某變軌距動車組轉(zhuǎn)向架軸箱可靠性分析

陳 森，傅茂海，楊昌果，張忠良

(西南交通大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，四川 成都 610031)

0 引言

近年來我國提出了“一帶一路”的倡議，共建“一帶一路”不僅為世界各國的發(fā)展提供了新機(jī)遇，同時也為中國開放發(fā)展開辟了新天地。共建“一帶一路”的關(guān)鍵就是互聯(lián)互通[1]。然而我國周邊其他國家的鐵路軌距不盡相同，以俄羅斯為首的東歐主要國家采用軌距為1 520 mm的寬軌鐵路，我國和大多數(shù)西歐國家則是采用1 435 mm的標(biāo)準(zhǔn)軌距，能否使鐵路貨車在不同軌道都能實現(xiàn)便利的運(yùn)輸對我國一帶一路的發(fā)展有著重要的意義。

實現(xiàn)鐵路貨車過軌運(yùn)輸主要有轉(zhuǎn)運(yùn)、更換轉(zhuǎn)向架、采用變軌距轉(zhuǎn)向架三種模式[2]。其中變軌距轉(zhuǎn)向架是通過特有的輪對軸箱裝置使輪對內(nèi)側(cè)距可變，從而成功地解決了傳統(tǒng)鐵道車輛在不同軌距不能直接通行的難題。從運(yùn)行效率考慮,采用變軌距轉(zhuǎn)向架是上述三者中的最優(yōu)解決方案。

軸箱是鐵路車輛重要的承載零部件，承受車體垂向載荷，緩解與消減車輛行走過程中由于軌道不平順帶來的橫向、垂向振動和沖擊，是提高車輛運(yùn)行平穩(wěn)性及曲線通過性的重要部件之一，其質(zhì)量性能直接關(guān)系到車輛的運(yùn)行品質(zhì)及行車安全[3]。變軌距轉(zhuǎn)向架軸箱是轉(zhuǎn)向架中十分重要的部件，對車輛安全運(yùn)行起著至關(guān)重要的作用[4]。本文基于ANSYS仿真軟件對某變軌距動車組轉(zhuǎn)向架軸箱的可靠性進(jìn)行分析。

1 軸箱結(jié)構(gòu)及有限元模型

軸箱體為鑄造件，主結(jié)構(gòu)由上殼體、下殼體和端蓋等部件組成。軸箱采用轉(zhuǎn)臂式定位，輪對與構(gòu)架間的橫向及縱向相對位移依靠轉(zhuǎn)臂的彈性變形實現(xiàn)。轉(zhuǎn)臂式軸箱便于拆裝，其定位剛度可以獨立設(shè)置，能更容易地滿足高速動車組的需要。轉(zhuǎn)臂橡膠節(jié)點使用壽命高，需要維護(hù)的時間少[5-6]，因此，目前轉(zhuǎn)臂式軸箱在動車組及城市軌道交通車輛中應(yīng)用廣泛。本文研究的轉(zhuǎn)臂軸箱的上殼體和下殼體選用符合歐洲標(biāo)準(zhǔn)DINEN1563∶2012“Foundin-Spheroidal graphite cast irons”要求的EN-GJS-400-18-LT材料制造。

本文利用ANSYS仿真軟件建立了轉(zhuǎn)向架軸箱的有限元模型。軸箱體有限元分析模型采用空間笛卡爾坐標(biāo)系，X軸指向車輛運(yùn)行前方，Y軸與線路方向相垂直，Z軸垂直于軌道平面，其正方向為豎直向上。本文采用梁單位模擬轉(zhuǎn)臂芯軸與螺栓。軸箱體采用8節(jié)點實體單元Solid45和20節(jié)點實體單元Solid95進(jìn)行離散，共離散為1 192 886個節(jié)點，形成實體單元973 809個。軸箱體有限元模型如圖1所示。

圖1 軸箱體有限元模型

2 軸箱強(qiáng)度計算

本文依據(jù)歐洲標(biāo)準(zhǔn)BSEN13749∶2011，對軸箱在超常載荷工況下的靜強(qiáng)度和在模擬運(yùn)營工況下的疲勞強(qiáng)度進(jìn)行評估。軸箱體強(qiáng)度計算基本參數(shù)見表1。

表1 軸箱體強(qiáng)度計算基本參數(shù)

2.1 超常載荷工況

在超常載荷工況下，軸箱體所承受的載荷主要包括垂向載荷、橫向載荷、斜對稱載荷及縱向載荷。特殊超常載荷工況包括過軌和減振器作用工況。

在超常載荷工況下，軸箱體承受的垂向基本載荷Fz(N)由動力轉(zhuǎn)向架軸箱體承受的超常垂向靜載荷確定，即：

(1)

根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定，軸箱體在超常載荷下所承受的垂向載荷為1.4Fz，當(dāng)軸箱一側(cè)完全失載時，軸箱體所承受的最大垂向力為2Fz。

每條輪對所承受的超常橫向載荷Fymax(N)由式(2)確定：

(2)

超常載荷工況下的斜對稱載荷Ftmax(N)按對應(yīng)線路扭曲量為10‰時的載荷取值，即：

Ftmax=0.01·L·Ksz/2.

