于國(guó)飛，邵明亮

（廈門(mén)理工學(xué)院機(jī)械系，福建 廈門(mén) 361024）

0 引 言

客車(chē)轉(zhuǎn)向器支座是轉(zhuǎn)向系統(tǒng)中的主要受力零件，因路面轉(zhuǎn)向阻力矩通過(guò)轉(zhuǎn)向傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和轉(zhuǎn)向器傳遞來(lái)的作用力都由轉(zhuǎn)向器支座承受，故對(duì)其強(qiáng)度、剛度等都有很高的要求[1]。

在實(shí)際使用中，轉(zhuǎn)向器支座受到設(shè)計(jì)和制作工藝等因素的影響，導(dǎo)致轉(zhuǎn)向器支座強(qiáng)度不足而失效的現(xiàn)象時(shí)有發(fā)生。根據(jù)某客車(chē)轉(zhuǎn)向器支座失效分析，多數(shù)焊接支座的初始受損情況是沿焊縫有微小疲勞裂紋，隨時(shí)間逐漸擴(kuò)展延伸，直到支座開(kāi)裂無(wú)法承受載荷而失效。因轉(zhuǎn)向器支座焊縫是角焊，該位置不方便直接采用應(yīng)力片的固定和接線布置，沒(méi)有合適的方法能直接測(cè)量出受載時(shí)焊縫位置的應(yīng)力大小。因此，也無(wú)法理論分析支座結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的合理性，只能依賴(lài)于破壞性試驗(yàn)來(lái)檢測(cè)，檢測(cè)成本昂貴，試驗(yàn)周期長(zhǎng)；而且憑經(jīng)驗(yàn)加以改進(jìn)后的效果如何還得靠下一次的破壞性試驗(yàn)來(lái)驗(yàn)證，以至于拖延了產(chǎn)品的研制周期，甚至錯(cuò)失了產(chǎn)品上市的最佳時(shí)機(jī)。所以，如何能準(zhǔn)確地獲得焊縫位置處應(yīng)力大小及分布情況顯得非常迫切和必要。

為此，采用將試驗(yàn)測(cè)試方法和有限元分析相結(jié)合，通過(guò)轉(zhuǎn)向器支座在不同工況下測(cè)點(diǎn)實(shí)測(cè)應(yīng)力與有限元仿真結(jié)果對(duì)比分析，得出兩者之間的誤差，進(jìn)而推算出支座焊縫位置應(yīng)力分布和大小，判斷現(xiàn)有結(jié)構(gòu)是否滿(mǎn)足強(qiáng)度要求。并通過(guò)有限元模型分析改善焊縫應(yīng)力分布，降低最大應(yīng)力值，以此指導(dǎo)產(chǎn)品結(jié)構(gòu)及制造工藝的改進(jìn)，有的放矢，縮短研發(fā)時(shí)間、減少研制費(fèi)用和試驗(yàn)費(fèi)用[2]。

1 試驗(yàn)測(cè)試

1.1 試驗(yàn)測(cè)試設(shè)備

測(cè)試轉(zhuǎn)向器支座強(qiáng)度試驗(yàn)所用主要儀器設(shè)備有：ZL-1L型轉(zhuǎn)向參數(shù)測(cè)試儀；CM-1J-32型數(shù)字靜態(tài)應(yīng)變儀；CS-1A動(dòng)態(tài)應(yīng)變儀；CDSP16通道數(shù)據(jù)采集分析系統(tǒng)；溫濕度計(jì)等。

1.2 轉(zhuǎn)向器支座測(cè)點(diǎn)位置和測(cè)試安裝

圖1 轉(zhuǎn)向器支座模型和測(cè)點(diǎn)貼片位置

圖2 測(cè)點(diǎn)貼片位置

圖3 轉(zhuǎn)向器支座安裝位置和連接關(guān)系圖

圖1為轉(zhuǎn)向器支座三維幾何模型?？紤]轉(zhuǎn)向器支座實(shí)際失效位置、整體結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和安裝條件限制，在受扭平面上布置4組90°專(zhuān)用測(cè)扭應(yīng)變花。圖2為轉(zhuǎn)向器支座測(cè)點(diǎn)貼片實(shí)物圖。

