基于HyperMesh的车轮结构数值仿真分析

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引言

 

       随着中国铁路事业的快速发展，铁路运输作为一种快捷和低廉的运输方式，占有的交通比例越来越大；同时，车辆的安全性和可靠性也引起了人们极大的重视，成为了列车技术研究的关键课题之一。车轮是铁路列车的重要走行部件，是保证列车运行安全的关键零部件，它的可靠与否直接关系到乘客的生命财产安全。因此，对车轮进行静强度、疲劳强度分析与校核尤为重要。

 

       本文基于HyperMesh软件建立有限元模型，并参照标准对某出口内燃动车组车轮新轮和磨耗轮分别进行了常规载荷下车轮在直线、曲线以及道岔三种运行工况以及特殊载荷下车轮在曲线运行工况下的静强度和疲劳强度进行计算。通过参照标准对车轮强度评定方法的研究，最后对车轮新轮和磨耗轮分别进行了静强度和疲劳强度的评价，结果表明：车轮强度满足标准要求。

 

2 计算模型

 

       2.1 计算模型简介

 

       本文通过有限元软件HyperMesh建立车体的有限元模型。根据车轮的结构形式本文采用六面体单元进行网格划分，为了模拟轮轴过盈配合，取车轴的一部分进行分析。选用面面接触进行轮轴过盈配合部位的接触模拟，通过接触单元实常数设置其过盈量。

 

       车轮结构有限元模型如图1所示。

 

图1 新轮有限元模型（左）、磨耗轮有限元模型（右）

 

       2.2 位移边界条件

 

       在不同的计算载荷工况下，车轮承担的计算载荷作用在图1所示的轮轨接触点位置，在车轴的两端横截面上施加x、y、z方向的位移约束。

 

       2.3 载荷工况

 

       本文是参照标准UIC-510-5《整体车轮技术认可》和EN13979-1《铁路应用-轮对和转向架-车轮技术验收程序》来确定车轮强度计算的载荷工况，有常规载荷和特殊载荷。受力点和受力面见图2和图3。

 

图2 轮轨力作用位置

 

图3 受力平面示意图

 

       2.3.1 常规载荷工况

 

       标准给出了3种载荷工况，分别是直线工况、曲线工况和道岔工况。

 

       工况1：直线工况：轮轨垂向力Fz1=1.25pg/2

 

       工况2：曲线工况：轮轨垂向力Fz2=1.25pg/2

 

       轮轨横向力Fy2=0.7pg/2

 

       工况3：道岔工况：轮轨垂向力Fz3=1.25pg/2

 

       轮轨横向力Fy3=0.42pg/2

 

       其中：P-轴重，17t；g-重力加速度，取9.81m/s2。

 

       2.3.2 特殊载荷工况

 

       对于特殊载荷的静态验证只考虑曲线运行状态。在曲线运行状态下，车轮承担的载荷包括：

 

       （1）垂直载荷：F=90000+P0=90000+83385=173385N，

 

       其中P0为车轮承受最大载荷。

 

       （2）横向载荷：H=10000+2×P0/3=10000+2×83385/3=65590N。

 

       计算时应考虑车轮旋转引起的离心力影响。基于设计车速，计算新旧轮用于分析的角速度值：

 

       新车轮角速度ω=Vmax/(3.6*r)=72.5rad/s

 

       磨耗轮角速度ω=Vmax/(3.6*r)=78.4rad/s

 

       其中：Vmax最高运行速度，120km/h

 

       r-滚动圆半径，新轮为460mm，磨耗到限轮为425mm。

 

       综上所述，新旧轮的载荷工况如表1所示。

 

表1 新旧车轮的载荷工况

 

 

3 强度评定方法

 

       3.1 静强度的评定

 

       在规定的计算载荷作用下，车轮静强度满足设计要求的条件是最大当量应力不大于屈服极限。车轮材料为ER8级钢，其屈服极限为355MPa（参照UIC510-5）。

 

       3.2 疲劳强度评定

 

       EN13797-1标准给出评定车轮疲劳强度的评定方法为：

 

       （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（节点位置与车轮轴线组成的平面）的夹角α，如图4(a)所示；

 

       （3）将在其它载荷工况作用下的主应力投影到基本应力分布方向上，其投影值最小的应力值确定为最小主应力σmin，如图4(b)所示；

 

图4 主应力方向的确定及其投影示意图

 

       （4）由该位置的最大和最小主应力值计算平均应力σm和应力幅σa；

 

       （5）用Haigh形式的Goodman疲劳曲线评定车轮的疲劳强度。

 

       根据计算确定的最大和最小主应力，按下式计算平均应力和应力幅：

 

