轉向器支座強度的試驗測試和仿真分析

于國飛，邵明亮

（廈門理工學院機械系，福建 廈門 361024）

0 引 言

客車轉向器支座是轉向系統中的主要受力零件，因路面轉向阻力矩通過轉向傳動機構和轉向器傳遞來的作用力都由轉向器支座承受，故對其強度、剛度等都有很高的要求[1]。

在實際使用中，轉向器支座受到設計和制作工藝等因素的影響，導致轉向器支座強度不足而失效的現象時有發生。根據某客車轉向器支座失效分析，多數焊接支座的初始受損情況是沿焊縫有微小疲勞裂紋，隨時間逐漸擴展延伸，直到支座開裂無法承受載荷而失效。因轉向器支座焊縫是角焊，該位置不方便直接采用應力片的固定和接線布置，沒有合適的方法能直接測量出受載時焊縫位置的應力大小。因此，也無法理論分析支座結構設計的合理性，只能依賴于破壞性試驗來檢測，檢測成本昂貴，試驗周期長；而且憑經驗加以改進后的效果如何還得靠下一次的破壞性試驗來驗證，以至于拖延了產品的研制周期，甚至錯失了產品上市的最佳時機。所以，如何能準確地獲得焊縫位置處應力大小及分布情況顯得非常迫切和必要。

為此，采用將試驗測試方法和有限元分析相結合，通過轉向器支座在不同工況下測點實測應力與有限元仿真結果對比分析，得出兩者之間的誤差，進而推算出支座焊縫位置應力分布和大小，判斷現有結構是否滿足強度要求。并通過有限元模型分析改善焊縫應力分布，降低最大應力值，以此指導產品結構及制造工藝的改進，有的放矢，縮短研發時間、減少研制費用和試驗費用[2]。

1 試驗測試

1.1 試驗測試設備

測試轉向器支座強度試驗所用主要儀器設備有：ZL-1L型轉向參數測試儀；CM-1J-32型數字靜態應變儀；CS-1A動態應變儀；CDSP16通道數據采集分析系統；溫濕度計等。

1.2 轉向器支座測點位置和測試安裝

圖1 轉向器支座模型和測點貼片位置

圖2 測點貼片位置

圖3 轉向器支座安裝位置和連接關系圖

圖1為轉向器支座三維幾何模型。考慮轉向器支座實際失效位置、整體結構特點和安裝條件限制，在受扭平面上布置4組90°專用測扭應變花。圖2為轉向器支座測點貼片實物圖。

圖3為轉向器支座在試驗測試中的安裝位置，轉向器支座的一側用9個螺栓與車架聯接，另一側用與其相對面的3個螺栓與轉向器聯接，上述的聯接關系就是轉向器支座在工作狀態下的受約束條件。轉向器輸出端與搖臂軸相連接，輸出轉向力矩。轉向盤正上方安裝轉向參數測試儀，可實時監測到轉向盤上的力矩和轉角數值。貼片接線與應變儀及數據采集系統相連接，實時獲得測點位置處的應力變化情況。

1.3 試驗測試工況

測試時轉向車輪附著條件為較光滑的水泥路面。根據測試客車的承載情況，選擇2種載荷工況，輕載1.5t和滿載4.5t，并分別對順、逆時針的4種轉向工況進行測試[3]：

工況I：載荷為1.5t，方向盤逆時針左轉；

工況II：載荷為1.5t，方向盤順時針右轉；

工況III：載荷為4.5t，方向盤逆時針左轉；

工況IV：載荷為4.5t，方向盤順時針右轉。

1.4 測試結果

測試中規定，轉角方向逆時針為正，順時針為負。分別對上述4種工況測試不同轉角下的應變、應力值，每種工況測出16組不同轉角位置的數據。表1為工況IV下測點1處的測試數據，由數據繪制轉角-應力關系曲線如圖4所示。可以看出隨著方向盤順時針或逆時針轉動角度的增大，轉動力矩隨之也增大，各個測點的應力值也不斷增加。

表1 工況IV下測點1處測試數據

圖4 工況IV下測點1處轉角-應力曲線

選取各工況下3組不同施加在轉向盤上的轉矩和測得的應變、應力數據見表2。由表中數據可知，相同轉向下輕載時測點的應力值要小于滿載時的應力值，最大應力出現在滿載4.5t轉向盤右轉轉角最大時。

