160 km/h货车摇枕的有限元分析

阮保荣

（北京京北职业技术学院 机电工程系，北京 101400）

铁路关键货部车件主[要1-2用]，于其运中送摇各枕种是货转物向，架转的向重架要是部铁件路[3]。货摇车的枕的作用是将车体作用在下心盘上的力传递给支撑在其两端的枕簧上，另外还用于把转向架左右两侧架联系成一个整体，其可靠性能影响机车的走行品质和安全性，必须满足一定的强度要求。随着计算机的普及和计算方法的发展，有限元法已成为摇枕强度分析的主要方法。

1 转向架摇枕的结构特点

为适应摇枕中央部位受弯矩大、两端受弯矩较小的情况，摇枕中央的截面比两端大，使中央部位具有较大的截面模数，这种形式的摇枕称为鱼腹形摇枕[4]。这种结构既能保证摇枕具有足够的强度，又可以节约材料和减轻自重。以下分析的摇枕是速度为 160 km/h 的货车，结构为鱼腹型，实体模型如图1 所示。

2 摇枕有限元模型

选用 ANSYS 软件作为有限元分析工具。为了保证计算精度，在建立有限元模型时，根据摇枕结构特征及载荷情况，按照与实际情况相符合的原则建立摇枕模型，取该摇枕的 1/2 结构进行网格划分[5]，摇枕沿纵向轴的一半有限元模型如图2 所示，其共有 102 595 个单元，189 350 个节点。

3 载荷计算及工况

3.1 载荷计算

计算的摇枕匹配的转向架为新型转向架，同时设计速度较高，载荷计算时以 TB/T1335-1996《铁道车辆强度及试验鉴定规范》为主要依据，同时考虑实际情况予以适当调整。转向架的主要参数如表1 所示。

表1 转向架主要技术参数

3.1.1 垂向静载荷

垂向静载荷Pst为：

式中：PR为允许轴重，t；n为转向架的轴数；PT为转向架的自重，t。

3.1.2 垂向动载荷

垂向动载荷 Pd为：

式中：kdy为垂向动荷系数。kdy的计算为：

式中：fj为车辆在垂向静载荷下的弹簧静挠度；v 为车辆的构造速度；a 为系数，取值1.50；b 为系数，取值 0.05；c 为系数，取值 0.427；d 为系数，货车取值 1.65。

3.1.3 垂向总载荷

垂向总载荷 P 为垂向静载荷与垂向动载荷之和，即：

3.1.4 侧向力引起的附加垂向载荷

式中：Hk为侧向力，包括风力 Ha和离心力 Hb；h 值取决于 Hk，若为风力则 h 取车体侧面积形心至车轴中心线所在水平面之间的垂向距离 h1，h1＝2.487 m，若为离心力则 h 取车体重心至车轴中心线所在水平面之间的垂向距离 h2，h2＝1.435 m；2b2为轮对两轴颈中心线之间的水平距离，2b2＝2.0 m；m0为车辆一侧的轴箱数，m0＝4。

其中，Ha的计算为：

式中：P 为风压力，S 为车体侧向投影面积。由参考文献[4]可知，P＝540 N/m2，S＝46.01 m2，则Ha＝25 kN。由参考文献[4]得，Hb＝0.1×2Pst≈62 kN。则每一轴箱的垂向增减载荷为：

3.1.5 侧向力和轮轨间作用力所引起的水平载荷

侧向力和轮轨间作用力所引起的水平载荷Hk为：

式中：Ha为风力；Hb为车辆通过曲线时的离心力。

根据以上公式计算得：Hk＝25＋62＝87 kN。

作用在转向架心盘上的侧向力 H＝Hk/2＋Hz≈49 kN，轮轨间的滑动摩擦力F＝22.5 kN，则H/(4F) ＝49/90＝0.544；由 a 与 H/(4F) 的关系图和 a 与Y1/(4F) 的关系图，查得 Y1＝91 kN[4]。则滚动轴承必须给予轴颈的作用力如下。

