重載貨車(chē)車(chē)鉤強(qiáng)度非線(xiàn)性有限元仿真分析

李朋，朱濤，王超，肖守訥

(1. 神華鐵路裝備有限責(zé)任公司 肅寧車(chē)輛維修分公司，河北 肅寧 062350; 2. 西南交通大學(xué) 牽引動(dòng)力國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，四川 成都 610031)

0 引言

隨著我國(guó)重載鐵路的快速發(fā)展，鐵路貨車(chē)牽引噸位、編組數(shù)量、運(yùn)行速度的不斷增加，車(chē)輛間縱向載荷隨之增大，尤其在長(zhǎng)大坡道條件下，車(chē)輛間沖擊載荷急劇增大，惡化了車(chē)鉤的服役條件[1-3]。針對(duì)目前重載貨車(chē)的服役運(yùn)行條件，一方面對(duì)車(chē)鉤強(qiáng)度服役安全性提出了更高的要求；另一方面，長(zhǎng)大編組運(yùn)行大幅度降低了車(chē)鉤的服役疲勞壽命，并在一定程度上縮短了檢修周期，進(jìn)而增加了維修成本。為此針對(duì)目前重載鐵路貨車(chē)主流應(yīng)用的16、17型車(chē)鉤進(jìn)一步深入分析整體結(jié)構(gòu)的載荷-應(yīng)力強(qiáng)度映射關(guān)系，為車(chē)鉤結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)與優(yōu)化，服役狀態(tài)可靠性評(píng)估提供支撐。

目前我國(guó)重載貨車(chē)車(chē)鉤采用預(yù)防性計(jì)劃?rùn)z修的模式，更多地依賴(lài)于周期性定期檢查，缺乏結(jié)構(gòu)在既有服役狀態(tài)下的狀態(tài)性評(píng)估[4]。作為車(chē)鉤可靠性評(píng)估的首要條件是明確結(jié)構(gòu)的載荷-應(yīng)力-強(qiáng)度映射關(guān)系，進(jìn)而建立準(zhǔn)確的分析模型。針對(duì)重載車(chē)鉤，現(xiàn)有文獻(xiàn)中主要采用獨(dú)立結(jié)構(gòu)建模以及線(xiàn)性數(shù)值分析相結(jié)合的方法。李晨曦等[5]單獨(dú)對(duì)鉤體做了拉伸和壓縮工況的線(xiàn)性分析；于兆華[6]將鉤舌和鉤體分離，采用分別施加約束的方法進(jìn)行強(qiáng)度數(shù)值分析；管艷華等[7]單獨(dú)對(duì)鉤舌進(jìn)行線(xiàn)性數(shù)值分析；苗偉明等[8]對(duì)鉤舌與鉤體裝配體進(jìn)行了線(xiàn)性分析。上述強(qiáng)度分析模型中均將材料特性考慮為線(xiàn)性，部件之間的接觸則是通過(guò)力和位移來(lái)限制，與實(shí)際部件之間接觸非線(xiàn)性狀態(tài)吻合度不高，伴隨大載荷工況條件時(shí)，數(shù)值仿真計(jì)算結(jié)果與實(shí)際結(jié)構(gòu)應(yīng)力狀態(tài)誤差較大。

為考慮車(chē)鉤接觸部件之間力傳遞的相互影響，更加準(zhǔn)確地建立結(jié)構(gòu)的載荷-應(yīng)力強(qiáng)度映射關(guān)系，本文采用車(chē)鉤整體裝配建模的方法，建立了車(chē)鉤裝配體非線(xiàn)性有限元模型，各零部件之間的相互作用通過(guò)定義接觸進(jìn)行傳遞，同時(shí)考慮材料非線(xiàn)性對(duì)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的影響，得到車(chē)鉤在裝配狀態(tài)下的載荷應(yīng)力分布狀態(tài)，并將鉤舌數(shù)值計(jì)算應(yīng)變區(qū)與實(shí)際服役狀態(tài)中上、下?tīng)恳_(tái)接觸部位的磨耗、壓痕進(jìn)行對(duì)比，驗(yàn)證了模型的可靠性以及強(qiáng)度關(guān)系的準(zhǔn)確性，為更加準(zhǔn)確地評(píng)估結(jié)構(gòu)的服役狀態(tài)提供重要參考。

1 車(chē)鉤整體裝配與受力分析

由于車(chē)鉤裝配關(guān)系和接觸關(guān)系的復(fù)雜性，通常將車(chē)鉤零部件作為分離體對(duì)其邊界施加載荷和位移進(jìn)行獨(dú)立分析，進(jìn)而會(huì)導(dǎo)致數(shù)值仿真模型與實(shí)際接觸狀態(tài)誤差較大，不能合理地模擬出實(shí)際結(jié)構(gòu)內(nèi)部載荷傳遞狀態(tài)以及準(zhǔn)確的載荷應(yīng)力強(qiáng)度映射關(guān)系。采用車(chē)鉤整體裝配體與接觸分析方法可有效解決單個(gè)部件分析而引入過(guò)度約束的問(wèn)題，即：將車(chē)鉤所有受力部件進(jìn)行建模并完成精準(zhǔn)裝配，然后對(duì)裝配體接觸部位間建立相應(yīng)的接觸模型，以更加真實(shí)地模擬車(chē)鉤零部件間的接觸位置及受力面積并進(jìn)行自動(dòng)調(diào)整，有效提高數(shù)值模型與實(shí)際服役狀態(tài)的吻合程度。

