 牽引動力國家重點實驗室，四川 成都 610031)

0 引言

重載貨車牽引噸位增加、車輛周轉次數增多以及車輛間縱向載荷增大惡化了車鉤的服役環境。新的重載貨車運行條件對車鉤服役安全性提出了新的要求，并且導致檢修周期大幅縮短，增加了維修成本，因此，有必要針對目前重載貨車常用的16型、17型車鉤進行強度分析，為后續開展車鉤疲勞壽命評估及可靠性分析奠定基礎。

于占俊等[1]對濟南西車輛段檢修時發現鉤舌下牽引臺根部出現裂紋的情況占70%～80%。王永亮[2]對大秦線湖東段報廢車鉤進行統計時發現下牽引臺裂紋占60.73%，而上牽引臺幾乎沒有裂紋。朱濤等[3]對40個鉤舌和20個鉤體進行裂紋擴展試驗，發現鉤舌下牽引臺斷裂的占89%，鉤體下牽引臺穿透占90%，試驗結果與線路統計結果基本吻合，臺架試驗的工裝方式能夠真實反映車鉤在線路上的受力情況。通過上述現場對報廢車鉤的故障部位統計和裂紋擴展臺架試驗發現，鉤舌的主要裂紋出現在鉤舌下牽引臺和S面，上牽引臺幾乎沒有裂紋。造成這種現象的原因可能是因為鉤舌和鉤體上下牽引臺受力不均。

CHUNDURU S P等[4]對滿足ARR標準的E級鋼鉤舌單獨分離出來進行了靜強度計算，簡化了鉤舌的計算，但計算結果與真實情況存在較大差異；于兆華[5]將鉤舌和鉤體分離，分別施加沿縱向的均布載荷和除縱向方向其他5個自由度的約束，不能反映車鉤真實的受力情況；INFANTE V等[6]對鉤體做了應變測試，并單獨計算了鉤體的三維應力，其有限元模型主要細化了鉤頸區域，并沒有對牽引臺進行詳細研究；李晨曦等[7]單獨對鉤體做了縱向拉伸和壓縮工況的線性分析，沒考慮由于重力作用時鉤頭下垂對鉤體上、下牽引臺受力不均產生的影響；苗偉明等[8]做了鉤舌與鉤體的裝配分析，在左側鉤體尾部試驗沿縱向的均布載荷，右側鉤體施加除縱向方向其他5個自由度的約束，而沒有考慮到車鉤下垂對裝配體模型受力的影響。

目前對貨車車鉤的有限元仿真大多數都是將鉤舌和鉤體單獨取出來，按照理想的加載方式和約束進行計算。少數采用裝配體對車鉤及其零部件進行靜強度分析，也是按照理想的加載方式和約束進行計算，沒有考慮到車鉤自質量及其安裝間隙導致鉤頭下垂對車鉤靜強度分析產生的影響，所以其計算結果都是鉤舌和鉤體上下牽引臺受力大小基本一致。而且缺乏有效的試驗數據驗證仿真分析結果的可靠性。

為了解決上述仿真分析方法的不足，合理地解釋鉤舌下牽引臺出現較多裂紋的現象，本文首先采用完整的16型、17型對拉車鉤進行計算，并將計算結果與試驗結果進行比較；然后，對車鉤進行詳細的受力分析，確定影響車鉤縱向載荷分布的系統參數，合理地解釋裝配體模型存在的問題；最后，采用單車鉤模型進行有限元仿真，并與試驗結果進行對比，證明方法的可靠性。

1 鉤舌鉤體應變測試

1.1 測點布置

為了驗證仿真結果的可靠性和系統參數對載荷分布的影響，選擇了車鉤較為典型的部位布置單向應變片，其中16型鉤舌布置6個測點，17型鉤體布置4個測點，測點位置如圖1和圖2所示。

圖1 16型鉤舌應力測點位置圖

圖2 17型鉤體應力測點位置

1.2 試驗過程

在試驗開始前將車鉤連掛，施加200kN載荷使車鉤對中鎖緊，消除車鉤工裝后的間隙，避免試驗開始時產生沖擊。車鉤應力測試安裝如圖3所示。在此基礎上，按正弦曲線施加載荷，每個載荷循環30次，保證動態應力測試數據平穩，載荷譜如圖4所示。

圖3 車鉤應力測試安裝圖

圖4 試驗載荷譜

2 耦合車鉤仿真計算與模型校核

2.1 耦合車鉤有限元模型

17型車鉤材料為鑄造E級鋼，其力學特性見表1。通過對該材料的循環本構試驗，得到了其多段式材料應力應變關系，如圖5所示?；谌S車鉤模型，采用高階四面體單元建立了車鉤有限元模型，如圖6所示。其中接觸包括：鉤體牽引臺-鉤舌牽引臺接觸、鉤舌S面接觸、鉤舌銷孔-鉤舌銷接觸、鉤耳孔-鉤舌銷接觸(圖7)。邊界條件設定為：車鉤一端約束三個方向位移，另一端按載荷譜施加拉伸載荷，鉤舌與鎖鐵接觸部位施加橫向約束(圖8)。

