大轴重窄轨机车轮对技术特点及关键问题研究

(1.中车株洲电力机车有限公司，湖南 株洲 412001；2.大功率交流传动电力机车系统集成国家重点实验室，湖南 株洲 412001)

0 引言

南非某型窄轨货运电力机车是我国出口南非的大轴重窄轨机车，是满足南非铁路一般货物运输需求而研制的一款新型双流制窄轨交流传动货运电力机车。轮对是转向架乃至整个机车的关键部件，由车轮和车轴通过过盈配合刚性的连接在一起。轮对承受整个机车的重量以及在运动过程中由于轨面的不平顺而产生的冲击载荷，同时引导机车沿着钢轨高速行使。其性能的好坏直接关系到机车和铁路运输的安全。

1 使用条件

转向架的主要技术参数如下：

轨距 1 065 mm

轴式 Bo-Bo

轴重 26 t

轮径(新轮/磨耗轮) 1 220 mm/1 140 mm

轴距 2 700 mm

轮对内侧距 987 mm

轴颈中心距 1 744 mm

通过最小曲线半径(正线/站场线) 106 m/85 m

2 轮对的技术特点

如图1所示，该项目转向架牵引电机采用抱轴式悬挂，一端通过电机悬挂装置安装在构架上，另一端由抱轴箱通过两端的滚动抱轴承固定在车轴上；牵引电机的转矩通过电机轴传递到小齿轮轴上，再通过大、小齿轮的齿轮副啮合传递到车轴上，从而转动车轮，驱动机车运行。

1.车轴 2.车轮 3.牵引电机 4.非传动端抱轴承 5.抱轴箱 6.传动端抱轴承 7.小齿轮 8.大齿轮

轮对由整体碾钢车轮通过过盈连接与车轴压装在一起，综合考虑运行经验、相关试验以及标准的规定，大轴重窄轨机车的轮轴过盈量取值范围为：0.27～0.327 mm。

3 车轮

本项目车轮采用整体辗钢全加工车轮，车轮材质采用AAR-C。由于采用踏面制动方式，本项目车轮采用斜辐板型式，以达到减少制动热向轮座传递的目标。

车轮主要性能参数如表1所示。

在车轮实际制动过程中，伴随着闸瓦与踏面之间的摩擦，闸瓦与踏面之间产生并聚集大量的热，这些热量顺着轮辋向辐板方向传递，不断地传递到车轮的内部，并通过与空气的对流散去一部分的热量。因此，踏面制动所产生的制动热负荷对车轮的影响需要考虑。本文采用ANSYS有限元分析软件对制动过程中的车轮进行温度场和应力场分析，即是热-应力耦合分析。

表1 机械性能参数(AAR-C)

3.1 计算模型

采用SOLID70三维热单元进行网格划分(见图2)。由于在与闸瓦摩擦的踏面区域同时存在热量输入和热对流，因此在车轮表面建立SURF152表面效应单元，温度场边界条件全部施加到该表面效应单元上。进行应力场计算时，热模型转化为结构模型，热单元自动转化为SOLID185三维结构单元。

图2 车轮有限元模型网格离散图

3.2 温度场计算

3.2.1 温度场边界条件

式中n—每辆车所对应的闸瓦数，n=8

Sf—车轮旋转一周时，闸瓦在踏面上扫过的面积，m2，Sf=πdL(其中：d—车轮轮径，m；L—闸瓦的宽度，m。)

2)对流换热。由于车轮在紧急制动时，运行速度随时间呈线性变化，对流在计算时可以采用以下经验公式：

h=16.7(1+1.33v)

式中：h—对流换热系数，W/(m2·K)

v—车辆运行速度，m/s

3)辐射换热。使用ANSYS有限元软件进行分析时，考虑辐射换热主要是通过辐射率ε来实现。辐射率取0.66。

3.2.2 温度场计算结果分析

图3为车轮紧急制动时的几个典型时刻温度分布云图。从图中可以看出：在制动过程中，每一时刻车轮最高温度均出现在与闸瓦摩擦的踏面上，随着制动过程的进行，热量逐渐由踏面向轮辋内部及辐板区域传递，在制动结束后的冷却阶段，车轮最高温度出现在轮辋内部。

(a)制动开始 (b)制动22 s (c)制动结束 (d)制动结束后22 s

车轮在制动22 s时踏面温度达到最大，且最大值为179.812 ℃。

3.3 应力场计算

3.3.1 热应力计算分析

在车轮内孔施加全位移约束，对称面施加对称约束，计算车轮在制动产生的温度载荷作用下的应力场。车轮在紧急制动下的热应力分布云图见图4所示。

在制动过程中，车轮热应力最大值始终出现在车轮踏面处。当制动结束后，由于缺乏热量的输入并且踏面和轮辋不断向辐板处散热，车轮踏面热应力迅速降低，车轮辐板热应力在制动结束后也有所降低，但是，车轮辐板的热应力降低的速率小于车轮踏面的热应力，这就造成在一段时间以后，车轮辐板热应力甚至比车轮踏面热应力大。

