大軸重貨車車輪熱負荷下疲勞強度分析*

侯 耐,李 芾

(西南交通大學 機車車輛工程系,四川成都610031)

鐵路運輸以其運量大、快速、安全、低耗能及環保等特點,已成為世界當今和未來主要發展的運輸模式。隨著我國國民經濟的快速發展,對鐵路的運輸能力要求也越來越高。增大貨車軸重、實現重載運輸、提高貨車運行速度是提高鐵路運輸能力、解決運能不足的有效途徑。近年來,我國的通用貨車軸重已由21 t提高到23 t,運煤專用車提高到25 t,為解決鐵路貨運能力不足的矛盾發揮了重要作用,取得了較好的經濟效益和社會效益。為進一步提高鐵路運能,增加貨車的承載能力,提高車輛的軸重將勢在必行。為此,國內相關部門目前正在研究將通用貨車的軸重提高到25 t、運煤專用車的軸重提高到32.5 t的可行性。

車輪是機車車輛中走行部的部件之一,其性能直接影響車輛軸重的提高,車輪的可靠與否關系到整列車的運行安全。目前,貨車的制動方式仍然是踏面制動,隨著列車速度的提高和軸重的增加,列車的動能將急劇增大,由車輪踏面和閘瓦之間的機械摩擦而產生的熱量也會大大增加。其結果將導致車輪熱負荷的增加,對車輪的強度及疲勞壽命帶來直接影響。

在長大坡道上制動,由于熱量長時間輸入,在輻板區域將產生高應力,此工況較常用制動和緊急制動工作條件更為惡劣。因此,以坡道制動下32.5 t軸重、制動初速為80 km/h的車輪為研究對象,對車輪輻板區域進行疲勞評定,以驗證大軸重車輪的疲勞強度是否滿足要求。

1 計算模型

根據國內現有的技術規范和相關技術條件,32.5 t軸重貨車車輪的輪徑擬定為915 mm,車輪材料為CL60,材料的性能參數除彈性模量E、比熱容C、熱膨脹系數α及屈服極限σs隨溫度變化外,其他參數基本不變。

考慮到車輪結構和熱載荷的對稱性,取車輪的1/2結構進行分析,其有限元模型如圖1所示,其由37 466個節點和41 128個單元組成。溫度場計算采用Solid70熱分析單元進行網格劃分,該單元每個節點只有節點溫度一個自由度。當進行應力場計算時,該單元轉換為與之相對應的結構單元Solid45。

圖1 車輪有限元模型

2 計算載荷工況

按照UIC 510-5—2003標準,選取以下3個載荷工況:

(1)直線運行坡道制動工況:垂直動載荷P1+過盈量Δ+角速度+最高溫度載荷。

(2)曲線運行坡道制動工況:垂直動載荷P2+橫向動載荷H2+過盈量Δ+角速度+最高溫度載荷。

(3)道岔通過坡道制動工況:垂直動載荷P3+橫向動載荷H3+過盈量Δ+角速度+最高溫度載荷。

2.1 機械載荷的確定

式中P0為輪重。取過盈量 Δ為0.3 mm。

在不同的載荷工況下,作用于輪軌作用點的載荷對車輪作用力的方向和位置如圖2所示。

圖2 機械載荷的位置和方向

2.2 熱負荷確定的邊界條件

采用能量轉換法,列車的動能通過閘瓦與車輪踏面的摩擦轉變成熱能。以SS4B型電力機車雙機牽引10 000 t的貨物列車,制動時間30 min,冷卻5 min為計算基礎,列車所需總的制動力為:

機車和車輛的基本阻力分別按式(3)—(4):

i為下坡道的加算坡度千分數,取-9‰。

則熱流密度為:

式中v為車輛運行速度,m/s;n為機車與車輛的總軸數;Sf為車輪旋轉一周閘瓦在踏面上掃過的面積,m2。

計算對流換熱系數采用:

