中央牽引裝置強度仿真及試驗對比研究

馮征，肖襄雨，張華麗，張國平

中央牽引裝置強度仿真及試驗對比研究

馮征1，肖襄雨2，張華麗1，張國平1

（1.中車青島四方機車車輛股份有限公司，山東 青島 266111；2.西南交通大學 牽引動力國家重點實驗，四川 成都 610031）

中央牽引裝置是連接車體和轉(zhuǎn)向架的專用裝置，在車輛系統(tǒng)中起到縱向牽引載荷傳遞、橫向限位等重要作用。本文依據(jù)EN13749對某動車組中央牽引裝置進行有限元分析，進而對其進行了靜強度和1000萬次的疲勞強度試驗，同時對比了有限元仿真和靜強度試驗結(jié)果。計算分析結(jié)果表明，牽引裝置的靜強度結(jié)果都小于相應材料的許用應力，最大應力出現(xiàn)在中心銷腹板折彎處304.60 MPa和牽引拉桿端頭處314.54 MPa；在Goodman曲線圖中進行疲勞評估均落在包絡線內(nèi)，滿足疲勞評估要求；對比靜強度和有限元仿真結(jié)果，仿真和試驗結(jié)果控制在20%以內(nèi)；對牽引裝置進行1000萬次疲勞試驗后進行無損檢測，無任何裂紋，滿足疲勞試驗要求。

中央牽引裝置；有限元仿真；靜強度；疲勞強度

某型動車組中央牽引裝置，上部通過中心銷和車體枕梁連接，下部通過牽引拉桿和轉(zhuǎn)向架連接，側(cè)面通過二系橫向減振器和轉(zhuǎn)向架連接。在車輛運營過程中，中央牽引裝置主要承受轉(zhuǎn)向架和車體之間的牽引制動的縱向力，通過曲線時的橫向力以及橫向減振器載荷。因此，中央牽引裝置在車輛服役過程中起到舉足輕重的作用。

劉興龍等[1]利用Hyper Mesh和ANSYS建立了牽引拉桿的有限元模型，對其剛度和強度進行了分析，在分析中考慮了結(jié)構(gòu)的材料非線性和接觸狀態(tài)非線性，驗證了仿真的真實性；張會杰等[2]運用CREO建模了牽引拉桿裝置，并運用ABAQUS進行強度分析，試驗時采用模擬實際運行安裝方案進行工裝設計；陳日成[3]分析比較了單牽引拉桿裝置、雙牽引拉桿裝置和橡膠堆牽引裝置的優(yōu)缺點，得出應根據(jù)不同使用環(huán)境及運行特點選用不同結(jié)構(gòu)特征的有軌電車牽引組件；楊廣雪等[4]將牽引拉桿做成力傳感器元件，通過對重要典型工況進行分析并編制牽引拉桿載荷譜，盡可能全面地反映高速列車牽引拉桿載荷的分布特性，研究結(jié)構(gòu)疲勞損傷的分布特性；胡明廣等[5]對牽引拉桿進行靜強度分析和疲勞可靠性分析，基于--曲線正弦載荷激勵，按照累計損傷理論和雨流計數(shù)法，計算牽引拉桿的中位壽命，綜合結(jié)果可以得出，牽引拉桿發(fā)生疲勞破壞的部位是靜強度分析時應力較大的部位；孫世仁等[6]分析了不同胚料及摩擦系數(shù)等因素對牽引拉桿鍛造成形的載荷、等效應力及金屬流動特性的影響，找出關(guān)聯(lián)關(guān)系，優(yōu)化工藝參數(shù)，運用試驗驗證仿真結(jié)果正確；彭立群等[7]研究了中心銷板式牽引裝置，設計了新型系統(tǒng)加載試驗方案，并與傳統(tǒng)牽引橡膠堆組對試驗進行分析對比，試驗設計結(jié)果與實際工況結(jié)果基本一致，能準確反映出牽引裝置的力學性能；張曉艷[8]依據(jù)UIC615研究了在超?？v向5加速度載荷作用下，不允許產(chǎn)生任何故障、可以產(chǎn)生永久變形的轉(zhuǎn)向架牽引裝置；杜子學等[9]研究了單軸轉(zhuǎn)向架跨坐式單軌車輛中如何選取合理的平衡拉桿與牽引拉桿剛度參數(shù)及安裝位置，通過仿真計算分析了牽引平衡裝置的參數(shù)對整車動力學性能的影響，合理選取了滿足車輛最佳動力學性能的牽引平衡裝置參數(shù)；顧磊[10]采用Pro/E建立簡化模型，通過優(yōu)化模型參數(shù)，得出牽引拉桿剛度及橡膠節(jié)點剛度，經(jīng)對比得出相應誤差結(jié)果并進行分析。

