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25 t轴重重载货车车轮的有限元分析

发布于:2020-10-22 20:03
有限元分析

       车轮作为铁路货车的重要承载部件,其可靠性与列车的安全运行密切相关。随着轴重的增加,对车轮的静强度和疲劳强度也提出了更加严格的要求。运行过程中的车轮承受多种复杂的载荷,轮轨间作用力、制动过程中由摩擦产生的制动热负荷、轮轴间过盈配合、高速旋转引起的离心力等对车轮的应力分布都有很大的影响。本文对25 t轴重100 km/h货车车轮进行了有限元分析。在进行车轮强度分析时考虑了轮轴间过盈配合的影响,使计算结果更接近车轮实际工作情况。
       我国铁路的货运速度由80 km/h左右提高到100km/h,车辆轴重也由21 t提高到23 t及25 t,速度和载重的提高增加了车辆制动功率以及轮轨动作用力,对车辆转向架提出了更高的要求。因此,本文以25 t轴重100 km/h货车车轮(新型轻量化S形辐板车轮)为研究对象。该轮新轮直径为840 mm,磨耗到限时直径为786 mm。由于磨耗到限车轮比新轮的工作环境更加恶劣,故本文对磨耗到限车轮进行了强度分析。铁道车辆轮轴装配采用过盈配合的方式组装,其过盈量控制在轮毂孔直径的0.8‰ ~1.5‰之间,本文取其最大值(过盈量为0.315 mm)。
       根据UIC 510-5:2003《整体车轮技术认证》和EN 13979—1:2001《铁路应用轮对和转向架车轮技术认证方法第1部分:铸钢和碾钢车轮》,计算工况分为以下4个:
       (1)垂直静载荷工况:垂直静载荷p+过盈量Δ;
       (2)直线运行工况:垂直动载荷p1+过盈量Δ+最高运行速度对应的角速度;
       (3)曲线运行工况:垂直动载荷p2+横向动载荷H2+过盈量Δ+最高运行速度对应的角速度;
       (4)道岔通过工况:垂直动载荷p3+横向动载荷H3+过盈量Δ+最高运行速度对应的角速度。
      为使车轮满足运用要求,车轮各关键点的VonMises应力应小于车轮的许用应力值。该车轮材料为CL60,静强度许用应力为307 MPa。但是,在轮毂边缘处,由于过盈配合以及孔边缘应力集中,使得该位置的应力较高。孔边的高应力范围较小,不会对车轮构成危害,并且车轮从未在该处发生失效,所以轮孔边缘的静强度许用应力为418 MPa。
       由图和表可以看出,垂直静载荷工况和直线运行工况关键部位的最大等效应力很接近,都为310 MPa,曲线运行工况车轮的最大Von Mises应力达到337 MPa,而道岔通过工况也达到322 MPa。以上4种工况的最大应力都发生在轮轴接触处,各工况的最大应力都小于轮毂孔边缘的静强度许用应力(418 MPa),并且除轮毂孔边缘外,其他位置的VonMises应力均小于车轮材料的许用应力(307 MPa),因此各工况的静强度均满足要求。轮轴接触面沿轴向应力分布总体趋势为中部低、端部边缘高。由于轮毂孔应力集中,最大应力值出现在轮毂孔边缘处由于车轮的转动,其上各点的应力均呈三向交变应力状态。有关文献指出,结构产生疲劳裂纹的方向与最大主应力方向相互垂直。因此,根据疲劳破坏的这个显著特点,将三向应力状态转化为单向应力状态,计算应力循环的平均应力和应力幅值,根据制造材料的修正Goodman曲线进行车轮疲劳强度的评定。车轮疲劳强度的评定方法如下:
       (1)确定车轮在不同载荷工况作用下的主应力值和方向;
       (2)将所有载荷工况作用下的最大主应力方向确定为基本应力分布方向,其值为计算最大主应力σmax,计算其与结构基准线的夹角α;
       (3)将在其他载荷工况作用下的三向主应力投影到基本应力分布方向上,将其投影值最小的应力值确定为最小主应力σmin。根据上述方法得到了最大和最小主应力值,按下式计算平均应力σm和应力幅σa;
       根据文献中的车轮材料特性,得到了Haigh形式的修正Goodman疲劳极限图,并使用该图校核车轮各关键部位的疲劳强度。
       由图可见,在机械载荷作用下,25 t轴重重载货车磨耗到限车轮各关键部位的应力幅均低于材料的允许范围,该车轮的疲劳强度满足要求。此外,该车轮各区域都有一定的应力幅裕量,疲劳薄弱部位位于轮对内侧轮辋与辐板过渡处和轮毂与辐板过渡处。
       计算结果表明,在各种机械载荷工况下,25 t轴重重载货车磨耗到限车轮关键部位的等效节点应力均低于CL60钢的许用应力,车轮静强度满足要求;使用UIC推荐的车轮疲劳强度评定方法,对该车轮在机械载荷作用下的疲劳强度进行了校核,其疲劳强度满足设计要求。需要指出的是,本文只考虑了机械载荷作用下的强度,未考虑制动热载荷的影响。



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