式中L為固體表面尺寸,m;λ為流體導熱系數,W/(m?K);Nu為謝努爾特數。

其中,Pr為普朗特數,Pr=0.687;Re為雷諾數。

u∞為空氣流動速度,m/s;υ為空氣的運動黏度=2.429×105,m2/s。輻射系數取值為0.66。

3 疲勞強度評定方法

車輪在計算載荷工況作用下,其應力狀態為三向應力狀態,而結構產生疲勞裂紋的方向與最大主應力方向相互垂直,由此按下面的方法將多軸應力轉化為單軸應力:

(1)確定結構在不同載荷工況作用下的主應力值和方向。

(2)將所有載荷工況作用下結構的最大主應力方向確定為基本應力分布方向,其值為最大計算主應力σmax,計算其與結構基準線的夾角α。

(3)將在其他載荷工況作用下的主應力投影到基本應力分布方向上,其投影值最小的應力值確定為σmin,如圖3所示。

(4)由最大和最小主應力值計算平均應力σm和應力幅 σa。

(5)用修正的Goodman疲勞曲線評定結構的疲勞強度。

圖3 最大、最小計算主應力

4 計算結果分析

施加熱負荷邊界條件后,計算車輪的溫度場,得到車輪踏面的最高溫度隨時間的變化曲線如圖4所示。從圖4中可以看到:車輪踏面溫度隨制動時間的進行而增大,在制動結束時刻溫度達到峰值195.79℃。在冷卻階段,熱流輸入為零,車輪最高溫度下降并逐漸向輻板區域轉移。

圖4 車輪最高溫度曲線

采用間接耦合法,將車輪在制動過程中得到的瞬態溫度場作為溫度載荷施加到單元轉換后的車輪模型上,采用命令流的方式,將熱分析結果中的節點溫度值讀入到結構分析中進行熱應力計算。車輪輻板區域的最大von_Mises熱應力隨時間的變化曲線如圖5所示。從圖5中可以看到:車輪輻板區域的最大von_Mises熱應力的變化趨勢同溫度走勢基本一致,在溫度達到最大值時也相應達到最大,即制動結束時刻達到最大值200.109 MPa,出現在臨近輪轂外圓角處。圖中出現的兩個小波動處,即是隨著制動的進行,最大von_Mises熱應力出現在輻板的不同區域。

在曲線運行工況中,只施加機械載荷的情況下,輻板區的最大von_Mises應力為196.158 MPa,而聯合施加機械載荷和熱載荷的情況下,輻板區的最大von_Mises應力為235.112 MPa,見圖6,均出現在臨近輪輞的外側。

圖5 車輪輻板最大von_Mises熱應力曲線

按上述給出的疲勞強度評定方法對3個載荷工況的計算結果進行處理,通過Fortran程序處理節點應力值,計算得出平均應力和應力幅,進而得到Haigh形式的修正Goodman曲線如圖7所示。由圖可見,車輪輻板區域很多節點的應力幅裕量不大,甚至輻板與輪轂過渡圓角區域的某些節點的應力均值和應力幅已經超出Haigh-Goodman疲勞曲線圖的界限,這些節點的疲勞強度已不滿足要求。若要保持車輪軸重的基礎上,提高結構的疲勞強度,則應該選擇合理的車輪材料,優化輻板結構。

圖6 車輪輻板最大von_Mises應力云圖

圖7 車輪輻板區域節點Haigh-Goodman曲線

5 結論

通過仿真長大坡道制動下32.5 t重載貨車車輪在熱負荷和機械載荷的共同作用,對大軸重車輪危險位置的疲勞強度進行分析。分析結果表明:在制動熱負荷單獨作用下,車輪踏面溫度隨制動過程的進行而逐漸增高,并在制動結束時刻達到峰值,同時von_Mises熱應力在輻板與輪箍過渡外圓角處達到峰值。輻板是結構的危險區域,在熱—機耦合載荷的聯合作用下,輻板在曲線運行工況中von_Mises應力最大,且出現在臨近輪輞的外側。在3個載荷工況的計算載荷作用下,對輻板區域進行疲勞強度校核。

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