某轉向架牽引裝置強度分析及結構改進

雷亞南，黃志輝，戴曉超，孔瑞晨，徐 芳

(1.西南交通大學 牽引動力國家重點實驗室，四川 成都 610031；2.中車長春軌道客車股份有限公司，吉林 長春 130062)

某車輛轉向架軸重為23 t，其牽引力及制動力較大，啟動時單車最大牽引力達350 kN，在碰撞時牽引裝置要承受5倍轉向架重量的沖擊載荷而最大應力不得超過材料的強度極限。牽引裝置事關車輛的運行安全，有必要對牽引裝置的強度與可靠性進行分析。

1 牽引裝置結構與功能

牽引裝置的主要作用是傳遞車體與轉向架間的縱向載荷，能適應轉向架與車體間3個方向的相對旋轉運動和轉向架與車體間相對垂向及橫向運動。牽引裝置主要由牽引座、螺栓、關節1、牽引桿、關節2等組成(圖1)。牽引座是中心銷橡膠套的安裝座，用于車體中心銷與牽引桿間的縱向載荷傳遞[1]；螺栓用于牽引座與關節1的連接，螺栓與牽引座兩端孔、關節1的裝配關系為間隙配合；關節1由鋼內套1、鋼外套1與彈性圈1硫化而成，可以降低螺栓對牽引桿的沖擊作用；牽引桿是傳遞車體與轉向架間縱向載荷的關鍵受力桿件；關節2由芯軸2、鋼外套2與彈性圈2硫化而成，是實現中央牽引裝置牽引性能的關鍵部件之一。

2 牽引裝置強度分析

本文按照UIC 615-1：1994《動力單元 轉向架和走行部 結構部件的一般規定》[2]標準來進行強度校核與評判。

1.牽引座；2.螺栓；3.關節1；4.牽引桿；5.關節2；6.鋼內套1； 7.彈性圈1；8.鋼外套1；9.芯軸2；10.彈性圈2；11.鋼外套2。圖1 牽引裝置結構圖

2.1 牽引裝置有限元模型

牽引裝置用CATIA軟件建立三維模型，然后將實體模型導入到HyperMesh軟件中，牽引座、關節1、牽引桿及關節2用SOLID186實體單元進行離散，網格單元尺寸為4 mm×4 mm×4 mm，螺栓采用BEAM188單元模擬。牽引裝置有限元模型如圖2所示，模型單元信息如表1所示。

圖2 牽引裝置有限元模型

表1 牽引裝置有限元模型單元信息

2.2 牽引裝置載荷工況、評定依據與邊界條件

2.2.1 牽引裝置載荷工況與評定依據

根據UIC 615-1：1994標準，為牽引裝置強度校核擬定了6種載荷工況，如表2所示。

表2 牽引裝置強度校核工況

在工況1、2的載荷作用下，牽引裝置的最大應力值不得超過材料的疲勞極限；在工況3、4的載荷作用下，牽引裝置的最大應力不得超過材料的屈服極限；在工況5、6的載荷作用下，牽引裝置的最大應力不得超過材料的強度極限[3]。

2.2.2 邊界條件

牽引載荷以面載荷的方式施加在牽引座中心孔表面上，關節1與牽引座以梁單元的形式連接，固定約束施加在芯軸2的側表面上。工況1、3、5的載荷施加位置和約束施加位置如圖3(a)所示，工況2、4、6的載荷施加位置和約束施加位置如圖3(b)所示。

圖3 各工況載荷約束和施加位置

2.3 牽引裝置材料屬性

牽引裝置強度計算所需參數如表3所示。

表3 牽引裝置強度計算所需參數

2.4 牽引裝置強度校核結果

利用ANSYS軟件作為求解器，計算牽引裝置在各種工況下的Von Mises應力。由于零部件在工況2、4、6載荷作用下的應力結果與工況1、3、5相似，所以本文只列出了工況1、3、5的Von Mises應力結果，如表4所示。

表4 牽引裝置強度校核結果

由于在工況1、3的載荷作用下各零部件Von Mises應力云圖與工況5相似，所以本文只列出了工況5載荷作用下各零部件的Von Mises應力云圖，如圖4～圖6所示。

圖4 工況5牽引座應力云圖

圖5 工況5牽引桿應力云圖

圖6 工況5芯軸2應力云圖

綜合6個工況的強度計算結果可知，牽引裝置在各種工況下均滿足強度要求。

3 牽引裝置結構改進與分析

牽引裝置雖滿足了強度要求，但此結構的螺栓與關節1的鋼內套為間隙配合。由于運行時轉向架與車體之間會產生相互運動，從而導致牽引裝置的螺栓與關節1之間也會產生相互運動，即螺栓與鋼內套1會產生錯動。這種現象會加快牽引裝置零部件之間的磨損，不利于牽引裝置的穩定運行。為進一步提高車輛的安全性與穩定性，需要對原結構進行改進，避免出現這種錯動與磨損情況。

