礦用窄軌機(jī)車車輪強(qiáng)度計算分析

于文濤,徐傳波,3,高紅星(.鄭州鐵路職業(yè)技術(shù)學(xué)院,鄭州 450052; 2.南京鐵道職業(yè)技術(shù)學(xué)院 機(jī)車車輛學(xué)院,南京 2003; 3.西南交通大學(xué) 牽引動力國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,成都 6003)

礦用窄軌機(jī)車車輪強(qiáng)度計算分析

于文濤1,徐傳波1,3,高紅星2,3
(1.鄭州鐵路職業(yè)技術(shù)學(xué)院,鄭州 450052; 2.南京鐵道職業(yè)技術(shù)學(xué)院 機(jī)車車輛學(xué)院,南京 210031; 3.西南交通大學(xué) 牽引動力國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,成都 610031)

介紹了出口澳大利亞礦用窄軌機(jī)車車輪的主要設(shè)計參數(shù).為保證其行車安全,參照EN13979規(guī)范中的計算方法和UIC510-5規(guī)范中的疲勞強(qiáng)度校核方法,分別對車輪進(jìn)行了靜強(qiáng)度計算與疲勞強(qiáng)度分析.結(jié)果表明,所截取車輪截面其靜強(qiáng)度與疲勞強(qiáng)度滿足強(qiáng)度設(shè)計要求.其中,車輪最大等效應(yīng)力位于過盈配合面內(nèi)側(cè)邊緣,車輪最大動應(yīng)力位于車輪輪輻內(nèi)側(cè).計算結(jié)果與車輪實(shí)際所測裂紋出現(xiàn)位置相符合,故該方法具有一定的工程應(yīng)用價值.

礦用; 機(jī)車; 車輪; 強(qiáng)度

由于礦山開采行業(yè)的運(yùn)輸量大,所處區(qū)域地勢環(huán)境復(fù)雜,鐵路運(yùn)輸成為了礦山主要運(yùn)輸方式之一.基于其運(yùn)輸成本低、運(yùn)輸效率高的特點(diǎn),使得礦用窄軌機(jī)車成為了礦山開采運(yùn)輸環(huán)節(jié)最主要的機(jī)械設(shè)備之一.然而,車輪作為機(jī)車運(yùn)行過程中關(guān)鍵的承載部件,其受載狀態(tài)復(fù)雜且惡劣,車輪強(qiáng)度直接關(guān)系著整車的運(yùn)行安全.因此,對車輪的強(qiáng)度進(jìn)行計算分析是十分必要的.

車輪強(qiáng)度的分析方法主要是參照已有的車輪計算規(guī)范,采用有限元的分析方法,對其進(jìn)行靜強(qiáng)度的計算,并采用相關(guān)疲勞評定準(zhǔn)則進(jìn)行疲勞強(qiáng)度的校核.

本文參照EN13979規(guī)范[2],對出口澳大利亞礦用窄軌機(jī)車的車輪進(jìn)行了有限元的強(qiáng)度計算,采用UIC510-5規(guī)范[3]中的疲勞強(qiáng)度校核方法對車輪計算截面的關(guān)鍵節(jié)點(diǎn)進(jìn)行疲勞強(qiáng)度評判,并將計算結(jié)果與實(shí)際所測裂紋出現(xiàn)位置進(jìn)行比較分析.

1 概要與理論

1.1車輪主要設(shè)計參數(shù)

機(jī)車采用B0-B0軸式,踏面制動方式,其他設(shè)計參數(shù)如表1所示,車輪結(jié)構(gòu)如圖1所示.

表1 車輪主要設(shè)計參數(shù)Tab.1 The main design parameters of the wheel

圖1 車輪結(jié)構(gòu)Fig.1 The wheel structure

1.2工況載荷

圖2為車輪踏面的受力加載位置.根據(jù)機(jī)車運(yùn)行過程中直線行駛、曲線行駛、通過道岔3種不同受力的狀態(tài),參照EN13979規(guī)范中的計算方法,設(shè)計車輪載荷工況如下:

工況1 直線運(yùn)行,Fz1=1.25Qg,Fy1=0.

工況2 曲線運(yùn)行,Fz2=1.25Qg,Fy2=0.7Qg.

工況3 通過道岔,Fz3=1.25Qg,Fy3=-0.42Qg.

工況4 計算截面繞輪中心線旋轉(zhuǎn)180°后對應(yīng)截面施加工況1相同的載荷.

工況5 計算截面繞輪中心線旋轉(zhuǎn)180°后對應(yīng)截面施加工況2相同的載荷.

工況6 計算截面繞輪中心線旋轉(zhuǎn)180°后對應(yīng)截面施加工況3相同的載荷.

工況7 超常載荷,Fz4=90+Qg,Fy4=α(10+P0/3).

工況8 計算截面繞輪中心線旋轉(zhuǎn)180°后對應(yīng)截面施加工況7相同的載荷.