前轮对每侧轴颈：H1＝22.5 kN，T1＝22.5 kN；后轮对每侧轴颈：H2＝1 kN，T2＝17 kN。

通过力和力矩平衡计算可得，摇枕所受横向载荷：H''＝H＝44 kN；摇枕所受纵向载荷：一侧承台受力17 kN，方向向后，另一侧承台受力6 kN，方向向前。

3.1.6 纵向力所引起的附加垂向载荷

纵向力所引起的附加垂向载荷 Pc为：

式中：N1为车体自重产生的惯性力；N2为转向架自重产生的惯性力；N3为车辆所载货物产生的惯性力；h3为重载车体的重心至自动车钩中心线的垂向距离，h3＝1.0527 m；h4为自动车钩中心线与心盘面之间的垂向距离，h4＝0.215 m；L 为车辆定距，L＝15 m。

因此，纵向力引起的摇枕附加垂向载荷：Pc≈132 kN。

3.1.7 制动引起的载荷

（1）制动力。由制动缸最大推力可知，每一制动吊梁端部最大受力为23 kN，一侧受力方向向上，另一侧受力方向向下[4]。

（2）制动引起的附加载荷。制动时，钢轨给予车辆的最大制动力 F 由下式决定：

式中：P1为车辆垂向静载荷，即车体自重与载重之和，由参考文献[4]可知，P1取值61.6 t；μ 为轮对间的粘着系数，一般取 μ＝0.25；g为重力加速度，计算时取 10 m/s2。

在制动力 F 作用下，车辆的最大减速度：a1＝F/P1＝μg＝0.25×10＝2.5 m/s2。

车体的纵向惯性力 Q 将引起前、后 (按车辆运行方向) 转向架的垂向增减载荷 Pa，以及作用在转向架心盘处的水平载荷 Ta，根据车体受力平衡，得：

式中：h' 为重载车体的重心至心盘面的垂向距离，h'＝h3＋h4＝1.052 7＋0.215＝1.267 7 m；Q为车体的纵向惯性力，Q＝F＝P1a1＝2.5×P1。

制动载荷下，车体纵向惯性力Q＝2.5×P1＝154 kN。则：Pa＝13 kN；Ta＝77 kN。

3.2 摇枕载荷工况

摇枕各载荷工况如表2 所示。

表2 摇枕设计载荷工况

3.3 约束和载荷的加载

加载包括给模型施加各种力和约束边界条件。当摇枕受到载荷工况 1～4 时，摇枕受力的大小和方向是左右对称，因此用摇枕沿纵向轴的一半来加载，如图3 所示。当摇枕受到载荷工况 5 时，摇枕受力的大小和方向是前后对称，因此用摇枕沿横向轴的一半来加载，如图4 所示。

4 计算结果及分析

摇枕结构复杂，需要用第四强度理论进行评价，即算出当量应力 (Von Mises 应力)，检查其是否超过许用应力。表3 为摇枕各载荷工况的最大应力值、相应工况许用应力值和发生部位。

表3 摇枕各载荷工况的最大应力值、相应工况许用应力值和发生部位

5 结束语

依据TB/T1335—1996《铁道车辆强度及试验鉴定规范》，对速度为 160 km/h 的货车摇枕进行了有限元分析，用当量应力对静强度进行了评定，在各载荷工况下，摇枕的强度均满足要求。通过有限元分析，还可以找出摇枕在主要载荷下的薄弱部位，为结构设计和优化提供理论依据。

[1]傅茂海，李 芾，于 明，等. 160 km/h高速货车转向架方案及其动力学性能分析[J]. 铁道车辆，2003，41(11)：1-6.

[2]于 明，徐世峰，谢素明，等. 160 km/h高速货车转向架的研制[J]. 铁道车辆，2006，44(7)：8-12.

[3]于会彬，卢 静. 我国现行铁路货车铸钢摇枕、侧架标准与AAR标准的对比分析[J]. 铁道技术监测，2009，37(6)：1-4.

[4]严隽耄. 车辆工程[M]. 北京：中国铁道出版社，2005.

[5]杜平安. 有限元网格划分的基本原则[J]. 机械设计与制造，2000(1)：34-36.