(3)

軸箱體在超常載荷工況下的縱向載荷取動力轉(zhuǎn)向架在電機(jī)短路時的輪軌間縱向載荷Fxmax(N)，即：

Fxmax=1.3·Mds·i/D.

(4)

在超常載荷工況下，減振器載荷按其最大作用載荷的2倍取值。

2.2 模擬運(yùn)營工況

在模擬運(yùn)營工況下，軸箱體主要承受垂向、橫向、縱向和斜對稱載荷的作用。特殊模擬運(yùn)營載荷工況包括過軌和減振器作用工況。

在模擬運(yùn)營載荷工況下，軸箱體承受的垂向基本載荷FzF由動力轉(zhuǎn)向架軸箱體承受的垂向靜載荷確定，并考慮車體側(cè)滾、浮沉運(yùn)動引起的載荷變化。垂向基本載荷由下式計算：

(5)

在模擬運(yùn)營載荷工況下，車體側(cè)滾運(yùn)動引起的垂向載荷變化通過側(cè)滾系數(shù)α考慮，取α=0.15；浮沉運(yùn)動引起的垂向載荷變化通過浮沉系數(shù)β考慮，取β=0.2。在計算過軌工況時，僅考慮浮沉系數(shù)β的影響。

在模擬運(yùn)營工況下，每個輪對承受的橫向載荷為：

(6)

模擬運(yùn)營工況下的斜對稱載荷按對應(yīng)線路扭曲量為5‰時的載荷取值，即：

Ft=0.005·L·Ksz/2.

(7)

在模擬運(yùn)營載荷工況下，軸箱體縱向載荷取車輛小半徑曲線通過工況下的輪軌間縱向載荷，即：

Fx=0.05(4Fz+2mpg).

(8)

在模擬運(yùn)營工況下，減振器載荷按其最大作用載荷取值。

2.3 結(jié)構(gòu)強(qiáng)度評估方法

2.3.1 結(jié)構(gòu)靜強(qiáng)度評估方法

根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)要求，軸箱體各部件在各超常載荷工況下產(chǎn)生的最大von_Mises應(yīng)力不得超過材料的屈服極限。軸箱體材料的力學(xué)性能見表2。

表2 軸箱體材料力學(xué)性能

2.3.2 結(jié)構(gòu)疲勞強(qiáng)度評估方法

基于裂紋擴(kuò)展方向與最大主應(yīng)力方向垂直的基本現(xiàn)象，國際鐵路聯(lián)盟研究試驗委員會給出了將多軸應(yīng)力轉(zhuǎn)換為單軸應(yīng)力的方法[7]。計算時，首先獲得各節(jié)點在各模擬運(yùn)營計算工況下的應(yīng)力分布，尋找最大拉伸主應(yīng)力及其方向；然后，將節(jié)點在其余工況下的應(yīng)力向最大主應(yīng)力方向投影，并獲得最小應(yīng)力。最后，將計算得到的節(jié)點應(yīng)力循環(huán)特征點入Goodman曲線(如圖2所示)，以此來評估結(jié)構(gòu)的疲勞強(qiáng)度。

圖2 球墨鑄鐵EN-GJS-400-18-LT的Goodman-Smith疲勞曲線

2.4 靜強(qiáng)度計算結(jié)果

靜強(qiáng)度計算結(jié)果如圖3、圖4所示。計算結(jié)果表明：在各超常載荷工況下，上殼體最大應(yīng)力為222.337 MPa，位于減振器座下表面區(qū)域；下殼體最大應(yīng)力為186.208 MPa，位于上下殼體連接螺孔處。上、下殼體各節(jié)點應(yīng)力均小于材料屈服極限，結(jié)構(gòu)靜強(qiáng)度滿足標(biāo)準(zhǔn)要求。

圖3 上殼體高應(yīng)力分布圖

圖4 下殼體高應(yīng)力分布圖

2.5 疲勞強(qiáng)度計算結(jié)果

對模擬運(yùn)營工況下的上、下殼體應(yīng)力分布進(jìn)行考察，各節(jié)點在Goodman-Haigh圖中的位置如圖5和圖6所示,分析結(jié)果表明上、下殼體結(jié)構(gòu)疲勞強(qiáng)度滿足要求。

3 結(jié)束語

(1) 利用有限元分析軟件ANSYS建立了變軌距動車組軸箱有限元分析模型，介紹了該變軌距轉(zhuǎn)臂軸箱的結(jié)構(gòu)特點及相關(guān)參數(shù)，根據(jù)EN13749∶2011確定了軸箱所受載荷的大小并制定了軸箱載荷工況組合。

(2) 介紹了變軌距轉(zhuǎn)向架軸箱靜強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度分析方法，計算分析了軸箱在垂向力、縱向力和橫向力作用下的應(yīng)力分布。

(3) 計算結(jié)果表明：軸箱體結(jié)構(gòu)靜強(qiáng)度與疲勞強(qiáng)度均滿足BSEN13749∶2011標(biāo)準(zhǔn)的要求。