42 t軸重重載車輪優(yōu)化設(shè)計(jì)

賈月靜

（太原重工軌道交通設(shè)備有限公司技術(shù)中心，山西 太原 030032）

重載運(yùn)輸是世界上鐵路運(yùn)輸發(fā)展的重要趨勢，可顯著提高運(yùn)輸效率，特別是在幅員遼闊、礦產(chǎn)資源豐富的國家有著迫切的需求。目前，重載貨運(yùn)技術(shù)居于世界前列的國家澳大利亞，已經(jīng)開始應(yīng)用40 t軸重貨運(yùn)技術(shù)[1]。

車輪作為貨車關(guān)鍵走行部件，隨著貨車速度和軸重的增加，車輪的熱應(yīng)力和機(jī)械應(yīng)力也相應(yīng)增加，這就要求車輪具有良好的承載能力及抗熱裂性能[2]。

國外某客戶為了降低運(yùn)輸成本，提出了42 t軸重車輪的需求。本文根據(jù)已有重載車輪設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)，進(jìn)行了42 t軸重車輪的設(shè)計(jì)優(yōu)化，并采用AAR S-660、EN13979-1標(biāo)準(zhǔn)對其進(jìn)行熱機(jī)械強(qiáng)度及疲勞強(qiáng)度評估，確保設(shè)計(jì)輪型具有良好的安全可靠性。

1 車輪結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

1.1 設(shè)計(jì)輸入?yún)?shù)

根據(jù)客戶要求，所設(shè)計(jì)車輪為踏面制動，軸重42t，最大運(yùn)行速度80 km/h，車輪滾動圓直徑為970mm，磨耗到限直徑為890 mm。

1.2 輻板結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

研究表明，S形輻板車輪比直輻板車輪具有更大的承載能力和更好的抗熱裂性能[3-4]，因此將輻板結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)為S形，初始方案設(shè)計(jì)如圖1所示。

1.3 車輪強(qiáng)度校核

AAR S-660標(biāo)準(zhǔn)是美國鐵路協(xié)會關(guān)于貨車車輪分析評價的標(biāo)準(zhǔn)，其對機(jī)械載荷及熱制動載荷均有定義。該標(biāo)準(zhǔn)沒有絕對的評判依據(jù)，一般是將應(yīng)力結(jié)果與直徑及承載力較為接近的輪型結(jié)果進(jìn)行對比，若新設(shè)計(jì)輪型若應(yīng)力水平與對比輪型應(yīng)力水平相當(dāng)，則認(rèn)為新設(shè)計(jì)輪型滿足工況要求。因此，本文依據(jù)AAR S-660標(biāo)準(zhǔn)對該設(shè)計(jì)方案進(jìn)行靜強(qiáng)度及熱機(jī)械強(qiáng)度的校核，并將計(jì)算結(jié)果與某運(yùn)用良好的同直徑車輪（Φ920 mm，軸重35.7 t，后續(xù)稱“對比車輪”）計(jì)算結(jié)果進(jìn)行對比。

1.3.1 計(jì)算模型

由于車輪為軸對稱結(jié)構(gòu)，因此取一半模型進(jìn)行有限元分析。選擇SOLID70單元進(jìn)行溫度場分析，選擇SOLID185單元進(jìn)行靜強(qiáng)度、熱機(jī)械強(qiáng)度分析，有限元模型如圖2所示。

圖2 AAR S-660有限元模型

1.3.2 材料參數(shù)

所有材料參數(shù)均依據(jù)AAR S-660標(biāo)準(zhǔn)中8.0節(jié)，見下頁表1。

表1 材料參數(shù)

1.3.3 邊界約束及工況

根據(jù)AAR S-660標(biāo)準(zhǔn)，對輪轂孔半徑2.54 cm的節(jié)點(diǎn)進(jìn)行位移約束，加載位置及數(shù)值如表2所示。