3.3.2 热—力耦合计算分析

根据标准EN 13979-1，车轮按直线运行、曲线运行、道岔通过等3种情况，考虑了过盈量、最高温度梯度载荷等情况下进行了热—力耦合计算分析(见表2)。

车轮在不同工况下机械载荷作用位置及方向如图5所示。

(a)制动开始 (b)制动22 s (c)制动结束 (d)制动结束后22 s

表2 计算工况

图5 车轮在不同工况下机械载荷作用位置及方向

1)静强度计算结果及分析。在规定的计算载荷作用下，车轮静强度满足设计和运行的条件为：其最大von_Mises应力不大于许用应力，即为：σmax≤[σ]。

在表2规定的三种工况下车轮的von_Mises应力云图见图6，由应力云图可以看出：三种工况的最大von_Mises应力值分别为：289.171 MPa、308.21 MPa、305.018 MPa，其最大应力值均出现在轮毂与轴的配合区域。根据UIC510-5确定的静强度许用应力[σ]=355 MPa。由此可见，车轮在三种工况下的最大von_Mises应力均未超过材料的许用应力，车轮的静强度符合要求。

(a)工况1 (b)工况2 (c)工况3

2)疲劳强度分析。按照标准EN13979-1规定的应力确定方法，该方法认为车轮在运行中，各点为非对称循环，其破坏型式由最大主应力方向的应力造成。由此，通过模型节点的应力分布信息，确定每个节点在不同载荷工况作用下的最大主应力和和最小主应力值；选取其中的最大主应力的最大值作为σmax，其他各工况在σmax方向的投影应力的最小值作为σmin，然后按下式计算平均应力、应力幅和极限应力。

极限应力：Δσ=σmax-σmin

计算出的极限应力Δσ范围应当低于允许应力，即:Δσ<360 MPa。用Haigh图形式的修正Goodman疲劳曲线评定车轮辐板的疲劳强度。

图7 车轮辐板Haigh-Goodman疲劳曲线图

图7为该项目车轮辐板上各节点应力的Haigh-Goodman疲劳曲线，由图7可以看出，车轮辐板节点的应力幅和平均应力均落在疲劳极限图包络的范围内，车轮辐板区疲劳强度满足要求。

4 车轴

4.1 车轴强度校核

本项目车轴为实心车轴，材质为EA4T，轴上装有车轮、轴箱、抱轴箱、牵引齿轮等零部件。参考EN 13104标准对该项目车轴进行设计和校核。车轴各部位许用应力见表3。

表3 EA4T车轴各部位许用应力

注：区域1-轴身、轴承座、槽底、倒角、圆角；区域2-轮座、轴承座、齿轮座、制动盘座等压装部位

选取车轴计算截面应考虑：具有装配应力集中位置；截面尺寸变化造成的几何应力集中位置；最大弯矩区域位置和最小直径截面位置等。根据以上的原则，此车轴强度计算取18个计算截面，如图8所示。车轴的计算结果见表4。

图8 车轴计算截面

表4 车轴截面应力计算及评估结果

由表4可知，车轴各部位的计算应力均低于相应的许用应力要求，车轴的强度满足设计要求。

4.2 车轴轮座表面优化

机车车辆运行过程中，轮对受到旋转弯曲力矩作用，产生周期性的拉伸压缩变形。在轮轴过盈配后边缘由于刚度突变导致轮轴变形不一致，发生微小的相对滑动，在这种作用下车轴疲劳寿命急剧下降，这种现象称为微动磨损疲劳。

提高微动磨损疲劳寿命有以下方法：

1)轮轴过盈配后处，轮毂端面应凸悬于轮座外面。这有利于减小轮轴间的微动幅值。

2)增加车轴刚度。增加车轴刚度在减小车轴的弯曲变形的同时也能减小轮轴间的微动幅值。

3)轮座滚压强化。轮座滚压强化处理可以提高轮座表面硬度、光洁度以及形成残余压应力，这些都有助于提高轮座疲劳强度。

4)轮座表面喷钼处理。轮座表面的钼层具有很高的硬度和抗粘附磨损特性，能够有效防止车轴微动磨损，试验结果表明喷钼处理可以显著提高车轴疲劳极限。

在本项目中，采用在车轴轮座表面喷钼的方式来提高微动磨损疲劳寿命。通过在车轴轮座部位进行喷钼处理，将微动磨损控制在钼层，如果出现微动磨损裂纹情况，也可以将喷钼层去除重新喷钼，从而有效保护车轴。

5 结语

对于采用踏面制动的大轴重窄轨机车，研究车轮在踏面制动下的热负荷问题是保证机车行车安全的重要问题之一。文中介绍的踏面制动车轮温度计算、热应力计算、热机耦合仿真计算的等问题，对采用踏面制动轮对的设计和研究有一定的借鉴意义。对于采用抱轴悬挂的窄轨机车轮对，由于大齿轮座与轮座车轴较近，车轴细节处的设计也很关键，本项目通过对轮座表面喷钼等方式来提高车轴的疲劳强度，对于类似车轴的设计具有一定参考价值。