3.1 改進后的結構模型

改進后的牽引裝置結構如圖7所示。牽引裝置結構主要變化如下：牽引座兩端垂直水平面的4個孔的方向改為與水平面平行；關節1中的鋼內套用芯軸1來代替，即關節1的結構與關節2相同；而牽引座與芯軸1用2個螺栓進行連接。由于牽引座兩端連接孔與芯軸1連接孔的軸線方向和牽引座所受縱向載荷方向相同，因而避免了螺栓與牽引座、芯軸1的錯動與磨損，提高了零部件的使用壽命。新結構與舊結構差異較大，雖所用材料不變，但為保證改進后牽引裝置安全可靠，還需對新結構進行強度校核。

1.牽引座；2.螺栓；3.芯軸1；4.牽引桿；5.芯軸2。圖7 改進后的牽引裝置結構

3.2 改進前后結構零部件強度對比分析

利用ANSYS軟件對新結構進行強度分析，在工況1、3、5載荷作用下，新舊結構的牽引座、牽引桿及芯軸2的Von Mises應力對比圖如圖8所示。

圖8 新舊結構在工況1、3、5載荷作用下的Von Mises應力對比圖

結果表明：新結構滿足強度要求，并在同一工況下，其牽引座、牽引桿及芯軸2的最大應力比原結構小。從總體上看，新結構的安全性與可靠性都優于原結構。

4 牽引桿結構改進與分析

從強度校核結果可知，牽引桿的大部分區域應力值小，甚至牽引桿的安全系數較其他零部件高出2倍以上，安全裕量較大，結構還有改進的空間，因而單獨對牽引桿進行結構改進。

4.1 牽引桿強度校核

改進前后牽引桿的實體模型對比如圖9所示，具體參數改進信息如表5所示。

表5 具體參數改進信息

圖9 改進前后牽引桿的實體模型對比

根據牽引桿改進后的參數，在HyperMesh軟件中重新修改了牽引桿有限元模型實體，并將修改后的整個牽引裝置有限元模型導入ANSYS軟件中進行計算，得到牽引裝置零部件在各工況下的Von Mises應力云圖，如圖10所示。由圖10可知，改進后的牽引裝置各零部件的最大應力均未超過相應工況下的許用應力值，牽引裝置結構滿足強度要求，且牽引桿新結構質量比原結構減輕了38%。

圖10 改進后的牽引裝置零部件在各工況下的Von Mises應力云圖

4.2 牽引桿穩定性分析

改進后的牽引桿截面尺寸變得較小，當牽引桿承受較大的徑向壓力后可能導致失穩，所以還需對牽引桿穩定性進行分析。

4.2.1 有限元分析

用ANSYS軟件對牽引桿進行線性屈曲分析，載荷與約束施加情況為：牽引載荷以面載荷的方式施加在牽引桿孔1的表面上；牽引桿兩端孔表面的所有自由度分別與孔的中心點耦合，并將孔中心點進行鉸支約束[4]，耦合點與約束情況如圖11所示。

圖11 耦合點與約束情況

在進行牽引桿線性屈曲分析時，得到的特征值會對所施加的載荷進行縮放。為了避免這種情況，一般通過改變所施加載荷的大小來調整線性屈曲的特征值[5]。當特征值近似為1時，可認為所施加載荷得到的剛度矩陣不會被縮放。施加在牽引桿上的載荷與屈曲因子的關系如圖12所示。

圖12 施加的載荷與屈曲因子的關系

臨界載荷與屈曲因子之間的關系為：臨界載荷=屈曲因子×施加載荷。當施加載荷為2 095 kN時，牽引桿的屈曲因子近似為1，則牽引桿的臨界載荷則為2 095 kN。牽引桿在最惡劣工況下所受載荷大小為279.56 kN，滿足屈曲穩定性要求。

4.2.2 理論計算

為再次確保牽引桿受壓時的穩定性，將牽引桿簡化成圓柱桿件，用歐拉公式計算其受壓時的臨界載荷Plj，在兩端鉸支情況下：

式中：E——彈性模量，E=211 GPa；

I——截面慣性矩；

d——截面直徑，d=40 mm；

μ——壓桿長度因素，μ=1；

l——桿長，l=400 mm。

通過理論計算可得：臨界載荷Plj為408.89 kN，大于牽引桿在最惡劣工況下所受的載荷279.56 kN，牽引桿滿足穩定性要求。

5 結論

(1) 原牽引裝置滿足強度要求，但改進后的牽引裝置避免了原牽引裝置的螺栓與關節1之間產生錯動，減少了各零部件之間的磨損，同時改進后結構各零部件的Von Mises應力比原結構小。

(2) 改進牽引桿的截面參數后，牽引桿質量減輕了38%，雖安全系數降低，但仍滿足強度及穩定性要求。