圖3為轉(zhuǎn)向器支座在試驗(yàn)測(cè)試中的安裝位置，轉(zhuǎn)向器支座的一側(cè)用9個(gè)螺栓與車(chē)架聯(lián)接，另一側(cè)用與其相對(duì)面的3個(gè)螺栓與轉(zhuǎn)向器聯(lián)接，上述的聯(lián)接關(guān)系就是轉(zhuǎn)向器支座在工作狀態(tài)下的受約束條件。轉(zhuǎn)向器輸出端與搖臂軸相連接，輸出轉(zhuǎn)向力矩。轉(zhuǎn)向盤(pán)正上方安裝轉(zhuǎn)向參數(shù)測(cè)試儀，可實(shí)時(shí)監(jiān)測(cè)到轉(zhuǎn)向盤(pán)上的力矩和轉(zhuǎn)角數(shù)值。貼片接線與應(yīng)變儀及數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)相連接，實(shí)時(shí)獲得測(cè)點(diǎn)位置處的應(yīng)力變化情況。

1.3 試驗(yàn)測(cè)試工況

測(cè)試時(shí)轉(zhuǎn)向車(chē)輪附著條件為較光滑的水泥路面。根據(jù)測(cè)試客車(chē)的承載情況，選擇2種載荷工況，輕載1.5t和滿(mǎn)載4.5t，并分別對(duì)順、逆時(shí)針的4種轉(zhuǎn)向工況進(jìn)行測(cè)試[3]：

工況I：載荷為1.5t，方向盤(pán)逆時(shí)針左轉(zhuǎn)；

工況II：載荷為1.5t，方向盤(pán)順時(shí)針右轉(zhuǎn)；

工況III：載荷為4.5t，方向盤(pán)逆時(shí)針左轉(zhuǎn)；

工況IV：載荷為4.5t，方向盤(pán)順時(shí)針右轉(zhuǎn)。

1.4 測(cè)試結(jié)果

測(cè)試中規(guī)定，轉(zhuǎn)角方向逆時(shí)針為正，順時(shí)針為負(fù)。分別對(duì)上述4種工況測(cè)試不同轉(zhuǎn)角下的應(yīng)變、應(yīng)力值，每種工況測(cè)出16組不同轉(zhuǎn)角位置的數(shù)據(jù)。表1為工況IV下測(cè)點(diǎn)1處的測(cè)試數(shù)據(jù)，由數(shù)據(jù)繪制轉(zhuǎn)角-應(yīng)力關(guān)系曲線如圖4所示。可以看出隨著方向盤(pán)順時(shí)針或逆時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)角度的增大，轉(zhuǎn)動(dòng)力矩隨之也增大，各個(gè)測(cè)點(diǎn)的應(yīng)力值也不斷增加。

表1 工況IV下測(cè)點(diǎn)1處測(cè)試數(shù)據(jù)

圖4 工況IV下測(cè)點(diǎn)1處轉(zhuǎn)角-應(yīng)力曲線

選取各工況下3組不同施加在轉(zhuǎn)向盤(pán)上的轉(zhuǎn)矩和測(cè)得的應(yīng)變、應(yīng)力數(shù)據(jù)見(jiàn)表2。由表中數(shù)據(jù)可知，相同轉(zhuǎn)向下輕載時(shí)測(cè)點(diǎn)的應(yīng)力值要小于滿(mǎn)載時(shí)的應(yīng)力值，最大應(yīng)力出現(xiàn)在滿(mǎn)載4.5t轉(zhuǎn)向盤(pán)右轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)角最大時(shí)。

