重載貨車車鉤強度非線性有限元仿真分析

李朋，朱濤，王超，肖守訥

(1. 神華鐵路裝備有限責任公司 肅寧車輛維修分公司，河北 肅寧 062350; 2. 西南交通大學 牽引動力國家重點實驗室，四川 成都 610031)

0 引言

隨著我國重載鐵路的快速發展，鐵路貨車牽引噸位、編組數量、運行速度的不斷增加，車輛間縱向載荷隨之增大，尤其在長大坡道條件下，車輛間沖擊載荷急劇增大，惡化了車鉤的服役條件[1-3]。針對目前重載貨車的服役運行條件，一方面對車鉤強度服役安全性提出了更高的要求；另一方面，長大編組運行大幅度降低了車鉤的服役疲勞壽命，并在一定程度上縮短了檢修周期，進而增加了維修成本。為此針對目前重載鐵路貨車主流應用的16、17型車鉤進一步深入分析整體結構的載荷-應力強度映射關系，為車鉤結構的設計與優化，服役狀態可靠性評估提供支撐。

目前我國重載貨車車鉤采用預防性計劃檢修的模式，更多地依賴于周期性定期檢查，缺乏結構在既有服役狀態下的狀態性評估[4]。作為車鉤可靠性評估的首要條件是明確結構的載荷-應力-強度映射關系，進而建立準確的分析模型。針對重載車鉤，現有文獻中主要采用獨立結構建模以及線性數值分析相結合的方法。李晨曦等[5]單獨對鉤體做了拉伸和壓縮工況的線性分析；于兆華[6]將鉤舌和鉤體分離，采用分別施加約束的方法進行強度數值分析；管艷華等[7]單獨對鉤舌進行線性數值分析；苗偉明等[8]對鉤舌與鉤體裝配體進行了線性分析。上述強度分析模型中均將材料特性考慮為線性，部件之間的接觸則是通過力和位移來限制，與實際部件之間接觸非線性狀態吻合度不高，伴隨大載荷工況條件時，數值仿真計算結果與實際結構應力狀態誤差較大。

為考慮車鉤接觸部件之間力傳遞的相互影響，更加準確地建立結構的載荷-應力強度映射關系，本文采用車鉤整體裝配建模的方法，建立了車鉤裝配體非線性有限元模型，各零部件之間的相互作用通過定義接觸進行傳遞，同時考慮材料非線性對結構強度的影響，得到車鉤在裝配狀態下的載荷應力分布狀態，并將鉤舌數值計算應變區與實際服役狀態中上、下牽引臺接觸部位的磨耗、壓痕進行對比，驗證了模型的可靠性以及強度關系的準確性，為更加準確地評估結構的服役狀態提供重要參考。

1 車鉤整體裝配與受力分析

由于車鉤裝配關系和接觸關系的復雜性，通常將車鉤零部件作為分離體對其邊界施加載荷和位移進行獨立分析，進而會導致數值仿真模型與實際接觸狀態誤差較大，不能合理地模擬出實際結構內部載荷傳遞狀態以及準確的載荷應力強度映射關系。采用車鉤整體裝配體與接觸分析方法可有效解決單個部件分析而引入過度約束的問題，即：將車鉤所有受力部件進行建模并完成精準裝配，然后對裝配體接觸部位間建立相應的接觸模型，以更加真實地模擬車鉤零部件間的接觸位置及受力面積并進行自動調整，有效提高數值模型與實際服役狀態的吻合程度。

車鉤緩沖裝置由車鉤(鉤體、鉤舌)、鉤尾框、緩沖器、前從板、轉動套、鉤尾銷等零部件組成[9]，安裝于車體底架兩端的牽引梁內，各部件連接關系如圖1所示。

圖1 車鉤緩沖裝置

當車鉤受拉時力的傳遞順序為：鉤頭—鉤尾銷—鉤尾框—緩沖器—從板—從板座—牽引梁，如圖2所示。當車鉤受壓時力的傳遞順序為：鉤頭—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 拉載荷力傳遞關系

圖3 壓載荷力傳遞關系

2 材料參數和驗收標準

16型、17型車鉤是目前重載貨車主型結構，鉤體、鉤舌材料為鑄造E級鋼，牌號25MnCrNiMoA，鉤尾框為鍛造E級鋼，牌號ZG25MnCrNiMo[10]。根據GB/T 228.1—2010《金屬材料 拉伸試驗-第1部分：室溫試驗方法》，在CSS-2220電子萬能試驗機上測定了兩種材料的各項基本力學性能，如表1所示。TB/T 456—2008《機車車輛用車鉤、鉤尾框》規定了16型、17型車鉤系統的強度驗收標準，如表2所示。

