機(jī)車輪對(duì)壓裝過程仿真分析

王挺，樊志新

(大連交通大學(xué) 材料科學(xué)與工程學(xué)院，遼寧 大連 116028)

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機(jī)車輪對(duì)壓裝過程仿真分析

王挺，樊志新

(大連交通大學(xué) 材料科學(xué)與工程學(xué)院，遼寧 大連 116028)

利用ABAQUS軟件建立了機(jī)車輪對(duì)過盈配合的有限元模型，對(duì)輪軸壓裝過程的接觸問題進(jìn)行仿真分析，研究了壓裝過程中壓裝力、輪軸等效接觸應(yīng)力的變化及分布規(guī)律，分析了不同過盈量、摩擦因數(shù)、輪軸幾何型面對(duì)壓裝力曲線的影響規(guī)律，并根據(jù)仿真計(jì)算結(jié)果對(duì)壓裝過程中常見的異常壓裝力曲線提出了解決方案.

機(jī)車；輪軸壓裝；仿真；壓裝力

0 引言

輪軸是鐵路機(jī)車車輛走行部的重要部件，輪軸的加工、組裝質(zhì)量直接關(guān)系到行車的安全及經(jīng)濟(jì)，輪對(duì)是通過采用專用設(shè)備將兩個(gè)車輪和一個(gè)車軸以過盈配合方式壓裝在一起，本文研究的壓裝工藝過程是在車軸輪座表面和車輪輪轂內(nèi)孔均勻涂抹潤滑油后通過專用壓裝設(shè)備將車輪壓裝到車軸的輪座上.

國內(nèi)對(duì)輪軸壓裝做了一定的研究，文獻(xiàn)[1]利用摩擦學(xué)原理分析了動(dòng)靜摩擦因數(shù)對(duì)壓裝力曲線的影響；張利強(qiáng)[2]、張劍[3]利用有限元軟件分析了不同因素對(duì)壓裝力的影響；張大鵬[4]分析了車軸輪座的損傷對(duì)車軸疲勞壽命的影響.國外對(duì)輪軸的研究更多是針對(duì)疲勞壽命的研究，Brant Stratman[5]針對(duì)鐵路車輪提出了一種疲勞壽命預(yù)測(cè)方法并計(jì)算了車輪直徑、垂向載荷和材料硬度等對(duì)車輪壽命的影響；Jung won seo[6]采用有限元法計(jì)算了車輪的殘余應(yīng)力，并分析了殘余應(yīng)力對(duì)車輪安全性的影響.

本文利用Abaqus軟件，模擬了機(jī)車輪軸的壓裝過程，分析了壓裝過程中壓裝力與等效應(yīng)力的變化規(guī)律，以及不同因素對(duì)壓裝力及等效應(yīng)力的影響.

1 機(jī)車輪對(duì)壓裝過程的有限元模型

本文采用非線性有限元分析軟件Abaqus對(duì)牽引機(jī)車輪軸壓裝過程進(jìn)行仿真模擬.該輪對(duì)符合UIC(international Union of Railways，國際鐵路聯(lián)盟)標(biāo)準(zhǔn)，為整體輾鋼車輪和實(shí)心車軸，車軸與輪轂配合面公稱直徑為250 mm，車軸輪座有效接觸長度為186 mm，在距離輪轂內(nèi)側(cè)85 mm處有一個(gè)寬5 mm、深 1 mm、半徑為6 mm的圓弧形油槽，輪轂壓入端一側(cè)有R=2 mm的圓角，輪座壓入端有一個(gè)角度為1.72°，長10 mm的倒角.由于注油孔非常小，輪對(duì)的結(jié)構(gòu)和應(yīng)力分布都可視為軸對(duì)稱，因此采用軸對(duì)稱模型進(jìn)行模擬，以減小計(jì)算規(guī)模.

壓裝過程用兩個(gè)接觸面的相對(duì)滑動(dòng)來模擬.加載方式采用位移控制法，在車軸左側(cè)端部設(shè)置剛性體壓塊，在壓塊上施加位移邊界條件，推動(dòng)車軸移動(dòng)，壓入輪轂孔內(nèi)，如圖1所示.實(shí)際壓裝設(shè)備如圖2所示.由兩圖可知模擬的壓裝過程與實(shí)際壓裝過程相似.

圖1 輪軸壓裝模型剖面圖

圖2 實(shí)際壓裝設(shè)備

2 計(jì)算結(jié)果及分析

2.1 壓裝力曲線

以過盈量0.30 mm，摩擦因數(shù)0.08的模型為例進(jìn)行壓裝計(jì)算，得到如圖3所示的壓裝力曲線圖.從圖中可以看出車軸以一定的速度壓入，在壓裝初始階段相當(dāng)于一個(gè)撞擊的過程，會(huì)有壓裝力的迅速上升，然后隨著車軸進(jìn)給，輪座和輪轂接觸平穩(wěn)后，壓裝力逐漸平穩(wěn)上升，當(dāng)車軸運(yùn)動(dòng)到油槽位置時(shí)，由于此時(shí)輪座和輪轂孔內(nèi)表面不接觸，壓力曲線出現(xiàn)一個(gè)臺(tái)階，過了油槽后壓力又繼續(xù)上升，一直到壓裝結(jié)束.