本文主要是通過對中央牽引裝置的核心部件——中心銷和牽引拉桿進行有限元仿真，然后進行臺架試驗，對比仿真和試驗結(jié)果，從而驗證仿真模型的準確性和試驗加載的有效性。

1 中央牽引裝置模型

中心銷的三維模型如圖1所示，上表面通過4個M30螺栓和車體枕梁連接，螺栓扭矩1100 N·m，同時設置有導柱止口，在中心銷的兩側(cè)設有橫向止檔裝置用來傳遞橫向載荷，同時橫向兩側(cè)設有橫向減振器座，以連接和轉(zhuǎn)向架構(gòu)架上的橫向減振器，中心銷最下方是牽引拉桿座，通過牽引拉桿和轉(zhuǎn)向架構(gòu)架的牽引拉桿座連接，從而傳遞縱向載荷，牽引拉桿三維模型如圖2所示。

圖1 中心銷三維模型

圖2 牽引拉桿三維模型

1.1 結(jié)構(gòu)材料屬性及驗收準則

中心銷和牽引拉桿的材料機械性能及抗疲勞性能如表1、表2所示。

表1 中心銷的材料機械性能及抗疲勞性能

表2 牽引拉桿的材料機械性能及抗疲勞性能

1.2 載荷工況的確定

依據(jù)UIC 615-4《動力轉(zhuǎn)向架－轉(zhuǎn)向架和走行裝置－轉(zhuǎn)向架構(gòu)架結(jié)構(gòu)強度試驗》[11]及BS EN 13749《鐵路設施－轉(zhuǎn)向架結(jié)構(gòu)要求的規(guī)定》[12]的規(guī)定編制載荷工況，分為超常載荷工況和模擬運營工況。超常載荷是為了檢驗在結(jié)構(gòu)在運用過程中極少可能發(fā)生的最大載荷組合作用下有無產(chǎn)生永久變形的危險；模擬運營載荷是為了檢驗結(jié)構(gòu)在運用過程中有可能發(fā)生的比較大的載荷組合作用下有無產(chǎn)生疲勞裂紋的危險。中心銷的載荷工況組合如表3所示，由于牽引拉桿安裝在中心銷上，因此牽引拉桿載荷即中心銷縱向載荷。

表3 載荷工況組合（單位：kN）

注：根據(jù)文獻[12]的規(guī)定在方向進行加載，表示載荷，數(shù)字下標表示載荷大小不同，“-”號表示載荷方向相反。

1.3 結(jié)構(gòu)強度驗收準則

中央牽引裝置以金屬材料為主，其失效以塑性變形為標志，故可采用第四強度理論來考核車體強度，選擇von Mises等效應力評判車體結(jié)構(gòu)強度。

von Mises等效應力的表達式為：

強度評判條件為：

在本文中，超常載荷工況和模擬運營載荷工況條件下，結(jié)構(gòu)所有應力應小于相應材料的屈服強度，試驗中結(jié)構(gòu)局部及整體無永久變形。

疲勞強度驗收標準采用Goodman-Smith疲勞極限圖，最大應力的確定如圖3所示，確定步驟如下：

（4）

結(jié)構(gòu)疲勞強度考核采用ERRI B12/RP17中Goodman-Smith疲勞極限圖，當結(jié)構(gòu)在各工況下的最小應力和最大應力均位于疲勞極限圖內(nèi)，則結(jié)構(gòu)疲勞強度滿足要求。

2 有限元仿真

2.1 有限元模型的建立

中心銷有限元模型采用實體單元、質(zhì)量單元、剛性單元等進行劃分，共劃分單元445965個、節(jié)點數(shù)為100282個。中心銷結(jié)構(gòu)采用四面體實體單元進行劃分，單元類型為Solid185。在分析過程中，中心銷采用剛體單元模擬，在枕梁上施加固定約束，首先在M30螺栓上施加11000 N的預緊力，在橫向止檔位置施加橫向載荷，縱向載荷施加在牽引座位置，減振器安裝座施加減振器載荷。

