大功率客運機車輪對結構與技術特點

鄒文輝,陳國勝,周建斌

(中國南車集團 株洲電力機車有限公司 技術中心,湖南株洲412001)

輪對是轉向架乃至整個機車的關鍵部件,由車輪和車軸通過過盈配合剛性的連接在一起。輪對承受整個機車的質量以及在運動過程中由于軌面的不平順而產生的沖擊載荷,同時引導機車沿著鋼軌高速行使。其性能的好壞直接關系到機車和鐵路運輸的安全,關系到整個機車行業的興衰與成敗。對于大功率高速客運機車,輪對技術的高可靠性就尤為重要。

1 輪對結構

輪對由整體碾鋼車輪、制動盤和空心車軸組成,并通過一定的過盈量將車輪和車軸剛性的連接在一起。

輪軸間過盈量的大小直接決定了輪軸表面間的接觸應力,應力的大小直接影響到車軸和車輪的使用安全性和使用壽命,因此在選取過盈量時要綜合考慮車輪車軸材質的屈服強度、配合表面的粗糙度、壓裝時所使用的潤滑劑、組裝方法、壓裝速度以及配合面的形狀等各種因素,通過理論計算并結合試驗來選取。

過盈量選擇的過大或過小均不好,過盈量選取的過小,則輪軸間的裝配結合力將可能不足于克服齒輪傳遞的扭矩,從而導致輪軸間的相對滑動,出現滯緩現象;若過盈量取得過大,則會出現裝配困難,并產生較高的裝配應力,從而影響到車軸的安全。綜合考慮運行經驗、相關試驗以及標準的規定,大功率高速客運機車的輪軸過盈量取值范圍為0.24～0.30 mm。

輪對自身的質量屬于簧下質量,其質量的大小對輪軌間的作用力影響很大,這就決定了設計時,要對輪對的質量、強度以及材質的選取等方面作綜合的考慮。

因此設計時,根據相關標準對車輪和車軸均進行了詳細的計算。在強度滿足要求的情況下,對車軸和車輪進行優化設計以盡可能減小輪對的質量,達到降低簧下質量的目的。

2 輪對強度分析

輪對強度計算包括車輪強度計算和車軸強度計算。

2.1 車輪強度計算

車輪采用符合EN 13262—2004《鐵路運用—輪對和轉向架—車輪—產品要求》要求的ER8整體碾鋼車輪。踏面采用JM3磨耗型踏面。為便于安裝制動盤以及6連桿空心軸裝置,車輪采用異形輻板型式。

計算模型采用車輪與車軸過盈配合模型,車輪和車軸均采用6面體實體單元劃分,輪軸配合表面采用面—面的接觸單元。6面體單元數量為94 347,接觸單元數量為10 396,過盈量為0.3 mm。網格離散圖見圖1。

圖1 車輪有限元模型

2.1.1 計算工況

依據EN 13979中描述的載荷分配方法進行計算,分為在平直軌道上行駛、在曲線軌道上行駛和通過道岔3種工況進行計算。

各工況加載載荷:

根據EN 13979標準可以得到上述3種工況時車輪的作用力,其中 Q為機車車輪每一車輪作用在鋼軌上的質量載荷,kN;Fz為垂向作用力,Fz=-1.25Q,kN;Fy為每個車輪的橫向作用力,kN;考慮軸重轉移,按10%來進行計算 Pm=21×9.81×10%=20.60 kN;由此3種工況的作用力分別為:

工況1:在平直道上行駛

Fz=-1.25Q=-1.25×(21×9.81×1 000+20 600)/2=-141.63 kN

Fy=0。

Q=(21×9.81×1 000+20 600)/2=113.305 kN

工況2:在曲線上行駛

Fy1=0.7Q=0.7×(21×9.81×1 000+20 600)/2=79.314 kN(導向輪對)。

工況3:通過道岔

車輪在不同工況下載荷位置見圖2,圖中Fall1為直線工況,Fall2為曲線工況,Fall3為道岔工況。

2.1.2 計算結果及分析

(1)靜強度結果及分析

直線、曲線和道岔3種工況下車輪的von Mises應力云圖分別見圖3～圖5,由應力云圖可以看出:直線、曲線和道岔3種工況的最大von Mises應力值分別為:244.17,271.91,247.22 MPa,其最大應力值均出現在輪轂與軸的配合區域。此外,計算結果表明,車輪在受到橫向外載荷時,輻板、輻板與輪轂過渡圓弧處與直線工況時相比,其應力顯著增大。根據UIC 510-5確定的靜強度許用應力w=540 MPa。由此可見,車輪在3種工況下的最大應力均未超過材料的許用應力,因此車輪的靜強度符合要求。不同工況下車輪最大應力見表1。

