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1、试验研究铁道车辆第45卷第12期2007年12月文章编号:100227602(2007)122000120325t轴重重载货车车轮强度分析王宏林,李芾,黄运华(西南交通大学机械工程学院,四川成都610031)摘要:根据UIC和欧洲EN的有关标准确定车轮的机械载荷及载荷工况,考虑到轮轴过盈配合,计算了25t轴重重载货车磨耗到限车轮的应力,并对该车轮进行了静强度和疲劳强度评定。计算结果表明,在机械载荷作用下,25t轴重重载货车磨耗到限车轮的静强度和疲劳强度均满足设计要求。关键词:货车;车轮;静强度;疲劳强度+中图分类号:U270.12文献
2、标识码:A车轮作为铁路货车的重要承载部件,其可靠性与特性,在对称面上施加对称约束,在轴的一个端面上施列车的安全运行密切相关。随着轴重的增加,对车轮加全部约束。有限元模型如图1所示。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25t轴重100km/h货车车轮进行了强度分析。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。1研究对象我国铁路的货运速度
3、由80km/h左右提高到100km/h,车辆轴重也由21t提高到23t及25t,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25t轴重100km/h货车车轮(新型轻量化S形辐板车轮)2.2计算工况为研究对象。该轮新轮直径为840mm,磨耗到限时车轮机械载荷作用位置和方向如图2所示。图直径为786mm。由于磨耗到限车轮比新轮的工作环中,p为转向架轮重,pj=1125p(j=1,2,3),H2=境更加恶劣,故本文对磨耗到限车轮进行了强度分析。017p,H3=0142p。铁道车辆轮轴装配采用
4、过盈配合的方式组装,其[1]过盈量控制在轮毂孔直径的018‰～115‰之间,本文取其最大值(过盈量为01315mm)。2车轮强度分析2.1有限元模型由于车轮结构和载荷是轴对称的,故在分析时选取结构的二分之一建立有限元模型。模型包括37722个节点,33180个三维实体单元。为考虑模型的几何收稿日期:2007206208根据UIC510—5:2003《整体车轮技术认证》和基金项目:教育部高等学校骨干教师资助计划项目EN13979—1:2001《铁路应用轮对和转向架车轮技作者简介:王宏林(19842),女,硕士研究生。·1·铁道车辆第45
5、卷第12期2007年12月术认证方法第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。2.3车轮强度评定2.3.1车轮静强度评定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[2]CL60,静强度许用
6、应力为307MPa。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[2]构成危害,并且车轮从未在该处发生失效,所以轮毂[3]孔边缘的静强度许用应力为418MPa。各工况下车轮的VonMises应力云图见图3～图6。各载荷工况下的最大VonMises应力见表1。表1车轮各工况下最大VonMises应力MPa载荷工况应力位置垂直静载荷工况309轮轴接触处直线运行工况310轮轴接触处曲线运行工况337轮轴接触处道岔通过工况322轮轴接触处由图3～图6和表1可以看出,垂直静载荷工况和
7、直线运行工况关键部位的最大等效应力很接近,都为310MPa,曲线运行工况车轮的最大VonMises应力达到337MPa,而道岔通过工况也达到322MPa。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(418MPa),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(307MPa),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。·2·25t轴重重载货车车轮强度分析王宏林,李芾,黄
8、运华2.3.2车轮疲劳强度评定3结束语由于车轮的转动,其上各点的应力均呈三向交变[4]应力状态。有关文献指出,结构产生疲劳裂纹的方计算结果表明,在各种机械载荷工况下,25t轴重向与最大主应力方向相互垂直。因此,根据疲劳破