車(chē)鉤緩沖裝置由車(chē)鉤(鉤體、鉤舌)、鉤尾框、緩沖器、前從板、轉(zhuǎn)動(dòng)套、鉤尾銷(xiāo)等零部件組成[9]，安裝于車(chē)體底架兩端的牽引梁內(nèi)，各部件連接關(guān)系如圖1所示。

圖1 車(chē)鉤緩沖裝置

當(dāng)車(chē)鉤受拉時(shí)力的傳遞順序?yàn)椋恒^頭—鉤尾銷(xiāo)—鉤尾框—緩沖器—從板—從板座—牽引梁，如圖2所示。當(dāng)車(chē)鉤受壓時(shí)力的傳遞順序?yàn)椋恒^頭—鉤尾圓弧面—從板—緩沖器—壓潰吸能元件—安裝底板—牽引梁，如圖3所示。

圖2 拉載荷力傳遞關(guān)系

圖3 壓載荷力傳遞關(guān)系

2 材料參數(shù)和驗(yàn)收標(biāo)準(zhǔn)

16型、17型車(chē)鉤是目前重載貨車(chē)主型結(jié)構(gòu)，鉤體、鉤舌材料為鑄造E級(jí)鋼，牌號(hào)25MnCrNiMoA，鉤尾框?yàn)殄懺霦級(jí)鋼，牌號(hào)ZG25MnCrNiMo[10]。根據(jù)GB/T 228.1—2010《金屬材料 拉伸試驗(yàn)-第1部分：室溫試驗(yàn)方法》，在CSS-2220電子萬(wàn)能試驗(yàn)機(jī)上測(cè)定了兩種材料的各項(xiàng)基本力學(xué)性能，如表1所示。TB/T 456—2008《機(jī)車(chē)車(chē)輛用車(chē)鉤、鉤尾框》規(guī)定了16型、17型車(chē)鉤系統(tǒng)的強(qiáng)度驗(yàn)收標(biāo)準(zhǔn)，如表2所示。

表1 E級(jí)鋼的力學(xué)性能

表2 16型、17型車(chē)鉤系統(tǒng)靜強(qiáng)度指標(biāo)

鑄造E級(jí)鋼的應(yīng)力應(yīng)變曲線(xiàn)為非線(xiàn)性，從結(jié)構(gòu)本體取樣進(jìn)行試驗(yàn)，獲取車(chē)鉤材料的應(yīng)力應(yīng)變曲線(xiàn)，采用多線(xiàn)性隨動(dòng)強(qiáng)化本構(gòu)模型擬合得到結(jié)構(gòu)應(yīng)力應(yīng)變參數(shù)曲線(xiàn)如圖4所示。

圖4 鑄造E級(jí)鋼應(yīng)力應(yīng)變曲線(xiàn)

3 車(chē)鉤裝配體有限元模型

3.1 單元網(wǎng)格離散

基于16型、17型車(chē)鉤系統(tǒng)裝配體建立了詳細(xì)的車(chē)鉤有限元模型，采用高階四面體單元離散，單元類(lèi)型為SOLIDS187，單元尺寸為4mm，總單元數(shù)為3026981，有限元模型如圖5所示。

圖5 16型、17型車(chē)鉤有限元模型

3.2 接觸定義

完整的車(chē)鉤裝配體接觸關(guān)系主要包括：鉤體牽引臺(tái)-鉤舌牽引臺(tái)、鉤舌-鉤舌S面、鉤舌銷(xiāo)孔-鉤舌銷(xiāo)、鉤耳孔-鉤舌銷(xiāo)接觸[9]。目標(biāo)面采用TARGE170接觸單元，接觸面采用CONTA174單元，接觸類(lèi)型為標(biāo)準(zhǔn)面接觸，即允許接觸面分離、閉合和產(chǎn)生相對(duì)滑動(dòng)，滑動(dòng)摩擦系數(shù)取0.3。忽略初始穿透并保留初始間隙，計(jì)算過(guò)程允許自動(dòng)更新接觸剛度以提高計(jì)算收斂性，接觸部位關(guān)聯(lián)單元如圖6所示。

圖6 接觸單元

3.3 載荷和邊界條件的設(shè)定

已知車(chē)鉤服役過(guò)程中主要薄弱部位為鉤舌、鉤體上、下?tīng)恳_(tái)部位，且主要由拉伸載荷引起疲勞裂紋失效，因此主要研究車(chē)鉤受到拉伸載荷作用下的受力狀態(tài)[11-12]。其邊界條件設(shè)定為：車(chē)鉤一端尾銷(xiāo)孔處約束三方向位移，另一端尾銷(xiāo)孔處施加600kN、800kN、1000kN、1200kN的拉伸載荷，鉤舌與鎖鐵接觸部位施加橫向約束，邊界條件如圖7所示。