表1 E級鋼的力學性能

表2 16型、17型車鉤系統靜強度指標

鑄造E級鋼的應力應變曲線為非線性，從結構本體取樣進行試驗，獲取車鉤材料的應力應變曲線，采用多線性隨動強化本構模型擬合得到結構應力應變參數曲線如圖4所示。

圖4 鑄造E級鋼應力應變曲線

3 車鉤裝配體有限元模型

3.1 單元網格離散

基于16型、17型車鉤系統裝配體建立了詳細的車鉤有限元模型，采用高階四面體單元離散，單元類型為SOLIDS187，單元尺寸為4mm，總單元數為3026981，有限元模型如圖5所示。

圖5 16型、17型車鉤有限元模型

3.2 接觸定義

完整的車鉤裝配體接觸關系主要包括：鉤體牽引臺-鉤舌牽引臺、鉤舌-鉤舌S面、鉤舌銷孔-鉤舌銷、鉤耳孔-鉤舌銷接觸[9]。目標面采用TARGE170接觸單元，接觸面采用CONTA174單元，接觸類型為標準面接觸，即允許接觸面分離、閉合和產生相對滑動，滑動摩擦系數取0.3。忽略初始穿透并保留初始間隙，計算過程允許自動更新接觸剛度以提高計算收斂性，接觸部位關聯單元如圖6所示。

圖6 接觸單元

3.3 載荷和邊界條件的設定

已知車鉤服役過程中主要薄弱部位為鉤舌、鉤體上、下牽引臺部位，且主要由拉伸載荷引起疲勞裂紋失效，因此主要研究車鉤受到拉伸載荷作用下的受力狀態[11-12]。其邊界條件設定為：車鉤一端尾銷孔處約束三方向位移，另一端尾銷孔處施加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 數值計算結果

基于彈塑性非線性模型計算得到四級拉伸載荷下鉤舌、鉤體牽引臺根部最大節點平均等效應力和最大節點平均P1應力如表3-表6所示。由于篇幅限制，僅給出了鉤體和鉤舌在800kN載荷作用下的應力分布云圖，如圖8-圖11所示。

表3 600 kN拉伸載荷應力結果

表4 800 kN拉伸載荷應力結果

表5 1 000 kN拉伸載荷應力結果

表6 1 200 kN拉伸載荷應力結果

圖8 16型鉤體等效應力云圖(800 kN)

圖9 16型鉤體P1應力云圖(800 kN)

圖10 16型鉤舌等效應力云圖(800 kN)

圖11 16H鉤舌P1應力云圖(800 kN)

將不同拉伸載荷下鉤體、鉤舌應力集中危險部位的最大節點平均等效應力以及平均最大主應力與邊界載荷建立載荷-應力強度映射關系，如圖12、圖13所示。

圖12 危險部位等效應力載荷映射曲線

圖13 危險部位最大主應力載荷映射曲線

進一步將數值模擬得到的鉤舌應變區與實際服役條件下鉤舌受壓接觸磨耗、壓痕部位狀態進行對比，二者接觸區吻合度較高，表明基于整體裝配、接觸非線性以及材料非線性三者相結合分析方法建立的數值有限元模型與實際更為接近，接觸狀態對比細節如圖14所示。

圖14 鉤舌上、下牽引臺接觸區對比

圖15 鉤舌上、下牽引臺裂紋探傷結果

將實際服役條件下傷損鉤舌的上、下牽引臺部位進行熒光磁粉探傷，探傷結果如圖15所示。鉤舌上、下牽引臺應力集中產生裂紋的區域與有限元數值模型計算結果吻合度較高。鉤體下牽引臺根部倒角大，而上牽引臺根部存在結構非圓滑過渡，即應力集中區；鉤體上、下牽引臺承載接觸面趨同，但上牽引臺比下牽引臺略高，根部彎矩大，導致上牽引臺根部應力略大于下牽引臺根部，應力分布細節如圖16所示。

圖16 鉤體上、下牽引臺結構和根部應力對比

4 結語

1) 基于車鉤裝配體有限元分析法，通過接觸單元來模擬車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，避免過度約束。

2) 通過現場實驗對鉤舌上、下牽引臺裂紋進行探傷，發現裂紋出現的位置與有限元計算應力較大的區域吻合，驗證了模型的可靠性以及強度關系的準確性。

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

4) 通過對鉤舌和鉤體牽引臺結構和數值計算應力云圖的分析，發現鉤舌和鉤體上、下牽引臺根部過渡圓角較小且存在附加彎矩，導致局部應力較大，應適當增加牽引臺根部的過渡圓角，提高表面質量，可有效提高服役壽命。