表1 鑄造E級鋼力學特性

圖5 鑄造E級鋼應力應變曲線

圖6 16型、17型車鉤有限元模型

圖7 接觸單元

圖8 邊界條件

2.2 計算結果對比

鉤舌下牽引臺根部測點1、2、3應力仿真與試驗對比結果如圖9(a)所示，上牽引臺根部測點4、5、6應力仿真與試驗對比結果如圖9(b)所示,鉤體測點7、8、9、10應力仿真與試驗對比結果如圖9(c)所示。對比結果表明：對拉裝配體有限元模型能夠較好地擬合出鉤體受力變化的情況，但是由于鉤舌和鉤體內部接觸的系統參數是由三維模型給定的一個理想狀態，所以仿真結果導致鉤舌上、下牽引臺應力差別不大，且與試驗結果存在較大差距。這說明鉤舌與鉤體內部接觸的系統參數變化對鉤舌受力影響很大，對拉裝配體有限元模型與實際情況存在較大差距，為此本文對鉤體鉤舌進行詳細的受力分析，并考慮采用不含接觸關系的單車鉤有限元模型進行仿真，以提高仿真結果的準確性。

3 車鉤受力狀態分析

由于鉤體和鉤舌內部存在間隙，車鉤在重力作用下會導致鉤舌中心線與鉤體中心線存在高度差以及傾角。隨著載荷的增大，鉤舌等效作用力位置不斷變化，這些因素對鉤舌鉤體的承載產生重大影響。

17型鉤體內部結構完全一樣，互為對稱結構，根據對稱原理，在兩鉤舌接觸面上，主要承受x方向的拉力，幾乎不受y向和z向載荷的作用。圖10給出了單車鉤在xOz平面內的受力情況。

圖10 17型鉤體-鉤舌整體受力分析

圖10中a為鉤舌內腕面高度；b為鉤體尾銷孔上下距離；c為鉤舌內腕面中心線與尾銷孔中心線之間的高度差；d為鉤舌質心作用點與尾銷孔受力點之間的縱向距離；m為載荷逐漸增大時，等效力最終作用點距鉤舌內腕面中線的距離；Fx1為鉤舌內腕面所受縱向等效力；Fx2為車鉤鉤尾銷孔所受縱向等效力；Fz為車鉤鉤尾銷孔所受垂向等效力；z1為Fx1作用點距離內腕底部的距離；z2為Fx2作用點距離尾銷孔頂部的距離；GS為鉤舌所受重力；GT為鉤體所受重力。

根據結構整體力與力矩的平衡，有：

Fx1=Fx2

(1)

Fz=GS+GT

(2)

(3)

其中式(3)可轉化為

(4)

在車鉤剛鎖死時，等效力作用點如圖10所示。隨縱向牽引力逐漸增大，Fx1作用點從最底端逐漸向上移動，同時Fx2作用點從最頂端逐漸下移，兩力作用點逐漸趨近于鉤舌內面中線距離為m的位置。假設等效力作用點的位置線性變化，那么：

(5)

(6)

將式(6)代入式(4)，有

(7)

上式描述了鉤舌內腕面等效力Fx1與作用點位置z1之間的關系，其中GS、GT、a、b、d、e為系統內與車鉤尺寸重力的常數，c、m為影響Fx1和z1的主要因素。

4 單車鉤仿真計算與模型校核

4.1 邊界條件

根據第3節的受力分析可知，車鉤自質量雖與徑向載荷相比較小，但對車鉤整體受力狀態產生極為重要的影響，因此車鉤有限元計算必須考慮其自質量的影響。

在重力作用下，車鉤在較小載荷時各部件之間的接觸狀態顯著改變，對完整車鉤裝配體模型進行瞬態分析較為困難。因此，本文通過在鉤舌S面施加不均等載荷來等效考慮車鉤受自質量影響而導致上、下牽引臺載荷不均的情況，而不在有限元計算時施加重力載荷。

為減小等效集中力加載造成的應力集中現象，本文在鉤舌內腕沿著車鉤縱向中心線處施加作用力在xOz平面內，鉤舌受力如圖11所示。將鉤舌內腕沿中心線分成上、下兩部分。

圖11 鉤舌xOz平面內受力分布

根據對稱原理，約束力加載節點的z向和y向的位移，約束鎖鐵與鉤舌接觸區域的y向位移以模擬鎖鐵的約束作用，同時約束鉤體尾銷孔的3個方向位移作為有限元模型的位移邊界條件。施加所有邊界條件的單車鉤有限元模型如圖12所示。

圖12 單車鉤有限元計算模型

4.2 計算結果對比分析

單車鉤模型仿真結果與試驗對比如圖13、圖14所示。

圖13 鉤舌下牽引臺試驗與仿真對比

圖14 鉤舌上牽引臺試驗與仿真對比

從對比結果可以看出采用單車鉤有限元模型進行仿真時，仿真結果與試驗結果較為吻合。相較于耦合車鉤有限元模型，單車鉤有限元模型能夠更好地反映出鉤舌真實的受力情況。測點3、測點4的仿真結果略大于試驗結果，可能是由于試驗車鉤表面打磨量較大而導致的。

5 結語

1)采用包含多種接觸狀態的耦合車鉤對拉裝配體有限元分析方法，由于鉤舌和鉤體的相對位置處于理想狀態，導致了計算結果過于理想化，與實際情況存在著一定差距。

2)采用單車鉤有限元模型，通過控制模型力與位移的邊界條件來等效地考慮車鉤自質量的影響，能夠有效地反映車鉤真實的受力狀態。

3)單車鉤有限元模型在保證計算準確性的前提下，相較于耦合車鉤對拉裝配體有限元模型的計算速度提高1.5倍。

4)從鉤舌結構優化的角度考慮，鉤舌下牽引臺的測點應力明顯大于上牽引臺測點應力，應適當增加下牽引臺根部的過渡圓角。