圖3 壓裝力曲線圖

圖4為實(shí)際生產(chǎn)時(shí)的壓裝力曲線圖，通過比較兩圖的壓裝力曲線，可以發(fā)現(xiàn)采用有限元模擬得到的壓裝力曲線與實(shí)際的相吻合，從而說明了輪軸有限元模型及計(jì)算結(jié)果的正確性.

圖4 實(shí)際壓裝力曲線圖

2.2 等效應(yīng)力分布

圖5為過盈量0.34 mm，摩擦因數(shù)0.08的輪軸模型的應(yīng)力分布云圖.從圖中可以看出壓裝完成后輪軸的應(yīng)力分布規(guī)律，車軸的高應(yīng)力區(qū)主要在中央，越靠近外側(cè)應(yīng)力越小；車輪在與輪座接觸區(qū)應(yīng)力最高，越靠外側(cè)應(yīng)力越低，但在輪軸接觸區(qū)，車輪上的應(yīng)力值要大于車軸s上的應(yīng)力值.同時(shí)輪軸接觸區(qū)出現(xiàn)了四處應(yīng)力集中的地方，分別是車軸輪座左右兩端及油槽孔兩端，這四處應(yīng)力值相對(duì)較大，因此最有可能出現(xiàn)損傷，應(yīng)作為車輪檢修探傷的重點(diǎn)部位.

圖5 等效應(yīng)力分布云圖

2.3 不同因素對(duì)壓裝過程影響分析

輪軸壓裝是一個(gè)復(fù)雜的力學(xué)過程，其壓裝過程中會(huì)受到諸多因素的影響，為研究這些因素對(duì)壓裝質(zhì)量的影響情況，本文設(shè)定輪軸之間的過盈量分別為0.30、0.32、0.34、0.36、0.38 mm；摩擦因數(shù)分別為0.08、0.10、0.12、0.15，分別進(jìn)行壓裝計(jì)算.

2.3.1 過盈量對(duì)等效應(yīng)力及壓裝力的影響

為研究過盈量對(duì)壓裝力及應(yīng)力分布的影響，保證輪軸結(jié)構(gòu)不變，不考慮圓柱度公差，摩擦因數(shù)均取0.08，得到壓裝力曲線如圖6(a)所示.從圖中可知不同過盈量所得到的壓裝力曲線變化趨勢(shì)一致，過盈量越大壓裝力越大.圖6(b)為不同過盈量下的輪軸等效應(yīng)力分布.從圖中可以看出，過盈量越大最大等效應(yīng)力值越大，但應(yīng)力的分布規(guī)律不變.

(a)壓裝力

(b)等效應(yīng)力

2.3.2 摩擦因數(shù)對(duì)壓裝力及等效應(yīng)力的影響

取0.34 mm過盈量的輪軸模型，改變摩擦因數(shù)值，計(jì)算壓裝力及等效應(yīng)力的變化.圖7(a)為壓裝力曲線，從圖中可以看出壓裝力曲線走勢(shì)不變，壓裝力數(shù)值隨摩擦因數(shù)的增加而增加.可以發(fā)現(xiàn)摩擦因數(shù)變化時(shí)壓裝力的增量要大于過盈量變化時(shí)的壓裝力增量.說明與過盈量相比，摩擦因數(shù)對(duì)最大壓裝力有著更大的影響.圖7(b)為不同摩擦因數(shù)的等效應(yīng)力分布圖，從圖中可以看出，摩擦因數(shù)對(duì)等效應(yīng)力值有一定的影響，但影響不大.因此摩擦因數(shù)對(duì)壓裝力有較大影響對(duì)等效應(yīng)力影響較小.實(shí)際生產(chǎn)中壓裝力過大(超噸)會(huì)造成輪軸表面拉傷，而降低壓裝力往往會(huì)同時(shí)減小輪軸之間的等效應(yīng)力，等效應(yīng)力的大小代表輪軸之間的緊固程度，如果等效應(yīng)力值太小輪軸之間易出現(xiàn)松動(dòng)的現(xiàn)象.因此可以根據(jù)應(yīng)力情況考慮改變過盈量與摩擦因數(shù)來降低壓裝力.