其中:Q為每個車輪的作用在軌上質(zhì)量;P0為軸重;取α=1;Fz1,Fz2,Fz3,Fz4為各工況下車輪承受的垂向力;Fy1,Fy2,Fy3,Fy4為各工況下車輪承受的橫向力;工況1～6為模擬運(yùn)營工況;工況7～8為超常載荷工況.

圖2 車輪加載圖Fig.2 The loading diagram of wheel

1.3計算截面選取

由于車輪輪輻沒有任何特殊結(jié)構(gòu),故選取在車輪的任意一個截面施加1.2節(jié)所述載荷工況,如圖3所示.

圖3 車輪有限元模型Fig.3 The finite element model of wheel

2 計算模型

為簡化計算,對模型做了如下的簡化:① 假定輪對受對稱載荷,取一個輪和半根車軸作為分析模型;② 模型中未考慮注油孔等小孔;③ 未考慮結(jié)構(gòu)中的一些凸角結(jié)構(gòu)的倒角或倒圓.

模型尺寸選取踏面磨耗極限態(tài).車輪和車軸均采用8節(jié)點(diǎn)6面SOLID45體單元,輪軸配合表面采用面對面的接觸單元.實(shí)體單元總數(shù)為347 040,節(jié)點(diǎn)總數(shù)為380 400,接觸單元總數(shù)為22 560.車輪網(wǎng)格離散模型如圖3所示.約束面為車軸的截面,對車軸內(nèi)側(cè)截面施加全約束,外側(cè)截面施加垂向約束,如圖3所示.

3 車輪強(qiáng)度評定

3.1靜強(qiáng)度工況計算結(jié)果分析

模型中坐標(biāo)軸Y與Z的方向如圖2所示,X軸方向符合右手法則.各工況靜強(qiáng)度計算結(jié)果如表2所示,各加載工況下車輪等效應(yīng)力計算結(jié)果如圖4～圖6所示.

表2 靜強(qiáng)度應(yīng)力值計算結(jié)果Tab.2 The calculated results of static strength

圖4 工況1 Von Mises應(yīng)力云圖Fig.4 The Von Mises stress cloud diagram ofworking condition 1

圖5 工況2 Von Mises應(yīng)力云圖Fig.5 The Von Mises stress cloud diagram ofworking condition 2

圖6 工況8 Von Mises應(yīng)力云圖Fig.6 The Von Mises stress cloud diagram ofworking condition 8

計算結(jié)果表明:模擬運(yùn)營工況中,曲線行駛工況(工況2)的Von Mises等效應(yīng)力最大,為312.71 MPa.8種加載工況中,超常運(yùn)營工況(工況8)的最大Von Mises等效應(yīng)力為317.69 MPa,最大應(yīng)力點(diǎn)均位于輪軸過盈配合面邊緣.車輪上各節(jié)點(diǎn)應(yīng)力不超過材料的彈性極限355 MPa,故車輪靜強(qiáng)度滿足強(qiáng)度設(shè)計的要求.

3.2疲勞強(qiáng)度評定理論

車輪在運(yùn)行中受力狀況十分復(fù)雜,主要承受來自機(jī)車運(yùn)行中的垂向和橫向振動,各點(diǎn)的應(yīng)力狀態(tài)為多軸應(yīng)力.多軸應(yīng)力的疲勞強(qiáng)度評定有多種方法.工程應(yīng)用上,一般選用UIC510-5規(guī)范中提出的疲勞強(qiáng)度評判方法進(jìn)行校核.該方法認(rèn)為車輪在運(yùn)行中,各點(diǎn)為非對稱循環(huán),其破壞形式主要是由最大主應(yīng)力方向的應(yīng)力造成.計算出的車輪各點(diǎn)動應(yīng)力Δσ應(yīng)當(dāng)小于許用動應(yīng)力[Δσ]=360 MPa.

確定6個模擬運(yùn)營載荷工況中所有點(diǎn)的主應(yīng)力,選取3個載荷工況中最大應(yīng)力σmax和最小應(yīng)力σmin(等于σmax方向上的最小法向應(yīng)力).

平均應(yīng)力為

應(yīng)力幅值為

動應(yīng)力為

Δσ=σmax-σmin

按照UIC510-5規(guī)范,疲勞評定是對所有截面節(jié)點(diǎn)進(jìn)行了評定.由于對全部節(jié)點(diǎn)進(jìn)行分析,其數(shù)據(jù)量太大,故分析過程中只選取加載截面中24個關(guān)鍵節(jié)點(diǎn),如圖7所示.并提取節(jié)點(diǎn)的數(shù)據(jù)結(jié)果,通過繪制動應(yīng)力赫格圖對車輪疲勞強(qiáng)度進(jìn)行評判.

圖7 計算截面上的關(guān)鍵節(jié)點(diǎn)選取Fig.7 The selected key nodes in the calculated section

在對應(yīng)的加載截面中選取24個關(guān)鍵節(jié)點(diǎn),所選取節(jié)點(diǎn)應(yīng)該具有代表性,比如應(yīng)力集中點(diǎn)、較大應(yīng)力點(diǎn)、幾何特征點(diǎn).盡量保證車輪內(nèi)側(cè)與外側(cè)均為12個點(diǎn),輪轂、輪輻、輪輞上均有選中的節(jié)點(diǎn).

