矿用窄轨机车车轮强度计算分析

于文涛,徐传波,3,高红星(.郑州铁路职业技术学院,郑州 450052; 2.南京铁道职业技术学院 机车车辆学院,南京 2003; 3.西南交通大学 牵引动力国家重点实验室,成都 6003)

矿用窄轨机车车轮强度计算分析

于文涛1,徐传波1,3,高红星2,3
(1.郑州铁路职业技术学院,郑州 450052; 2.南京铁道职业技术学院 机车车辆学院,南京 210031; 3.西南交通大学 牵引动力国家重点实验室,成都 610031)

介绍了出口澳大利亚矿用窄轨机车车轮的主要设计参数.为保证其行车安全,参照EN13979规范中的计算方法和UIC510-5规范中的疲劳强度校核方法,分别对车轮进行了静强度计算与疲劳强度分析.结果表明,所截取车轮截面其静强度与疲劳强度满足强度设计要求.其中,车轮最大等效应力位于过盈配合面内侧边缘,车轮最大动应力位于车轮轮辐内侧.计算结果与车轮实际所测裂纹出现位置相符合,故该方法具有一定的工程应用价值.

矿用; 机车; 车轮; 强度

由于矿山开采行业的运输量大,所处区域地势环境复杂,铁路运输成为了矿山主要运输方式之一.基于其运输成本低、运输效率高的特点,使得矿用窄轨机车成为了矿山开采运输环节最主要的机械设备之一.然而,车轮作为机车运行过程中关键的承载部件,其受载状态复杂且恶劣,车轮强度直接关系着整车的运行安全.因此,对车轮的强度进行计算分析是十分必要的.

车轮强度的分析方法主要是参照已有的车轮计算规范,采用有限元的分析方法,对其进行静强度的计算,并采用相关疲劳评定准则进行疲劳强度的校核.

本文参照EN13979规范[2],对出口澳大利亚矿用窄轨机车的车轮进行了有限元的强度计算,采用UIC510-5规范[3]中的疲劳强度校核方法对车轮计算截面的关键节点进行疲劳强度评判,并将计算结果与实际所测裂纹出现位置进行比较分析.

1 概要与理论

1.1车轮主要设计参数

机车采用B0-B0轴式,踏面制动方式,其他设计参数如表1所示,车轮结构如图1所示.

表1 车轮主要设计参数Tab.1 The main design parameters of the wheel

图1 车轮结构Fig.1 The wheel structure

1.2工况载荷

图2为车轮踏面的受力加载位置.根据机车运行过程中直线行驶、曲线行驶、通过道岔3种不同受力的状态,参照EN13979规范中的计算方法,设计车轮载荷工况如下:

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.

工况4 计算截面绕轮中心线旋转180°后对应截面施加工况1相同的载荷.

工况5 计算截面绕轮中心线旋转180°后对应截面施加工况2相同的载荷.

工况6 计算截面绕轮中心线旋转180°后对应截面施加工况3相同的载荷.

工况7 超常载荷,Fz4=90+Qg,Fy4=α(10+P0/3).

工况8 计算截面绕轮中心线旋转180°后对应截面施加工况7相同的载荷.

其中:Q为每个车轮的作用在轨上质量;P0为轴重;取α=1;Fz1,Fz2,Fz3,Fz4为各工况下车轮承受的垂向力;Fy1,Fy2,Fy3,Fy4为各工况下车轮承受的横向力;工况1～6为模拟运营工况;工况7～8为超常载荷工况.

图2 车轮加载图Fig.2 The loading diagram of wheel

1.3计算截面选取

由于车轮轮辐没有任何特殊结构,故选取在车轮的任意一个截面施加1.2节所述载荷工况,如图3所示.

图3 车轮有限元模型Fig.3 The finite element model of wheel

2 计算模型

为简化计算,对模型做了如下的简化:① 假定轮对受对称载荷,取一个轮和半根车轴作为分析模型;② 模型中未考虑注油孔等小孔;③ 未考虑结构中的一些凸角结构的倒角或倒圆.

模型尺寸选取踏面磨耗极限态.车轮和车轴均采用8节点6面SOLID45体单元,轮轴配合表面采用面对面的接触单元.实体单元总数为347 040,节点总数为380 400,接触单元总数为22 560.车轮网格离散模型如图3所示.约束面为车轴的截面,对车轴内侧截面施加全约束,外侧截面施加垂向约束,如图3所示.

3 车轮强度评定

3.1静强度工况计算结果分析

模型中坐标轴Y与Z的方向如图2所示,X轴方向符合右手法则.各工况静强度计算结果如表2所示,各加载工况下车轮等效应力计算结果如图4～图6所示.

表2 静强度应力值计算结果Tab.2 The calculated results of static strength

图4 工况1 Von Mises应力云图Fig.4 The Von Mises stress cloud diagram ofworking condition 1

图5 工况2 Von Mises应力云图Fig.5 The Von Mises stress cloud diagram ofworking condition 2

图6 工况8 Von Mises应力云图Fig.6 The Von Mises stress cloud diagram ofworking condition 8

计算结果表明:模拟运营工况中,曲线行驶工况(工况2)的Von Mises等效应力最大,为312.71 MPa.8种加载工况中,超常运营工况(工况8)的最大Von Mises等效应力为317.69 MPa,最大应力点均位于轮轴过盈配合面边缘.车轮上各节点应力不超过材料的弹性极限355 MPa,故车轮静强度满足强度设计的要求.