(a)壓裝力

(b)等效應(yīng)力

3 異常降噸解決方案研究

壓裝曲線末端降噸是一種常見的現(xiàn)象，這是由于車輪輻板的結(jié)構(gòu)形式所造成的[7]，標(biāo)準(zhǔn)《TB/T1718- 2003》中規(guī)定“末端降噸曲線的長度不得超過該曲線投影長度的10%，其降噸數(shù)不得超過按該輪轂孔直徑計(jì)算的最大壓力的5%.”通過對(duì)某工廠的近幾年異常壓裝曲線調(diào)查統(tǒng)計(jì)，發(fā)現(xiàn)因末端降噸超限而造成的壓裝失敗占30%，嚴(yán)重影響了輪軸壓裝合格率.

輪軸壓裝末端的降噸問題可通過增加壓裝過程中輪軸末端的壓裝力來解決，通過前面的壓裝過程仿真分析我們知道要增加壓裝力只有增加過盈量和增大摩擦因數(shù)兩種方法.下面就這兩種方法分別進(jìn)行探究.

3.1 不同錐度對(duì)壓裝力的影響

分別將車軸錐度設(shè)計(jì)為0.010、0.015、0.020 mm，過盈量定為0.03 mm，摩擦因數(shù)為0.08，進(jìn)行壓裝計(jì)算，得到的計(jì)算結(jié)果如圖8所示，得到的最終壓裝力數(shù)值分別為1 196、1 222、1 259 kN，因此通過增加錐度，可以使壓裝曲線末端的壓裝力增大.

圖8 不同錐度的壓裝力曲線圖

3.2 改變末端摩擦因數(shù)對(duì)壓裝力的影響

只改變輪軸末端的摩擦因數(shù)，觀察其壓裝曲線的變化規(guī)律.選取兩個(gè)過盈量為0.34 mm的輪軸模型，將輪轂孔末端的摩擦因數(shù)由0.10改為0.12，得到的壓裝力曲線如圖9所示.由圖可以看出修改了摩擦因數(shù)后，壓裝力出現(xiàn)了明顯的上升.因此可以通過增加末端摩擦因數(shù)的方式來抑制末端降噸現(xiàn)象.

圖9 不同摩擦因數(shù)的壓裝力曲線圖

4 結(jié)論

本文通過有限元仿真建模，得到了壓裝過程中壓裝力及壓裝應(yīng)力的變化規(guī)律，并結(jié)合仿真結(jié)果對(duì)壓裝過程中異常降噸現(xiàn)象提出了解決方案.

(1)通過仿真發(fā)現(xiàn)了輪軸的應(yīng)力分布規(guī)律及輪軸中出現(xiàn)應(yīng)力集中的部位，應(yīng)力集中的地方應(yīng)力值較其他部位要大，因此應(yīng)力集中的部位也是最容易出現(xiàn)裂紋損傷的部位，應(yīng)作為輪軸探傷重點(diǎn)關(guān)注的部位；

(2)過盈量與摩擦因數(shù)兩個(gè)因素對(duì)壓裝力大小有一定影響，在實(shí)際壓裝過程中如果出現(xiàn)壓裝曲線超噸或噸數(shù)不足的情況，可以選擇通過改變過盈量或摩擦因數(shù)的方法來降低或增大壓裝力；

(3)等效應(yīng)力的大小代表輪軸之間的緊固程度，如果等效應(yīng)力過低會(huì)出現(xiàn)輪軸之間連接不牢固的情況，但過大的等效應(yīng)力易使輪軸產(chǎn)生疲勞裂紋，因此在改變壓裝力的同時(shí)需要考慮是否需要改變等效應(yīng)力，過盈量的改變可同時(shí)改變壓裝力和等效應(yīng)力的大小；摩擦因數(shù)的改變可在不改變等效應(yīng)力的前提下改變壓裝力大小；

(4)壓裝曲線末端降噸問題可以通過增加車軸輪座錐度和提高末端摩擦因數(shù)的方法解決.

[1]溫詩鑄，黃平.摩擦學(xué)原理[M].北京：清華大學(xué)出版社，2002.

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Simulation of Locomotive Wheel-Axle Assemble with Pressure

WANG Ting,FAN Zhixin

(School of Material Science and Engineering,Dalian Jiaotong University,Dalian 116028,China)

To improve the qualified rate of assembling the wheel and axle,finite element models of locomotive wheelset with interference were established using ABAQUS software to analyze the contact problem in the process of pressure assembling wheel and axle and the change and distribution rules of assembling force and the equivalent stress between wheel and axle.Besides,the influence of the different interference,friction coefficient and the wheel-axle geometry profile on the pressed force curve is studied.According to the results of the simulation,the solution of the common abnormal force curve in the process of assembling is proposed.

locomotive;wheel-axle assembling;simulation;pressure assembling force

1673- 9590(2016)03- 0060- 04

2015- 10- 26

王挺(1962-),男，工程師,碩士，主要從事機(jī)車車輛設(shè)計(jì)的研究E-mail:wangtingsx@sina.com.

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