基于ANSYS 的动车车轮强度分析✳

李艳敏，叶小奔，张 伟

（兰州交通大学 机电工程学院，甘肃 兰州 730070）

0 引言

车轮是铁路机车车辆轮对的重要组成部分，轮对为车轮与车轴通过过盈配合实现连接，过盈量是过盈配合的重要考虑因素。过小的过盈量将使车轮与车轴不能实现可靠连接，而过大的过盈量将使车轮结构强度不能满足设计要求，导致结构破坏，严重影响车辆的运行安全，因此有必要对车轮进行过盈配合强度评价。同时，铁路机车车辆在运行过程中车轮直接与钢轨接触，随着列车速度的提高，车轮与钢轨之间的各向冲击载荷也相应增大，其强度直接影响列车运行的安全性及可靠性等［1］。文献［2-4］对相关车轮进行了静强度和疲劳强度评定，但国内车轮强度的研究很少针对高速动车组进行，据此本文作者以CRH380BL动车组车轮为研究对象，按照TB／T 1718-2003《铁道车辆轮对组装技术条件》［5］对新车轮和磨耗车轮过盈配合强度进行分析与评价，按照UIC 510-5-2003“Technical Approval of Solid Wheels”［6］并考虑轮轴过盈配合对新车轮和磨耗车轮进行静强度分析与评价。此研究将为同类车轮强度分析提供一定的参考依据。

1 过盈配合强度分析

过盈配合是机械行业普遍采用的一种配合方式，通过过盈量产生接触面应力，并依靠由接触面产生的摩擦力来实现扭矩及轴向力等的传递，属于典型的接触分析问题。接触分析一般分为两类，即两接触表面刚度相差很大的刚体-柔体接触和两接触表面刚度相近的柔体-柔体接触。考虑CRH380BL动车轮轴材质及配合状态，采用接触分析中更为普遍存在的柔体-柔体接触来建立有限元模型。

1.1 有限元模型的建立

CRH380BL动车车轮是直径为Φ920mm（新车轮）或Φ830mm（磨耗车轮）的整体直辐板车轮，车轮踏面为LMA磨耗型踏面，轮辋厚度为135mm，辐板厚度为33mm，轮座直径为Φ195mm，制动盘安装孔直径为Φ24mm。由于车轮结构及载荷的轴对称性，考虑轮轴配合关系，取车轮和局部车轴结构的二分之一建立有限元模型，同时为了简化计算，模型中忽略制动盘安装孔及一些倒角等结构。该车轮材质为25CrMo4结构钢，车轴为EA4T车轴钢，所建立的1／2车轴有限元模型如图1所示。

图1 1／2轮轴有限元模型

1.2 过盈配合强度分析结果

依据TB／T 1718-2003《铁道车辆轮对组装技术条件》规定，轮轴过盈配合的过盈量为轮座直径的0.08%～0.15%。针对轮轴过盈配合情况，有关文献［7-9］指出，随着过盈配合过盈量的增大，轮轴接触应力也相应增大，故本文取最大过盈量值对车轮过盈配合强度进行计算分析，所得的车轮Von Mises应力分布如图2所示。

图2 最大过盈量下车轮Von Mises应力云图

由图2可知，在轮轴最大过盈量下，新车轮最大Von Mises应力为323MPa，出现在轮毂孔两端端部边缘处；磨耗车轮最大Von Mises应力为326MPa，也出现在轮毂孔两端端部边缘处；两种车轮的最大Von Mises应力均低于材料25CrMo4结构钢的弹性极限391MPa，故车轮过盈配合强度满足设计要求。

2 车轮静强度分析

2.1 强度分析标准

车轮强度分析标准借鉴国际铁路联盟制定的UIC 510-5-2003 “Technical Approval of Solid Wheels”。

2.1.1 该标准下的载荷条件

依据动车组转向架运行状态，对于安装在动力轴上的车轮，需要考虑车轮直线运行、曲线运行及通过道岔3种工况时的不同载荷条件，具体的加载方式如图3所示。

图3 3种载荷工况下车轮加载示意图

各种工况下载荷的计算方式为：

工况1（直线运行）：Fz1=-1.25Qg；Fy1=0；

工况2（曲线运行）：Fz2=-1.25Qg；Fy2=0.7Qg；

工况3（通过道岔）：Fz3=-1.25Qg；Fy3=-0.42Qg。

其中：Q为每个车轮作用在钢轨上的平均质量，即轴重的一半，CRH380BL动力转向架轴重为17t，故Q=8 500kg；g为重力加速度，取9.8m／s2；Fz为垂向载荷；Fy为横向载荷。