牽引拉桿有限元模型采用實體單元、質(zhì)量單元、剛性單元等進行劃分，共劃分單元67063個、節(jié)點數(shù)為13396個。牽引拉桿結(jié)構(gòu)采用四面體實體單元進行劃分，單元類型為Solid185。在分析過程中，牽引拉桿一端約束，另一端施加縱向力。

2.2 超常載荷靜強度仿真結(jié)果

按照表5中的工況載荷施加在中央牽引裝置有限元模型上，中心銷最大應力發(fā)生在工況2，為304.60 MPa，位于中心銷腹板折彎處；牽引拉桿最大應力發(fā)生在工況2，為314.54 MPa，位于牽引拉桿端頭。

得到有限元仿真結(jié)果如圖4、圖5所示、可以看出，中央牽引裝置在各超常載荷工況下，結(jié)構(gòu)的所有應力均小于相應材料的屈服強度。

圖4 中心銷局部應力圖

圖5 牽引拉桿局部應力圖

2.3 運營載荷靜強度仿真結(jié)果

在中央牽引裝置有限元模型上施加表3所示運營載荷工況；中心銷最大應力發(fā)生在工況12，為85.140 MPa，位于中心銷腹板折彎處；牽引拉桿最大應力發(fā)生在工況2，為62.73 MPa，位于牽引拉桿端頭。

將有限元仿真結(jié)果兩兩組合，繪入材料的Goodman-Smith疲勞極限圖中評估結(jié)構(gòu)疲勞強度，如圖6、圖7所示。可以看出，各應力點的峰值和谷值均應落在疲勞極限圖范圍之內(nèi)，因此中央牽引裝置滿足疲勞強度的要求。

3 中央牽引裝置靜強度試驗

3.1 試驗裝置

試驗盡可能地模擬結(jié)構(gòu)在實際運用過程中的受力情況。中心銷采用倒扣方式安裝在地面上，約束和實際約束方式相同，并且連接螺栓達相同扭矩，牽引拉桿兩端選擇壓裝牽引拉桿節(jié)點。試驗中載荷通過液壓作動器施加。中央牽引裝置強度試驗照片如圖8、圖9所示。

圖6 中心銷疲勞極限圖

圖7 牽引拉桿疲勞極限圖

圖8 中心銷試驗照片

3.2 超常載荷靜強度試驗結(jié)果

按照表3所示工況載荷施加在中央牽引裝置上進行靜強度試驗，最終得到關(guān)鍵測點應力結(jié)果，將其與有限元仿真結(jié)果進行對比，如圖10、圖11所示。

圖9 牽引拉桿試驗照片

圖10 中心銷超常載荷試驗仿真對比

圖11 牽引拉桿超常載荷試驗仿真對比

可以看出，中央牽引裝置在超常載荷工況下靜強度的有限元仿真結(jié)果與試驗結(jié)果相差較小，應力值較小測點應力值相差20%以內(nèi)，應力值較大測點應力值相差10%以內(nèi)。

3.3 運營載荷靜強度試驗結(jié)果

按表3所示的工況載荷施加在中央牽引裝置上，得到各測點在各種工況下的應力，將各測點的最大應力繪制柱狀圖，如圖12、圖13所示。

圖12 中心銷測點柱狀圖

圖13 牽引拉桿測點柱狀圖

將各工況的試驗結(jié)果兩兩組合，繪入材料的Goodman-Smith疲勞極限圖中，評估結(jié)構(gòu)疲勞強度，如圖14、圖15所示，可以看出，各應力點的峰值和谷值均應落在疲勞極限圖范圍之內(nèi)，因此中央牽引裝置滿足疲勞強度的要求。

4 中央牽引裝置疲勞強度試驗

疲勞強度試驗方法參照UIC 615-4《動力轉(zhuǎn)向架－轉(zhuǎn)向架和走行裝置－轉(zhuǎn)向架構(gòu)架結(jié)構(gòu)強度試驗》的規(guī)定執(zhí)行。疲勞試驗分3個階段，第一階段600萬次、第二階段200萬次、第三階段200萬次。在各動態(tài)試驗循環(huán)階段，加載循環(huán)次數(shù)為20次，載荷加載頻率1～6 Hz，組合方式如圖16所示，試驗載荷工況如表4所示。