3.3疲勞強(qiáng)度評定

從計算結(jié)果中提取出在各工況載荷下的24個節(jié)點(diǎn)的最大應(yīng)力σmax與最小應(yīng)力σmin.并根據(jù)2.2節(jié)的方法,計算其平均應(yīng)力σm、應(yīng)力幅值σa與動應(yīng)力Δσ,如表3所示.由于數(shù)據(jù)量太大,此處僅列出節(jié)點(diǎn)1、節(jié)點(diǎn)8、節(jié)點(diǎn)16、節(jié)點(diǎn)24的數(shù)值結(jié)果.

表3 疲勞強(qiáng)度評判數(shù)值Tab.3 The evaluation of fatigue strength MPa

對于整個截面上的所有節(jié)點(diǎn),可根據(jù)其平均應(yīng)力值、應(yīng)力幅值繪制動應(yīng)力赫格圖,如圖8所示.

圖8 加載截面的車輪動應(yīng)力赫格圖Fig.8 The Herge diagram of dynamic stressof load section in the wheel

3.4結(jié)果分析

按照UIC510-5規(guī)范對車輪輻板疲勞強(qiáng)度進(jìn)行評判.車輪各節(jié)點(diǎn)在各循環(huán)工況下動應(yīng)力小于車輪許用動應(yīng)力[Δσ]=360 MPa,且加載截面所有節(jié)點(diǎn)均位于動應(yīng)力赫格圖內(nèi),故此車輪滿足疲勞強(qiáng)度設(shè)計要求.

車輪輻板上最大動應(yīng)力為179.7 MPa,該節(jié)點(diǎn)為圖7中的節(jié)點(diǎn)16,位于車輪輪輻內(nèi)側(cè)輪轂與輪輻過渡處.與實(shí)際所測裂紋出現(xiàn)位置相符.

4 結(jié)論

參照EN13979規(guī)范,對出口澳大利亞礦用窄軌機(jī)車的車輪進(jìn)行了有限元的強(qiáng)度計算,采用UIC510-5規(guī)范中的疲勞強(qiáng)度校核方法對車輪計算截面的關(guān)鍵節(jié)點(diǎn)進(jìn)行疲勞強(qiáng)度評判,結(jié)果表明:

(1) 模擬運(yùn)營工況中,車輪曲線行駛工況2的Von Mises等效應(yīng)力最大,為312.71 MPa.車輪靜強(qiáng)度最大Von Mises應(yīng)力為317.69 MPa,對應(yīng)于載荷工況8,應(yīng)力最大點(diǎn)均位于輪軸過盈配合面邊緣.所有工況最大應(yīng)力值均小于材料的彈性極限,因此,車輪滿足靜強(qiáng)度設(shè)計要求.

(2) 車輪疲勞強(qiáng)度分析中,車輪上輻板最大動應(yīng)力為179.7 MPa,疲勞危險點(diǎn)位于車輪輪輻內(nèi)側(cè)輪轂與輪輻過渡處,與實(shí)際所測裂紋出現(xiàn)位置一致.且加載界面內(nèi)所有節(jié)點(diǎn)均位于動應(yīng)力赫格圖極限曲線內(nèi),故車輪符合疲勞強(qiáng)度設(shè)計要求.

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Calculationandanalysisonstrengthofwheelofminenarrow-raillocomotive

YUWentao1,XUChuanbo1,3,GAOHongxing2,3
(1.Locomotive & Vehicle Department,Zhengzhou Railway Vocational & Technical College,Zhengzhou 450052, China; 2.College of Railway Locomotive Vehicle,Nanjing Institute of Railway Technology,Nanjing 210031, China; 3.National Key Traction Power Laboratory,Southwest Jiaotong University,Chengdu 610031, China)

The main design parameters of wheel of mine narrow-rail locomotive which export to Australia are introduced.In order to guarantee its safety,calculate the static strength and fatigue strength of the wheel respectively with reference to the calculation method presented in standard UIC510-5 and EN13979.The results show that the static strength and fatigue strength of the selected wheel section meet with the requirement of strength design.Among them,the maximum equivalent stress of the wheel is on the inside edge of interference fit surface,the maximum dynamic stress locate in the inside of wheel disk.The calculation result is consistent with the crack location actually measured.Therefore,the method has a high engineering application value.

mine; locomotives; wheel; strength

U 270.1+2

： A

： 1672-5581(2017)03-0199-05

機(jī)車學(xué)院鐵道機(jī)車校品牌專業(yè)資助項(xiàng)目(103119);國家科技支撐計劃資助項(xiàng)目(2015BAG12B01-17);國家自然科學(xué)基金資助項(xiàng)目(51475388)

于文濤(1968—),男,副教授,碩士.E-mail:boxinmeijing@163.com