圖3 直線工況下von Mises應力云圖

圖4 曲線工況下von Mises應力云圖

表1 不同工況時車輪的Von-Mises應力

(2)疲勞強度分析

根據EN 13979《輪對和轉向架車輪技術檢驗方法》標準,對車輪疲勞強度進行了詳細的計算。標準認為車輪在運行中,各點為非對稱循環狀態,其破壞形式由最大主應力方向的應力造成。由此,通過模型節點的應力分布情況,確定每個節點在不同載荷工況作用下的最大主應力和最小主應力,按下列公式計算平均應力、應力幅和極限應力。

圖5 道岔工況下von Mises應力云圖

計算出的極限應力 Δσ范圍應當低于允許應力,即:Δσ＜360 MPa。

為方便計算結果的分析,在車輪的適當位置取一些點進行分析,取點位置見圖 6。從計算的結果可以看出,車輪疲勞強度滿足設計要求。

圖6 分析節點位置分布圖

從表2～表4的計算結果可知,(1)直線工況時,車輪的各節點極限應力很小,腹板上節點4和5出現應力較大,其中節點4的值達到101.097 MPa,小于規定要求的360 MPa。(2)曲線工況時,腹板上節點4出現較大的極限應力,應力值達到148.263 MPa,說明曲線工況對車輪疲勞壽命影響很大,但小于360 MPa。(3)道岔工況時,腹板上節點4和節點5出現較大的極限應力,其中節點 5達到107.25 MPa,小于 360 MPa?？梢?車輪的疲勞強度滿足設計要求。

2.2 車軸強度計算

2.2.1 計算截面的選取

依據EN 13104標準并結合車軸設計圖紙,選取凹槽部位、過渡圓角部位、防塵座、從動齒輪座、車輪座及滾動軸承座附近的截面為計算截面,選取的計算截面見表5。

2.2.2 車軸材料特性

EN 13104標準中只給出了EA4T材料車軸的安全系數和各區域的最大許用應力,根據35CrMoA與EA4T的σ-1,類推出35CrMoA材料車軸各區域的最大許用應力,在此省略推導、計算過程,直接引用結果。材質許用應力見表6。

表2 直線工況

表3 曲線工況

表4 道岔工況

2.2.3 計算結果及分析

根據EN 13104標準,機車制動工況最為惡劣,因此僅對制動工況進行計算。

車軸各截面的應力集中系數、彎矩、計算應力及最大許用應力見表7。

表5 計算截面

表6 35CrMoA空心車軸的最大許用應力σmax

表7 各截面應力集中系數、合力矩及應力

根據表7車軸各截面的應力值及表6不同區域的許用應力評定該車軸的疲勞強度。結果表明:車軸各截面應力σ＜σmax,車軸的疲勞強度滿足設計要求。

3 輪對特點

為了滿足大功率高速運行的需要,對輪對進行一些改進和提升。與傳統輪對相比,大功率高速客運機車輪對具有以下特點:

(1)輪對內側距的公差更小;同一輪對的輪徑差更小;輪對中心與構架中心的對中度要求更高。

(2)車輪采用符合EN 13262標準的ER8整體碾鋼車輪。為滿足車輪高速運行的要求,對車輪非金屬夾雜物、輪輞內部缺陷、車輪的表面粗糙度、滾動圓的圓度以及各孔倒角的光滑處理等提出了更高的要求,以提高車輪的抗疲勞性能。

(3)車輪采用異型輻板,與直輻板相比較,在相同輪對內側距的情況下,兩車輪輪轂間的距離更大,以利于安裝大功率電機以及六連桿空心軸裝置。但該車輪輻板形狀加大了車輪的制造難度。

(4)采用空心車軸?？招能囕S的設計是為了滿足機車簧下質量輕量化要求,以減小輪軌間的作用力。

(5)首次在大功率高速機車車軸的制造中采用35CrMoA高強度合金鋼。為把35CrMoA用于大功率高速客運機車車軸上,前期對車軸材質進行了大量的試驗研究。

4 結束語

通過對計算結果的分析,輪對的強度滿足大功率機車高速運行的需要。同時通過與傳統輪對比較,分析了大功率高速機車輪對在結構、材質、表面質量、組裝要求等方面的特點。

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