表2 加載位置及數(shù)值

1.3.4 計(jì)算結(jié)果

經(jīng)過對新輪及磨耗到限車輪的計(jì)算，輻板應(yīng)力結(jié)果如表3所示，溫度及輻板應(yīng)力云圖如圖3、圖4所示。

表3 AAR S-660標(biāo)準(zhǔn)下車輪輻板等效應(yīng)力 kps i

圖3 磨耗輪溫度（℉）場分布

圖4 磨耗輪TH工況下應(yīng)力（ps i）分布

圖5 磨耗輪V2+TH工況

從表3可以看出，初次設(shè)計(jì)輪型其磨耗到限狀態(tài)的最大應(yīng)力比對比車輪高12.6 kpsi，因此仍有優(yōu)化空間。

1.4 車輪輻板優(yōu)化

基于初始設(shè)計(jì)方案的有限元分析結(jié)果，對車輪輻板形狀進(jìn)行了一系列優(yōu)化設(shè)計(jì)，圖6為輪型優(yōu)化設(shè)計(jì)過程，表4為車輪磨耗到限狀態(tài)時各設(shè)計(jì)方案的輻板應(yīng)力及溫度場結(jié)果。

圖6 輪型優(yōu)化設(shè)計(jì)示意圖

表4 各設(shè)計(jì)方案輻板應(yīng)力結(jié)果及車輪溫度場結(jié)果

從圖6及表4結(jié)果可以看出，降低輪轂側(cè)輻板或提高輪輞側(cè)輻板，均有利于降低車輪的整體應(yīng)力水平，隨著輪轂側(cè)輻板與輪輞側(cè)輻板落差的增大，車輪應(yīng)力水平逐漸降低。第二次與第三次優(yōu)化設(shè)計(jì)方案應(yīng)力水平相當(dāng)，均低于對比車輪應(yīng)力。

2 疲勞強(qiáng)度評估

車輪在運(yùn)行過程中，不只承受重載帶來的嚴(yán)苛制動熱應(yīng)力，在經(jīng)歷直線、曲線、道岔等工況時，其各點(diǎn)的應(yīng)力呈交變應(yīng)力狀態(tài)，屬于多軸疲勞[5]，因此有必要對車輪的疲勞強(qiáng)度進(jìn)行評估。目前國際上普遍采用EN13979-1標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行車輪的疲勞強(qiáng)度評估。

2.1 計(jì)算模型

根據(jù)實(shí)際經(jīng)驗(yàn)，車輪磨耗到限狀態(tài)比新造狀態(tài)更危險，因此以磨耗到限車輪為有限元分析對象，取1/2車輪和1/4車軸建立實(shí)體模型，選用SOLID185實(shí)體單元劃分網(wǎng)格；選用面對面接觸單元CONTA174及目標(biāo)單元TARGE170進(jìn)行輪軸過盈配合部位的接觸模擬，通過接觸單元實(shí)常數(shù)設(shè)置過盈量。有限元模型如圖7所示。

圖7 EN13979-1有限元模型

2.2 加載及約束

車輪分別會經(jīng)歷直線、曲線、道岔3種工況，各工況輪軌力以集中力的方式被施加在踏面上，關(guān)于輪軌力，在EN13979-1中已有明確說明，此處不再贅述。在輪軸對稱面上施加對稱約束，在輪座內(nèi)側(cè)車軸截面上施加限制x、y、z位移約束。

2.3 計(jì)算結(jié)果

在靜強(qiáng)度的基礎(chǔ)上，對結(jié)果數(shù)據(jù)進(jìn)行編程，得到兩種設(shè)計(jì)方案的疲勞強(qiáng)度，其靜強(qiáng)度及疲勞強(qiáng)度結(jié)果如表5、圖8、圖9所示。

圖8 ?σ11應(yīng)力（Pa）對比

圖9 ?σ22應(yīng)力（Pa）對比

表5 車輪初始設(shè)計(jì)方案靜強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果 MPa

從表5可以看出，第三次設(shè)計(jì)方案的靜強(qiáng)度及疲勞強(qiáng)度均有所降低。從制造角度看，第三次設(shè)計(jì)方案將轂徑處的角度由11°改為13°，更適合鍛造生產(chǎn)。因此，無論是從熱機(jī)械性能、疲勞強(qiáng)度還是制造方面考慮，第三次設(shè)計(jì)方案均為最優(yōu)方案。

3 結(jié)論

1）采用AAR標(biāo)準(zhǔn)與EN標(biāo)準(zhǔn)相結(jié)合的方法對車輪結(jié)構(gòu)進(jìn)行評估，本設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)具有良好的熱機(jī)械強(qiáng)度及疲勞強(qiáng)度。

2）通過一系列的優(yōu)化設(shè)計(jì)，有效降低了車輪應(yīng)力水平，得到車輪輻板各部位參數(shù)對車輪應(yīng)力的影響規(guī)律，為后續(xù)車輪設(shè)計(jì)提供一定的參考。