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1、第9期(总第379期)内燃机车2005年9月设计试验分析研究高速动力车车轮强度分析的工程方法米彩盈,李芾(西南交通大学机械工程学院,四川成都610031)摘要:基于国际铁路联盟相关标准确定了高速动力车车轮强度分析的计算载荷工况,提出了一套建立车轮有限元模型和模拟运行状态下的车轮应力分布规律、静强度和疲劳强度的数值分析方法,为车轮结构设计和强度分析提供了可靠的理论依据,满足工程技术的实际需求。关键词:高速动力车;车轮;载荷工况;有限元法;强度分析;工程方法+中图分类号:U260.331.1文献标识码:B文章编号:10031820
2、(2005)09001104车轮是铁道机车车辆的关键承载部件,其疲劳20节点六面体实体单元或10节点四面体单元建立失效会带来灾难性的后果。自1998年6月德国有限计算模型,如图1所示。[1]ICE高速列车在Eschede发生事故以来,车轮疲2计算载荷工况劳失效的研究受到了前所未有的重视。列车运行速度和载重量的不断提高,会使轮轨动作用力不断车轮在工作寿命期间会出现踏面磨耗、表面剥加大,作为高速列车关键承载部件的车轮所承受的离和表面擦伤等破坏,当其达到一定的程度时就需工作载荷也会显著增加。近年来,提速列车、准高进行旋轮处理,直到车轮踏面几何尺寸达到设计的速列车和高速列车车轮疲劳破坏时有
3、发生,为列车极限状态(磨耗到限),该车轮的使用周期完成。因的安全运行留下了隐患。寻找一种有效的计算方此,磨耗到限车轮的应力水平高于新造车轮,在强法,为确保车轮结构设计和强度分析满足工程应用度计算时,以车轮磨耗到限的几何尺寸作为计算的的要求,具有十分重要的意义,本文以我国270km/基础,以保证车轮在整个使用周期的安全性。h轮对空心轴式高速动力车车轮为例,探讨高速列车车轮强度分析的工程计算方法。1计算模型车轮结构具有复杂的几何形状,用传统的弹性力学计算方法难以得出计算精度较高的解,随着有限元法和数值计算方法的不断发展,应用有限元法(FEM)对车轮强度进行分析得到推广。对于轴对称结构的车轮,采
4、用ANSYS有限元软件提供的轴对称单元进行计算,此类单元可承受非轴对称载荷;对于非轴对称结构的车轮,采用三维8节点或图1车轮有限元模型轴盘制动和轮盘制动为高速动力车基础制动收修回稿日期:20050419作者简介:米彩盈(1965),男,山西山阴人,副研究员,的主要形式,在动力车运行过程中,车轮承担的主在职博士研究生。要载荷包括轮轨接触点作用力、轮轴过盈配合产生12内燃机车2005年的力和车轮高速旋转产生的离心力。因此,根据国3.2静强度评定[2,3,4][5]际铁路联盟(UIC)和欧洲铁路联盟(EN)的在上述载荷的作用下,车轮静强度满足设计和相关标准,将高速动力车车轮在
5、线路运行中承担的运行的条件为:其最大vonMises应力不大于许用载荷划分为如下4个载荷工况:应力,即max[]。(1)垂直静载荷工况:垂直静载荷P0+过盈量;3.3疲劳强度评定(2)直线运行工况:垂直动载荷P1+过盈量国际铁路联盟试验研究中心的研究报告ORE+最高运行速度对应的角速度;[6]B12/RP17指出,结构产生疲劳裂纹的方向与最大(3)曲线运行工况:垂直动载荷P2+横向动载主应力方向相互垂直,给出评定车轮疲劳强度的评荷H2+过盈量+最高运行速度对应的角速度;定方法如下:(4)道岔通过工况:垂直动载荷P3+横向动载(1)确定车轮在不同载荷工况作用下的主应荷H3+过盈量
6、+最高运行速度对应的角速度。力值和方向;Pj=1.25P0(j=1,2,3)(2)将所有载荷工况作用下的最大主应力方H2=0.7P0;H3=0.42P0向确定为基本应力分布方向,其值为计算最大主应在不同载荷工况下,作用于轮轨作用点的载荷力max,计算其与结构基准线的夹角,如图3(a)对车轮作用力的方向和位置如图2所示。所示;(3)将在其它载荷工况作用下的主应力n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min,如图3(b)所示;(4)由该位置的最大和最小主应力值计算平均应力m和应力幅a;(5)用修正的Goodman疲劳曲线或Haigh形式Good
7、man的疲劳曲线评定车轮的疲劳强度。图2不同载荷工况下轮轨力的位置图3主应力方向确定及其投影示意图3强度评定方法根据计算确定的最大和最小主应力,按下式计车轮在上述载荷作用下,其应力分布呈三向变算平均应力和应力幅:化应力状态,结构的强度评定分为静强度和疲劳强max+minmax-minm=,a=度。223.1应力计算方法通过有限元计算程序输出计算模型节点的应力分布信息,利用弹性力学理论计
