某工程车轴箱结构优化及强度分析

穆云飞， 黄志辉， 朱世昌

(1.西南交通大学 牵引动力国家重点实验室，四川 成都 610031；2.宝鸡中车时代工程机械有限公司 技术研发中心，陕西 宝鸡 721003)

0 引言

为了适应铁路发展的需求，工程车最高运行速度要达到160 km/h，设计了一种适用于大轴重、高速度铁路运用的工程车转向架。作为工程车转向架重要的承载、连接部件，轴箱负责将轮对和构架联系在一起，使轮对沿钢轨的滚动转化为转向架及车体沿线路的平动，同时还承受车辆的质量，传递各方向的作用力[1]。因此，为满足大轴重、高速度工程车的运行要求，新设计了一种工程车轴箱。通过仿真分析，发现该转向架轴箱存在质量较大、轴箱体与转臂固连处存在应力集中、长时间工作易出现疲劳损伤等诸多理论设计缺陷。为保证大轴重、高速度工程车安全平稳运行，需对新设计的工程车轴箱进行结构优化。利用CATIA软件对结构优化后的工程车轴箱进行实体建模，再分别使用HyperMesh软件和ANSYS软件对模型进行有限元网格划分和计算，绘制出轴箱Goodman-Smith疲劳极限图[2]。以强度计算结果和Goodman-Smith疲劳极限图为依据，校核轴箱是否满足强度及疲劳要求[3]。

1 新设计的工程车轴箱介绍

新设计的工程车轴箱采用的是轴箱体与转臂一体式结构，为转臂式定位。其中，轴箱体一侧与转臂固连，另一侧设计有垂向减振器安装座、轮对起吊座，新设计的工程车轴箱实体模型如图1所示。在三维建模软件测得新设计的工程车轴箱质量为207.8 kg，相比于其他工程车轴箱质量较大。此外在轴向载荷作用下，轴箱体与转臂固连处存在应力集中的现象，图2是该工况下新设计的工程车轴箱应力云图。在日常运营过程中，由于转向架的蛇形运动，轴箱受到周期性轴向交变载荷作用，轴箱体与转臂固连处应力变化较大，长时间工作易出现疲劳损伤，不利于工程车的运行安全[4]。为解决上述问题，需对新设计的工程车轴箱进行结构优化。

图1 新设计的工程车轴箱实体模型

图2 新设计的工程车轴箱应力云图(单位：MPa)

2 结构优化后工程车轴箱介绍

图3 结构优化后工程车轴箱实体模型

针对新设计的工程车轴箱质量较大的问题，对其应力较小但质量较大的部分做减重处理。将轴箱体做成筒状结构，既可以保证轴箱有足够的强度，还可以减轻质量。针对新设计的工程车轴箱的轴箱体与转臂固连处存在应力集中、长时间工作易出现疲劳损伤的问题，增加轴箱体与转臂的固连面积，分散轴箱体与转臂固连处的应力，避免出现应力集中的情况。同时将垂向减振器安装座优化成和转臂连为一体的结构，增加垂向减振器安装座根部的结构强度。结构优化后工程车轴箱质量为115.3 kg，其实体模型如图3所示。

结构优化后工程车轴箱定位转臂通过其安装孔内的橡胶弹性节点与构架的转臂定位座相连；垂向减振器安装座通过垂向减振器与构架相应的减振器座相接。轮对起吊座与构架相应的起吊装置配合，不仅可以保证轮对在整车起吊的过程中不脱离转向架，还可以在车辆运行中充当一系横向止挡，既减少了转向架零部件的数量，结构紧凑，又降低了转向架的生产成本。

3 结构优化后工程车轴箱强度及疲劳评定标准

EN 13749：2005《铁路应用转向架构架结构要求的规定方法》(以下简称EN 13749)适用范围较广，包含的试验载荷类型多样，载荷工况组合方式明确[5]。因此，EN 13749标准在铁路行业内应用广泛，得到了业内人士的普遍认可，本文同样采用EN 13749标准对结构优化后工程车轴箱进行强度和疲劳性能校核。

4 结构优化后工程车轴箱载荷计算

根据EN 13749标准，轴箱所受载荷分为两类，一类是超常工况载荷，另一类是运营工况载荷。其中，超常工况载荷用于轴箱强度计算分析，运营工况载荷用于轴箱疲劳强度计算分析[6]。考虑到轴箱实际应用情况，加入了起吊工况的载荷和强度计算，以校核结构优化后工程车轴箱轮对起吊座是否满足起吊工况的强度要求。

4.1 轴箱载荷计算所需参数

由于此轴箱应用于大轴重、高速度铁路运用工程车，为保证强度计算结果有足够的安全余量，计算轴箱载荷时均采用极限质量作为质量参数。工程车共有2个转向架，每个转向架有2组轮对，其轴箱超常工况、运营工况及起吊工况所受载荷计算所需参数如表1所示。