圖14 中心銷疲勞極限圖

圖15 牽引拉桿疲勞極限圖

圖16 載荷歷程曲線圖

表4 中央牽引裝置疲勞試驗載荷

試驗開始之前必須進行無損檢測；在疲勞試驗第1階段600萬次完成后需對被試件進行無損檢測，檢查是否有裂紋產(chǎn)生；在疲勞試驗第2階段200萬次（共計800萬次）完成后對被試件進行無損檢測，檢查是否有裂紋產(chǎn)生；在疲勞試驗第3階段200萬次（共計1000萬次）完成后對被試件進行無損檢測，檢查是否有裂紋產(chǎn)生。

通過中央牽引裝置的靜強度試驗驗結(jié)果可以看出，在各超常載荷工況下，各測點應力均小于相應材料的屈服強度，且試驗中結(jié)構(gòu)局部及整體無永久變形，在各運營載荷工況下，各測點應力均小于相應材料的許用應力，且試驗中結(jié)構(gòu)局部及整體無永久變形。中央牽引裝置經(jīng)過疲勞強度試驗未產(chǎn)生裂紋，滿足疲勞強度要求。

5 小結(jié)

通過中心銷和牽引拉桿的有限元仿真及試驗結(jié)果可以看出，在各超常載荷工況下，結(jié)構(gòu)的所有應力均小于相應材料的屈服強度，在各運營載荷工況下，結(jié)構(gòu)的所有應力均小于相應材料的許用應力；中心銷和牽引拉桿滿足疲勞強度的要求。

本文根據(jù)中央牽引裝置的有限元仿真和試驗結(jié)果進行仿真對比，可以看出有限元仿真結(jié)果與試驗結(jié)果十分接近，說明有限元仿真和試驗得出的結(jié)果對于實際運用情況而言均有參考價值，且可以相互對比驗證。由于試驗成本較高，在未來有關(guān)中央牽引裝置的靜強度和疲勞強度試驗之前，完全可以先通過有限元仿真進行結(jié)果預估，再進行試驗驗證。

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Strength Simulation and Strength Test Comparison of Central Traction Device

FENG Zheng1，XIAO Xiangyu2，ZHANG Huali1，ZHANG Guoping1

(1.CRRC Qingdao Sifang Co., Ltd., Qingdao266111, China; 2. State Key Laboratory of Traction Power, Southwest Jiaotong University, Chengdu 610031, China)

The central traction device is used to connect the car body and bogie, which can transmit the longitudinal traction loads and limit the lateral displacement. This paper conducted the finite element analysis for the central traction device of a certain type of EMU based on EN13749, then the static strength and 10 million times of fatigue strength test were carried out, with the comparison between the results of simulation and test. The simulation results demonstrate that the static strength stress of the central traction device are less than its allowable stress, where the maximum stress of the structure are in the web bending place with 304.6 MPa and the top of the traction rod with 314.54 MPa. The fatigue assessment is carried out in Goodman curve, which falls within the envelope and meets the requirements of fatigue assessment. In addition, the comparison illustrates that the error between the results of the test and the simulationare in the range of 20%. Finally, the non-destructive detection was conducted for the 10 million fatigue test of the central traction device, and no cracks were found, proving that the device can reach the fatigue test requirement.

central traction device；finite element analysis；static strength；fatigue strength test

TP391.9

A

10.3969/j.issn.1006-0316.2022.04.006

1006-0316 (2022) 04-0031-07

2021-05-13

中國鐵路總公司科技研究開發(fā)計劃課題（P2018J003-1）

馮征（1989－），男，山東泰安人，碩士研究生，主要研究方向為動車組轉(zhuǎn)向架檢修技術(shù)，E-mail：17789605207@163.com；肖襄雨（1997－），女，湖北襄陽人，碩士研究生，主要研究方向為輪對耐久性仿真與試驗研究；張華麗（1980－），女，河南周口人，碩士研究生，主要研究方向為動車組轉(zhuǎn)向架檢修技術(shù)；張國平（1986－），男，四川南充人，高級工程師，主要研究方向為動車組轉(zhuǎn)向架設計及檢修技術(shù)。