3.2疲劳强度评定理论

车轮在运行中受力状况十分复杂,主要承受来自机车运行中的垂向和横向振动,各点的应力状态为多轴应力.多轴应力的疲劳强度评定有多种方法.工程应用上,一般选用UIC510-5规范中提出的疲劳强度评判方法进行校核.该方法认为车轮在运行中,各点为非对称循环,其破坏形式主要是由最大主应力方向的应力造成.计算出的车轮各点动应力Δσ应当小于许用动应力[Δσ]=360 MPa.

确定6个模拟运营载荷工况中所有点的主应力,选取3个载荷工况中最大应力σmax和最小应力σmin(等于σmax方向上的最小法向应力).

平均应力为

应力幅值为

动应力为

Δσ=σmax-σmin

按照UIC510-5规范,疲劳评定是对所有截面节点进行了评定.由于对全部节点进行分析,其数据量太大,故分析过程中只选取加载截面中24个关键节点,如图7所示.并提取节点的数据结果,通过绘制动应力赫格图对车轮疲劳强度进行评判.

图7 计算截面上的关键节点选取Fig.7 The selected key nodes in the calculated section

在对应的加载截面中选取24个关键节点,所选取节点应该具有代表性,比如应力集中点、较大应力点、几何特征点.尽量保证车轮内侧与外侧均为12个点,轮毂、轮辐、轮辋上均有选中的节点.

3.3疲劳强度评定

从计算结果中提取出在各工况载荷下的24个节点的最大应力σmax与最小应力σmin.并根据2.2节的方法,计算其平均应力σm、应力幅值σa与动应力Δσ,如表3所示.由于数据量太大,此处仅列出节点1、节点8、节点16、节点24的数值结果.

表3 疲劳强度评判数值Tab.3 The evaluation of fatigue strength MPa

对于整个截面上的所有节点,可根据其平均应力值、应力幅值绘制动应力赫格图,如图8所示.

图8 加载截面的车轮动应力赫格图Fig.8 The Herge diagram of dynamic stressof load section in the wheel

3.4结果分析

按照UIC510-5规范对车轮辐板疲劳强度进行评判.车轮各节点在各循环工况下动应力小于车轮许用动应力[Δσ]=360 MPa,且加载截面所有节点均位于动应力赫格图内,故此车轮满足疲劳强度设计要求.

车轮辐板上最大动应力为179.7 MPa,该节点为图7中的节点16,位于车轮轮辐内侧轮毂与轮辐过渡处.与实际所测裂纹出现位置相符.

4 结论

参照EN13979规范,对出口澳大利亚矿用窄轨机车的车轮进行了有限元的强度计算,采用UIC510-5规范中的疲劳强度校核方法对车轮计算截面的关键节点进行疲劳强度评判,结果表明:

(1) 模拟运营工况中,车轮曲线行驶工况2的Von Mises等效应力最大,为312.71 MPa.车轮静强度最大Von Mises应力为317.69 MPa,对应于载荷工况8,应力最大点均位于轮轴过盈配合面边缘.所有工况最大应力值均小于材料的弹性极限,因此,车轮满足静强度设计要求.

(2) 车轮疲劳强度分析中,车轮上辐板最大动应力为179.7 MPa,疲劳危险点位于车轮轮辐内侧轮毂与轮辐过渡处,与实际所测裂纹出现位置一致.且加载界面内所有节点均位于动应力赫格图极限曲线内,故车轮符合疲劳强度设计要求.

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Calculationandanalysisonstrengthofwheelofminenarrow-raillocomotive

YUWentao1,XUChuanbo1,3,GAOHongxing2,3
(1.Locomotive & Vehicle Department,Zhengzhou Railway Vocational & Technical College,Zhengzhou 450052, China; 2.College of Railway Locomotive Vehicle,Nanjing Institute of Railway Technology,Nanjing 210031, China; 3.National Key Traction Power Laboratory,Southwest Jiaotong University,Chengdu 610031, China)

The main design parameters of wheel of mine narrow-rail locomotive which export to Australia are introduced.In order to guarantee its safety,calculate the static strength and fatigue strength of the wheel respectively with reference to the calculation method presented in standard UIC510-5 and EN13979.The results show that the static strength and fatigue strength of the selected wheel section meet with the requirement of strength design.Among them,the maximum equivalent stress of the wheel is on the inside edge of interference fit surface,the maximum dynamic stress locate in the inside of wheel disk.The calculation result is consistent with the crack location actually measured.Therefore,the method has a high engineering application value.

mine; locomotives; wheel; strength

U 270.1+2

： A

： 1672-5581(2017)03-0199-05

机车学院铁道机车校品牌专业资助项目(103119);国家科技支撑计划资助项目(2015BAG12B01-17);国家自然科学基金资助项目(51475388)

于文涛(1968—),男,副教授,硕士.E-mail:boxinmeijing@163.com