160 km/h貨車搖枕的有限元分析

阮保榮

（北京京北職業技術學院 機電工程系，北京 101400）

鐵路關鍵貨部車件主[要1-2用]，于其運中送搖各枕種是貨轉物向，架轉的向重架要是部鐵件路[3]。貨搖車的枕的作用是將車體作用在下心盤上的力傳遞給支撐在其兩端的枕簧上，另外還用于把轉向架左右兩側架聯系成一個整體，其可靠性能影響機車的走行品質和安全性，必須滿足一定的強度要求。隨著計算機的普及和計算方法的發展，有限元法已成為搖枕強度分析的主要方法。

1 轉向架搖枕的結構特點

為適應搖枕中央部位受彎矩大、兩端受彎矩較小的情況，搖枕中央的截面比兩端大，使中央部位具有較大的截面模數，這種形式的搖枕稱為魚腹形搖枕[4]。這種結構既能保證搖枕具有足夠的強度，又可以節約材料和減輕自重。以下分析的搖枕是速度為 160 km/h 的貨車，結構為魚腹型，實體模型如圖1 所示。

2 搖枕有限元模型

選用 ANSYS 軟件作為有限元分析工具。為了保證計算精度，在建立有限元模型時，根據搖枕結構特征及載荷情況，按照與實際情況相符合的原則建立搖枕模型，取該搖枕的 1/2 結構進行網格劃分[5]，搖枕沿縱向軸的一半有限元模型如圖2 所示，其共有 102 595 個單元，189 350 個節點。

3 載荷計算及工況

3.1 載荷計算

計算的搖枕匹配的轉向架為新型轉向架，同時設計速度較高，載荷計算時以 TB/T1335-1996《鐵道車輛強度及試驗鑒定規范》為主要依據，同時考慮實際情況予以適當調整。轉向架的主要參數如表1 所示。

表1 轉向架主要技術參數

3.1.1 垂向靜載荷

垂向靜載荷Pst為：

式中：PR為允許軸重，t；n為轉向架的軸數；PT為轉向架的自重，t。

3.1.2 垂向動載荷

垂向動載荷 Pd為：

式中：kdy為垂向動荷系數。kdy的計算為：

式中：fj為車輛在垂向靜載荷下的彈簧靜撓度；v 為車輛的構造速度；a 為系數，取值1.50；b 為系數，取值 0.05；c 為系數，取值 0.427；d 為系數，貨車取值 1.65。

3.1.3 垂向總載荷

垂向總載荷 P 為垂向靜載荷與垂向動載荷之和，即：

3.1.4 側向力引起的附加垂向載荷

式中：Hk為側向力，包括風力 Ha和離心力 Hb；h 值取決于 Hk，若為風力則 h 取車體側面積形心至車軸中心線所在水平面之間的垂向距離 h1，h1＝2.487 m，若為離心力則 h 取車體重心至車軸中心線所在水平面之間的垂向距離 h2，h2＝1.435 m；2b2為輪對兩軸頸中心線之間的水平距離，2b2＝2.0 m；m0為車輛一側的軸箱數，m0＝4。

其中，Ha的計算為：

式中：P 為風壓力，S 為車體側向投影面積。由參考文獻[4]可知，P＝540 N/m2，S＝46.01 m2，則Ha＝25 kN。由參考文獻[4]得，Hb＝0.1×2Pst≈62 kN。則每一軸箱的垂向增減載荷為：

3.1.5 側向力和輪軌間作用力所引起的水平載荷

側向力和輪軌間作用力所引起的水平載荷Hk為：

式中：Ha為風力；Hb為車輛通過曲線時的離心力。

根據以上公式計算得：Hk＝25＋62＝87 kN。

作用在轉向架心盤上的側向力 H＝Hk/2＋Hz≈49 kN，輪軌間的滑動摩擦力F＝22.5 kN，則H/(4F) ＝49/90＝0.544；由 a 與 H/(4F) 的關系圖和 a 與Y1/(4F) 的關系圖，查得 Y1＝91 kN[4]。則滾動軸承必須給予軸頸的作用力如下。