表1 轴箱载荷计算所需参数

4.2 超常工况载荷计算

(4)垂向减振器最大载荷Fd max。Fd max=1.5Fd=22.5 kN。

4.3 运营工况载荷计算

(4)垂向减振器载荷Fd。Fd=15 kN。

4.4 起吊工况载荷计算

根据EN 13749标准和结构优化后工程车轴箱的结构特征，超常工况载荷共包含6种加载工况，如表2所示；运营工况载荷共包含12种加载工况，如表3所示；起吊工况载荷包含1种加载工况。

表2 超常载荷加载工况

表3 运营载荷加载工况[5]

5 结构优化后工程车轴箱的有限元计算

5.1 轴箱有限元模型约束及载荷施加

图4 轴箱有限元模型

将轴箱实体模型以SOLID186四面体单元离散。轴箱网格大小以20 mm为主，离散出的有限元模型如图4所示。轴箱有限元模型共有13 487个单元，26 675个节点。结构优化后工程车轴箱由ZG270钢铸造而成[8]，其弹性模量为2.1×105MPa，泊松比为0.27，密度为7.85×103kg/m3，拉伸极限强度为500 MPa，屈服极限强度为270 MPa，疲劳极限强度为253 MPa，轴箱的疲劳极限强度为147.20 MPa[9]。

图5 轴箱有限元模型载荷施加示意图

超常工况和运营工况时，在轴承安装孔上方120°施加径向约束；根据横向载荷方向，分别在轴箱与前、后端盖连接的螺栓孔施加横向约束；在转臂安装孔的位置添加垂向弹簧单元，并约束弹簧单元的垂向自由度。起吊工况时，在轮对起吊座下方与构架相应的起吊装置接触的位置施加固定约束；在转臂安装孔的位置添加垂向弹簧单元，并约束弹簧单元的垂向自由度。

超常工况和运营工况时，轴箱垂向载荷施加在轴箱一系簧座处、垂向减振器载荷施加在垂向减振器安装座处、横向载荷施加在转臂安装孔与橡胶弹性节点接触的位置及一系簧座处、纵向载荷以压力载荷的形式施加在转臂安装孔左/右部120°范围内[5]。起吊工况时，作用在轴箱的载荷以压力载荷的形式施加在轴承安装孔下方120°范围内。轴箱有限元模型施加的载荷如图5所示。

5.2 轴箱有限元模型计算结果

将轴箱有限元模型导入ANSYS软件，求解各节点应力，并利用后处理功能查看计算结果。超常工况时，轴箱有限元计算结果如表4所示。图6是超常载荷第3工况轴箱应力云图，图7是起吊工况时轴箱应力云图。

表4 超常工况轴箱有限元计算结果

图6 超常载荷第3工况轴箱应力云图(单位：MPa)

图7 起吊工况时轴箱应力云图(单位：MPa)

由有限元计算结果可知，轴箱在超常工况时最大应力值出现在第3工况，应力值为149.22 MPa，最大应力点在转臂上部圆弧过渡区，小于此工况ZG270钢的许用应力270 MPa，安全系数为1.81，满足超常工况的强度要求；轴箱在起吊工况时最大应力值为211.60 MPa，在轮对起吊座下部圆弧过渡区，小于此工况ZG270钢的许用应力270 MPa，安全系数为1.28，满足起吊工况的强度要求。

运营工况时，轴箱的最大应力值出现在第3工况，应力值为98.94 MPa，最大应力点在转臂上部圆弧过渡区，小于此工况轴箱的疲劳极限147.20 MPa，安全系数为1.49，满足运营工况的强度要求，图8是运营载荷第3工况轴箱应力云图。在轴向载荷作用下，轴箱体与转臂固连处无应力集中，长时间工作不易出现疲劳损伤，图9是该工况下轴箱应力云图。

图8 运营载荷第3工况轴箱应力云图(单位：MPa)

图9 轴向载荷作用下轴箱应力云图(单位：MPa)

图10 轴箱疲劳校核结果

由有限元计算结果可知，轴箱在运营工况时应力较大的位置在转臂上部圆弧过渡区、转臂下部圆弧过渡区、垂向减振器安装座圆弧处、轴箱体与转臂固连处。根据ORE B12/RP17投影法计算出轴箱上述位置节点的平均应力σm和应力幅σa[7]。

根据轴箱材料属性绘制出Goodman-Smith疲劳极限图，并将上述节点的平均应力σm和应力幅σa作为数据点置于Goodman-Smith疲劳极限图中[10]。最终得到的轴箱疲劳校核结果如图10所示。

由图10可知，轴箱应力较大位置节点的计算结果全部在Goodman-Smith疲劳极限包络线内，轴箱疲劳强度满足设计要求[11]。

6 结论

结构优化后工程车轴箱质量为115.3 kg，较新设计的工程车轴箱减重44.5%。在轴向载荷作用下，轴箱体与转臂固连处无应力集中，长时间工作不易出现疲劳损伤。结构优化后工程车轴箱满足超常工况、运营工况及起吊工况的强度要求，且疲劳强度满足设计要求。