圖7 載荷邊界條件

3.4 數(shù)值計(jì)算結(jié)果

基于彈塑性非線(xiàn)性模型計(jì)算得到四級(jí)拉伸載荷下鉤舌、鉤體牽引臺(tái)根部最大節(jié)點(diǎn)平均等效應(yīng)力和最大節(jié)點(diǎn)平均P1應(yīng)力如表3-表6所示。由于篇幅限制，僅給出了鉤體和鉤舌在800kN載荷作用下的應(yīng)力分布云圖，如圖8-圖11所示。

表3 600 kN拉伸載荷應(yīng)力結(jié)果

表4 800 kN拉伸載荷應(yīng)力結(jié)果

表5 1 000 kN拉伸載荷應(yīng)力結(jié)果

表6 1 200 kN拉伸載荷應(yīng)力結(jié)果

圖8 16型鉤體等效應(yīng)力云圖(800 kN)

圖9 16型鉤體P1應(yīng)力云圖(800 kN)

圖10 16型鉤舌等效應(yīng)力云圖(800 kN)

圖11 16H鉤舌P1應(yīng)力云圖(800 kN)

將不同拉伸載荷下鉤體、鉤舌應(yīng)力集中危險(xiǎn)部位的最大節(jié)點(diǎn)平均等效應(yīng)力以及平均最大主應(yīng)力與邊界載荷建立載荷-應(yīng)力強(qiáng)度映射關(guān)系，如圖12、圖13所示。

圖12 危險(xiǎn)部位等效應(yīng)力載荷映射曲線(xiàn)

圖13 危險(xiǎn)部位最大主應(yīng)力載荷映射曲線(xiàn)

進(jìn)一步將數(shù)值模擬得到的鉤舌應(yīng)變區(qū)與實(shí)際服役條件下鉤舌受壓接觸磨耗、壓痕部位狀態(tài)進(jìn)行對(duì)比，二者接觸區(qū)吻合度較高，表明基于整體裝配、接觸非線(xiàn)性以及材料非線(xiàn)性三者相結(jié)合分析方法建立的數(shù)值有限元模型與實(shí)際更為接近，接觸狀態(tài)對(duì)比細(xì)節(jié)如圖14所示。

圖14 鉤舌上、下?tīng)恳_(tái)接觸區(qū)對(duì)比

圖15 鉤舌上、下?tīng)恳_(tái)裂紋探傷結(jié)果

將實(shí)際服役條件下傷損鉤舌的上、下?tīng)恳_(tái)部位進(jìn)行熒光磁粉探傷，探傷結(jié)果如圖15所示。鉤舌上、下?tīng)恳_(tái)應(yīng)力集中產(chǎn)生裂紋的區(qū)域與有限元數(shù)值模型計(jì)算結(jié)果吻合度較高。鉤體下?tīng)恳_(tái)根部倒角大，而上牽引臺(tái)根部存在結(jié)構(gòu)非圓滑過(guò)渡，即應(yīng)力集中區(qū)；鉤體上、下?tīng)恳_(tái)承載接觸面趨同，但上牽引臺(tái)比下?tīng)恳_(tái)略高，根部彎矩大，導(dǎo)致上牽引臺(tái)根部應(yīng)力略大于下?tīng)恳_(tái)根部，應(yīng)力分布細(xì)節(jié)如圖16所示。

圖16 鉤體上、下?tīng)恳_(tái)結(jié)構(gòu)和根部應(yīng)力對(duì)比

4 結(jié)語(yǔ)

1) 基于車(chē)鉤裝配體有限元分析法，通過(guò)接觸單元來(lái)模擬車(chē)鉤部件之間的相互作用，可以合理地解決各零部件之間的相互影響，避免過(guò)度約束。

2) 通過(guò)現(xiàn)場(chǎng)實(shí)驗(yàn)對(duì)鉤舌上、下?tīng)恳_(tái)裂紋進(jìn)行探傷，發(fā)現(xiàn)裂紋出現(xiàn)的位置與有限元計(jì)算應(yīng)力較大的區(qū)域吻合，驗(yàn)證了模型的可靠性以及強(qiáng)度關(guān)系的準(zhǔn)確性。

3) 采用接觸非線(xiàn)性、材料非線(xiàn)性的車(chē)鉤整體裝配有限元模型，能夠更加真實(shí)地反映出車(chē)鉤在實(shí)際受力狀況下局部接近屈服應(yīng)力而產(chǎn)生塑性變形的服役狀態(tài)。

4) 通過(guò)對(duì)鉤舌和鉤體牽引臺(tái)結(jié)構(gòu)和數(shù)值計(jì)算應(yīng)力云圖的分析，發(fā)現(xiàn)鉤舌和鉤體上、下?tīng)恳_(tái)根部過(guò)渡圓角較小且存在附加彎矩，導(dǎo)致局部應(yīng)力較大，應(yīng)適當(dāng)增加牽引臺(tái)根部的過(guò)渡圓角，提高表面質(zhì)量，可有效提高服役壽命。