前輪對每側軸頸：H1＝22.5 kN，T1＝22.5 kN；后輪對每側軸頸：H2＝1 kN，T2＝17 kN。

通過力和力矩平衡計算可得，搖枕所受橫向載荷：H''＝H＝44 kN；搖枕所受縱向載荷：一側承臺受力17 kN，方向向后，另一側承臺受力6 kN，方向向前。

3.1.6 縱向力所引起的附加垂向載荷

縱向力所引起的附加垂向載荷 Pc為：

式中：N1為車體自重產生的慣性力；N2為轉向架自重產生的慣性力；N3為車輛所載貨物產生的慣性力；h3為重載車體的重心至自動車鉤中心線的垂向距離，h3＝1.0527 m；h4為自動車鉤中心線與心盤面之間的垂向距離，h4＝0.215 m；L 為車輛定距，L＝15 m。

因此，縱向力引起的搖枕附加垂向載荷：Pc≈132 kN。

3.1.7 制動引起的載荷

（1）制動力。由制動缸最大推力可知，每一制動吊梁端部最大受力為23 kN，一側受力方向向上，另一側受力方向向下[4]。

（2）制動引起的附加載荷。制動時，鋼軌給予車輛的最大制動力 F 由下式決定：

式中：P1為車輛垂向靜載荷，即車體自重與載重之和，由參考文獻[4]可知，P1取值61.6 t；μ 為輪對間的粘著系數，一般取 μ＝0.25；g為重力加速度，計算時取 10 m/s2。

在制動力 F 作用下，車輛的最大減速度：a1＝F/P1＝μg＝0.25×10＝2.5 m/s2。

車體的縱向慣性力 Q 將引起前、后 (按車輛運行方向) 轉向架的垂向增減載荷 Pa，以及作用在轉向架心盤處的水平載荷 Ta，根據車體受力平衡，得：

式中：h' 為重載車體的重心至心盤面的垂向距離，h'＝h3＋h4＝1.052 7＋0.215＝1.267 7 m；Q為車體的縱向慣性力，Q＝F＝P1a1＝2.5×P1。

制動載荷下，車體縱向慣性力Q＝2.5×P1＝154 kN。則：Pa＝13 kN；Ta＝77 kN。

3.2 搖枕載荷工況

搖枕各載荷工況如表2 所示。

表2 搖枕設計載荷工況

3.3 約束和載荷的加載

加載包括給模型施加各種力和約束邊界條件。當搖枕受到載荷工況 1～4 時，搖枕受力的大小和方向是左右對稱，因此用搖枕沿縱向軸的一半來加載，如圖3 所示。當搖枕受到載荷工況 5 時，搖枕受力的大小和方向是前后對稱，因此用搖枕沿橫向軸的一半來加載，如圖4 所示。

4 計算結果及分析

搖枕結構復雜，需要用第四強度理論進行評價，即算出當量應力 (Von Mises 應力)，檢查其是否超過許用應力。表3 為搖枕各載荷工況的最大應力值、相應工況許用應力值和發生部位。

表3 搖枕各載荷工況的最大應力值、相應工況許用應力值和發生部位

5 結束語

依據TB/T1335—1996《鐵道車輛強度及試驗鑒定規范》，對速度為 160 km/h 的貨車搖枕進行了有限元分析，用當量應力對靜強度進行了評定，在各載荷工況下，搖枕的強度均滿足要求。通過有限元分析，還可以找出搖枕在主要載荷下的薄弱部位，為結構設計和優化提供理論依據。

[1]傅茂海，李 芾，于 明，等. 160 km/h高速貨車轉向架方案及其動力學性能分析[J]. 鐵道車輛，2003，41(11)：1-6.

[2]于 明，徐世峰，謝素明，等. 160 km/h高速貨車轉向架的研制[J]. 鐵道車輛，2006，44(7)：8-12.

[3]于會彬，盧 靜. 我國現行鐵路貨車鑄鋼搖枕、側架標準與AAR標準的對比分析[J]. 鐵道技術監測，2009，37(6)：1-4.

[4]嚴雋耄. 車輛工程[M]. 北京：中國鐵道出版社，2005.

[5]杜平安. 有限元網格劃分的基本原則[J]. 機械設計與制造，2000(1)：34-36.