某型转向架轮轴结构强度仿真分析论文_郑伟

摘要：运用creo建立转向架各部件实体模型，并进行虚拟装配。将车轴、车轮的实体模型导入Simulation中进行有限元分析，依据JIS E-4501规范对车轴进行强度评估，依据UIC510-5规范对车轮进行强度评估，仿真分析表明：新型转向架轮轴能够满足相关标准要求。

关键词：转向架轮轴；有限元；仿真分析

1.引言

鉴于未来城市公共交通一体化发展的趋势，唐车按照国家“十二五”持续发展的需求，提出了绿色智能人文一体化交通解决方案提供商的战略构想。针对不同国家铁路使用标准，中车唐山公司开发多种类型轨道交通产品满足各自市场需求。轮轴作为轨道交通车辆的关键部件之一，其性能好坏直接影响列车的运营安全和曲线通过性能[1]。本文依据JIS E-4501和UIC510-5标准[2-3]，对公司最新研制的转向架轮轴进行有限元仿真计算，验证其结构是否合理，确保在实际运用中安全可靠。

2. 转向架简介

该型动车转向架主要由轮对、轴箱、一系悬挂、二系悬挂、基础制动装置、构架六大部分组成。轮对采用压装方式，车轴为空心车轴，轴径130mm，车轮采用磨耗型踏面，轮径为920mm；轴箱为转臂式轴向定位方式；一系悬挂为螺旋弹簧加垂向减震器；二系悬挂采用空心弹簧；制动装置为盘形制动，主要由制动管梁和闸片组成；构架为H型焊接构架，由两个侧梁和两根横梁组成，侧梁为中间下陷的鱼腹形，由上盖板、下盖板、立板组成，侧梁内部由密封板隔开，将侧梁内腔变成空气弹簧的附加空气室。横梁采用日本进口的无缝钢管。转向架三维造型如图1所示。

图1 转向架实体造型

2 车轴强度分析

2.1 载荷计算

采用日本JISE4501标准对车轴进行强度计算，计算过程中考虑了车体振动引起的横向以及垂向加速度对弯曲应力产生的影响。车轴的受力简图如图 2 所示，轮座弯曲部分的应力计算公式如下：

图2 车轴受力简图

M1 =（j-g）W/4； （4-1）

M2 = avM1； （4-2）

M3 = rP+Q0（a+l）-YR0 （4-3）

σb = m（M1+M2+M3）/Z （4-4）

n = σwb/σb （4-5）

l=x+y，y=a+l-（j-g），P=alW，R0=（h+r）P/g，Q0=hp/j （4-6）

式中，P为横向力；M1、M2、M3分别为横向力P、垂向加速度引起的在轮座处的弯矩；W为压在轴箱弹簧上的重量；R0为由横向力P产生的踏面上的垂向力；Q0为由横向力P产生的轴颈上的垂向力；Z是轮座上弯曲截面模数；r为车轮半径；l为轮毂长度；j为轴颈间距；h为重心位置与车轴中心线的距离；g为车轮踏面间距；d为车轴直径；a为轮座端部到轴颈中心的距离；σwb和σb分别为疲劳许用应力和车轴在轮座处的工作应力；al和av分别为横向载荷系数以及垂向载荷系数。

具体的参数取值如表1所示，车轴的载荷计算结果如表2所示，车轴的应力计算结果如表3所示

表1 车轴参数取值mm

2.2 车轴应力计算

用simulation软件对车轴施加载荷并进行应力强度分析，车轴应力图如图3所示

图3 车轴应力图

2.3 强度分析

根据JISE4501-2001标准，取车轴的疲劳许用应力为 147Mpa，由以上分析结果以看出，车轴轮座最大应力为56.2Mpa，发生在左侧轮座右侧圆弧过渡处，最大von Mises 等效应力为 82.112Mpa，小于147Mpa。因此，按照日本标准，车轴最大应力处满足设计的要求。

3车轮强度分析

3.1载荷工况计算

车辆运行在直线、曲线和道岔三种工况状态下，车轮主要承受横向力和垂向力，这些力的作用位置以及力的大小是不确定的。应用有限元法计算车轮的应力时，需要将有限数量的载荷工况代替这些不断变化的载荷。下面按照相关规范确定车轮踏面上的载荷大小与载荷位置[4]。

按照阿尔斯通技术规范对车轮辐板进行强度分析，载荷位置见图4所示：

图 4 车轮载荷加载位置

计算施加到车轮上的载荷时，按照直线、曲线、道岔三种工况，使用UIC510-5标准中的公式来计算三种工况的载荷值。

工况1：直线

FZ1 = -1.25Qg = -104125N （4-7）

FY1 = 0 （4-8）

工况2：曲线

FZ2 = -1.25Qg = -104125N （4-9）

FY2 = 0.7Qg = 58310N （4-10）

工况3：道岔

FZ3 = -1.25Qg = -104125N （4-11）

FY3 = 0.42Qg = 34986N （4-12）

式中：Q为每个车轮的平均质量，等于轴重的一半 Q = 8500kg，g为重力加速度取值为 9.8m/s2，FZ为车轮踏面所受的垂向力，单位 kN，FY为车轮踏面所受的横向力，单位 kN

车轮所受载荷工况值如表4所示：

表4 车轮载荷工况，单位 kN

3.2 车轮应力分析

用simulation软件对车轮施加载荷并进行应力强度分析，工况1应力图如图5所示，

图 5 工况1车轮应力图

工况2应力图如图6所示，工况3应力图如图7所示：

图 6 工况2车轮应力图 图 7 工况3车轮应力图

3.3 强度评价

根据UIC510-5取车轮疲劳许用应力355 Mpa，由以上分析结果，三种工况车轮腹板最大应力均发生在腹板内侧与轮毂过渡处。其中工况1为68.6Mpa，工况2为103.3Mpa，工况3为278.7Mpa。工况1最大等效应力174.570 M pa，小于355Mpa；工况2最大等效应力为290. 318Mpa，小于355Mpa；工况3最大等效应力为 311.974Mpa，小于355Mpa。因此满足设计的要求。

4 结论

本文依据依据JIS E-4501和UIC510-5规范分别对车轴及车轮进行强度评估，利用ANSYS软件对公司新研制的转向架轮轴进行结构强度仿真分析，结果显示：新研制转向架轮轴能够满足车辆运营要求。

参考文献：

[1]严隽耄. 车辆工程[M]. 北京：中国铁道出版社，2003.

[2]UIC510-4.Technical approval of solid wheels.

[3]JIS E-4501.Railway rolling stock-design method for strength 0f axles.

[4]张曙光.高速列车设计方法研究[M].北京：中国铁道出版社，2009.

论文作者:郑伟

论文发表刊物:《建筑模拟》2020年第2期

论文发表时间:2020/4/14

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