表2 各工況下轉矩和對應的應變、應力值

2 有限元分析

2.1 有限元模型的建立

客車轉向器支座采用的材料是Q235A，其屈服極限為240 MPa，彈性模量為210 GPa，密度為7 850kg/m3，泊松比為0.3。為了更準確地對其結構進行模擬，采用四面體單元對其進行網格劃分。四面體單元平均尺寸取5mm，轉向器支座有限元模型如圖5所示。共計有13368個節點，46857個體單元。

圖5 轉向器支座有限元模型

2.2 載荷計算與邊界條件施加

眾所周知，載荷的計算與邊界條件的施加是影響仿真計算結果的關鍵環節。但由于真實轉向力矩的計算表達式極為復雜[4-6]，且表達式中各作用力相互影響，受影響因素較多，所以在實際設計工作中很難應用真實公式進行計算，因而有必要進行簡化，找出其中的關鍵要素，從而得到便于應用的表達式。在客車開始啟動時，轉向力矩主要為原地轉向阻力矩MR，其半經驗計算[7]為

式中：f——輪胎與路面之間的滑動摩擦系數，一般

取0.7；

G1——轉向軸（前軸）負荷，N；

p——輪胎氣壓，MPa。

利用式（1）計算出客車轉向器在輕載和滿載作用下，轉向輪原地轉向阻力矩分別為216 N·m和374N·m。將載荷施加于分析模型上，邊界約束條件模擬真實情況下，在支座兩側面板上螺栓安裝孔位置實施全約束，再進行計算分析。

2.3 結構強度仿真分析

為了與測試試驗中結果進行對比分析，在進行仿真分析施加載荷時，力求與實際測試時所加載荷相近。圖6是對應著工況IV轉向盤轉向到極限位置處支座承受轉矩的應力分布圖。從圖6中可以看到最大應力區域是在支座左右兩塊側板與中間連接板焊接的位置處（圖中1所指），這與轉向器支座真實受損情況相符合。

以表2中工況II、IV的測試和計算數據為參照，取對應的仿真分析數據列于表3中。

圖6 轉向器支座最大受力下應力圖

表3 工況II、IV下轉矩、最大應力、測點應力仿真值

2.4 試驗測試數據與仿真數據對比分析

將2種工況下相同轉矩時的實際測試數據與有限元仿真分析數據一一對應列于表4中。對比分析可知2種數據基本吻合，最大誤差小于15%。

表4 測試試驗與有限元分析結果對比

由仿真計算可知工況IV產生的最大應力發生在圖6中1所指焊縫處，其最大值為143 MPa（見表3）。由此可以推測出轉向器支座實測時在該焊縫處的應力極限值為：

σ焊縫實際max=σ焊縫理論max（1±0.15）

計算結果在122～164MPa之間。

2.5 優化設計仿真分析

根據上述仿真和試驗測試情況，對轉向器支座進行優化設計[8]，主要是在螺栓孔附近增加加強筋，增大封閉結構的過渡圓角半徑。載荷施加為滿載工況IV，計算結果如圖7所示。最大應力為75MPa，位置在螺栓孔周圍，與原焊縫處最大應力相比，整個支座的最大應力值下降63%～119%，而且原焊縫處不再出現應力集中，對提高支座的使用壽命效果非常明顯。

圖7 優化后轉向器支座應力圖

3 結束語

分析實際測試結果和仿真分析結果可知，原有結構的轉向器支座受力后在兩側板與中間連接板之間的焊縫處應力最大，且隨著時間推移，容易在焊縫處因疲勞受損而產生裂縫，造成支座的破壞，為客車的安全埋下了重大隱患。

將有限元仿真分析方法與實際測試方法相結合，可以推算出焊縫處的最大應力值，其理論誤差小于15%。對轉向器支座的結構進行優化設計后，有限元仿真分析結果顯示整個支座的最大應力值可降低63%以上，大大提高了支座的抗疲勞壽命，同時也大大提高了客車的安全性能[9-10]。該優化設計方案已經成功地應用到轉向器支座的實際改進設計與生產制造中。

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