2.1.2 该标准下的评价准则

车轮在直线运行、曲线运行及通过道岔3种工况下，其静强度满足设计及运行要求的条件为车轮的最大Von Mises应力应低于材料的弹性极限。为了使分析结果更接近车轮的实际工作状态，除UIC 510-5-2003规定的载荷外，还考虑了轮轴过盈配合过盈量对车轮静强度的影响，本文取其过盈量的最大值进行车轮静强度评价。

2.2 车轮静强度分析结果

由于车轮结构和所承受载荷的对称性，继续使用图1所建立的有限元模型，在考虑轮轴最大过盈量下，按照UIC 510-5-2003要求的车轮负荷加载位置将计算所得的各工况下的载荷值以集中力形式进行载荷施加。

2.2.1 新车轮静强度分析结果

上述3种工况下新车轮的应力云图如图4所示。

图4 新车轮Von Mises应力云图

由图4可知，3种载荷工况下新车轮最大Von Mises应力均出现在轮毂孔两端端部边缘处，直线工况和道岔工况的最大Von Mises应力接近，分别为328MPa和333MPa，曲线工况受力最恶劣，其最大Von Mises应力值达到350MPa，明显高于直线和道岔工况下相应的最大Von Mises应力值，但各种载荷工况下车轮最大Von Mises应力均低于材料的弹性极限（391MPa），且3种工况下车轮最大变形量以曲线运行工况最大，其值为0.793mm，但对车轮整体结构影响甚微。故在考虑轮轴最大过盈量下，新车轮静强度满足设计及使用要求。

2.2.2 磨耗车轮静强度分析

由于磨耗车轮强度分析过程与新车轮基本一致，故文中不再列举其应力分布情况，只给出静强度分析结果。表1为最大过盈量下磨耗车轮在3种工况下的最大Von Mises应力及最大位移。

由表1可知，与新车轮类似，3种载荷工况下磨耗车轮最大Von Mises应力仍出现在轮毂孔两端端部边缘处，虽然曲线工况最大Von Mises应力值（374MPa）明显高于直线工况和道岔工况下相应的最大应力值，但各种载荷工况下车轮最大Von Mises应力均低于材料的弹性极限（391MPa），且3种工况下车轮最大变形量都对车轮整体结构影响甚微。故考虑轮轴最大过盈量下磨耗车轮静强度满足设计及使用要求。

表1 3种工况下磨耗车轮最大Von Mises应力及最大位移

3 结束语

本文以CRH380BL动车车轮为研究对象进行强度分析。依据TB／T 1718-2003标准中轮轴过盈量的规定，在最大过盈量下，分析得到的CRH380BL动车新车轮及磨耗车轮最大Von Mises应力均低于材料的弹性极限，故车轮过盈配合强度满足设计要求；在考虑轮轴过盈配合下，按照UIC 510-5-2003的要求计算分析，结果表明3种载荷工况下两种车轮的最大Von Mises应力均低于材料的弹性极限，故车轮静强度满足设计及使用要求。分析结果可为轮轴结构的优化设计及后续分析等提供一定的参考依据。

［1］ 商跃进.动车组车辆构造与设计［M］.成都：西南交通大学出版社，2010.

［2］ 王宏林，李芾，黄运华.25t轴重重载货车车轮强度分析［J］.铁道车辆，2007，45（12）：1-3.

［3］ 李树林，石启龙，杨建伟，等.CRH3型动车组车轮的疲劳寿命分析［J］.机械设计与制造，2011（12）：228-230.

［4］ 何莹，刘志明，胡宝义.动车组车轮强度与分析方法［J］.北京交通大学学报，2009，33（1）：15-19.

［5］ 铁道部标准计量研究所，戚墅堰机车车辆研究所，齐齐哈尔铁路车辆有限公司，等.TB／T 1718-2003铁道车辆轮对组装技术条件［S］.北京：中国铁道出版社，2003：643-650.

［6］ International Union of Railways.UIC 510-5-2003Technical approval of solid wheels ［S］.Paris：International U-nion of Railways，2003：1-54.

［7］ 许小强，赵洪伦.过盈配合应力的接触非线性有限元分析［J］.机械设计与研究，2000（1）：33-35.

［8］ 黄梦妮.RD2型车轴过盈配合损伤分析研究［D］.成都：西南交通大学，2010：1-54.

［9］ 黄梦妮，曾飞，周仲荣.轮轴过盈配合面损伤分析及对策［J］.铁道机车车辆，2010，30（3）：20-25.