       通过有限元计算程序输出计算模型节点的应力分布信息，确定每个节点在不同载荷工况作用下的最大和最小主应力值，评定车轮的疲劳强度。

 

       车轮幅板上所有点的动态应力范围应小于表2给出的应力范围△σ。本报告中轮辐应力范围△σ取机加工后的360MPa。

 

表2 疲劳性能目标值

 

 

       车轮幅板区域的Haigh形式的Goodman疲劳曲线如图5所示。

 

图5 Haigh形式Goodman疲劳曲线

 

       在不同的计算载荷工况下，车轮辐板疲劳强度考核位置如图6所示。

 

图6 新轮-车轮辐板疲劳强度考核位置图（左）、磨耗到限车轮-辐板疲劳强度考核位置图（右）

 

4 计算结果

 

       4.1 静强度计算结果

 

       由于加载载荷为集中力，所以各工况计算出的最大应力值出现在加载点处，但实际运营过程中车轮与轨道接触为面接触而非点接触，因此，可忽略加载处的高应力点。

 

       在UIC510-5标准规定载荷工况的作用下，新车轮的最大当量应力均出现在轮毂孔端部，不同载荷工况下的当量应力值和安全系数见表3，新轮的最大当量应力均小于材料的许用应力355MPa，其最大当量应力为320.186MPa，出现在特殊载荷工况下轮轴过盈配合的轮毂孔端部。

 

表3 新轮、旧轮各工况下的最大应力和安全系数

 

 

       在特殊载荷作用下，新轮最大von_Mises应力为320.186MPa，出现在轮毂孔端部；磨耗轮最大von_Mises应力为326.944MPa，出现在轮轴过盈配合的轮毂孔端部，其von_Mises应力分布如图7所示。

 

图7 特殊载荷工况下新轮的von_Mises应力分布（左）、旧轮的von_Mises应力分布（右）

 

       4.2 疲劳强度计算结果

 

       4.2.1 辐板内侧面

 

       新轮辐板区域内侧面表面疲劳考核点的应力幅值与对应的许用应力幅的比较如图8。其中安全系数最小值2.21，节点位置见图9。

 

图8 辐板内侧节点位置的Haigh图

 

图9 辐板内侧节点安全系数最小节点（597589）位置

 

       磨耗轮辐板区域内侧面表面疲劳考核点的应力幅值与对应的许用应力幅的比较如图10所示。其中安全系数最小值1.448，节点位置见图11。

 

图10 辐板内侧节点位置Haigh图

 

图11 辐板内侧节点安全系数最小节点（448635）位置

 

       4.2.2 辐板外侧面

 

       新轮辐板区域外侧面表面疲劳考核点的应力幅值与对应的许用应力幅的比较如图12。其中安全系数最小值1.95，节点位置见图13。

 

图12 新轮辐板外侧节点位置Haigh图

 

图13 辐板外侧节点安全系数最小节点（597333）位置

 

       磨耗轮辐板区域外侧面表面的应力幅值与对应的许用应力幅的比较如图14所示。其中安全系数最小值1.498，节点位置见图15。

 

图14 辐板外侧节点位置Haigh图

 

图15 辐板外侧节点安全系数最小节点（563003）位置

 

5 结论

 

       依据UIC510-5和EN13979-1标准规定，对车轮结构进行强度分析后可知：

 

       （1）新轮在特殊载荷工况、正常运行过程中的各个载荷工况（直线、曲线、岔道工况）下，新轮各个区域的最大当量应力均小于材料的许用应力355MPa，其最大应力为320.186MPa，出现在特殊载荷工况下轮轴过盈配合的轮毂孔端部，新轮的静强度满足设计要求。

 

       （2）新轮在正常运行状态下，辐板区域的最大应力幅值均小于许用应力幅值180MPa；辐板内疲劳考核点的最小安全系数为2.21，外侧疲劳考核点的最小安全系数为1.95，新轮的疲劳强度满足要求。

 

       （3）磨耗到限轮在特殊载荷工况、正常运行过程中的各个载荷工况（直线、曲线、岔道工况）下，车轮各个区域的最大当量应力均小于材料的许用应力355MPa，其最大应力为326.944MPa，出现在特殊载荷工况下轮轴过盈配合的轮毂孔端部，磨耗到限轮的静强度满足设计要求。

 

       （4）磨耗到限轮在正常运行状态下，辐板区域的最大应力幅值均小于许用应力幅值180MPa；辐板内侧的最小安全系数为1.448，辐板外侧的最小安全系数为1.498，磨耗到限轮的疲劳强度满足要求。