表2 各工況下轉(zhuǎn)矩和對(duì)應(yīng)的應(yīng)變、應(yīng)力值

2 有限元分析

2.1 有限元模型的建立

客車(chē)轉(zhuǎn)向器支座采用的材料是Q235A，其屈服極限為240 MPa，彈性模量為210 GPa，密度為7 850kg/m3，泊松比為0.3。為了更準(zhǔn)確地對(duì)其結(jié)構(gòu)進(jìn)行模擬，采用四面體單元對(duì)其進(jìn)行網(wǎng)格劃分。四面體單元平均尺寸取5mm，轉(zhuǎn)向器支座有限元模型如圖5所示。共計(jì)有13368個(gè)節(jié)點(diǎn)，46857個(gè)體單元。

圖5 轉(zhuǎn)向器支座有限元模型

2.2 載荷計(jì)算與邊界條件施加

眾所周知，載荷的計(jì)算與邊界條件的施加是影響仿真計(jì)算結(jié)果的關(guān)鍵環(huán)節(jié)。但由于真實(shí)轉(zhuǎn)向力矩的計(jì)算表達(dá)式極為復(fù)雜[4-6]，且表達(dá)式中各作用力相互影響，受影響因素較多，所以在實(shí)際設(shè)計(jì)工作中很難應(yīng)用真實(shí)公式進(jìn)行計(jì)算，因而有必要進(jìn)行簡(jiǎn)化，找出其中的關(guān)鍵要素，從而得到便于應(yīng)用的表達(dá)式。在客車(chē)開(kāi)始啟動(dòng)時(shí)，轉(zhuǎn)向力矩主要為原地轉(zhuǎn)向阻力矩MR，其半經(jīng)驗(yàn)計(jì)算[7]為

式中：f——輪胎與路面之間的滑動(dòng)摩擦系數(shù)，一般

取0.7；

G1——轉(zhuǎn)向軸（前軸）負(fù)荷，N；

p——輪胎氣壓，MPa。

利用式（1）計(jì)算出客車(chē)轉(zhuǎn)向器在輕載和滿(mǎn)載作用下，轉(zhuǎn)向輪原地轉(zhuǎn)向阻力矩分別為216 N·m和374N·m。將載荷施加于分析模型上，邊界約束條件模擬真實(shí)情況下，在支座兩側(cè)面板上螺栓安裝孔位置實(shí)施全約束，再進(jìn)行計(jì)算分析。

2.3 結(jié)構(gòu)強(qiáng)度仿真分析

為了與測(cè)試試驗(yàn)中結(jié)果進(jìn)行對(duì)比分析，在進(jìn)行仿真分析施加載荷時(shí)，力求與實(shí)際測(cè)試時(shí)所加載荷相近。圖6是對(duì)應(yīng)著工況IV轉(zhuǎn)向盤(pán)轉(zhuǎn)向到極限位置處支座承受轉(zhuǎn)矩的應(yīng)力分布圖。從圖6中可以看到最大應(yīng)力區(qū)域是在支座左右兩塊側(cè)板與中間連接板焊接的位置處（圖中1所指），這與轉(zhuǎn)向器支座真實(shí)受損情況相符合。

以表2中工況II、IV的測(cè)試和計(jì)算數(shù)據(jù)為參照，取對(duì)應(yīng)的仿真分析數(shù)據(jù)列于表3中。

圖6 轉(zhuǎn)向器支座最大受力下應(yīng)力圖

表3 工況II、IV下轉(zhuǎn)矩、最大應(yīng)力、測(cè)點(diǎn)應(yīng)力仿真值

2.4 試驗(yàn)測(cè)試數(shù)據(jù)與仿真數(shù)據(jù)對(duì)比分析

將2種工況下相同轉(zhuǎn)矩時(shí)的實(shí)際測(cè)試數(shù)據(jù)與有限元仿真分析數(shù)據(jù)一一對(duì)應(yīng)列于表4中。對(duì)比分析可知2種數(shù)據(jù)基本吻合，最大誤差小于15%。

表4 測(cè)試試驗(yàn)與有限元分析結(jié)果對(duì)比

由仿真計(jì)算可知工況IV產(chǎn)生的最大應(yīng)力發(fā)生在圖6中1所指焊縫處，其最大值為143 MPa（見(jiàn)表3）。由此可以推測(cè)出轉(zhuǎn)向器支座實(shí)測(cè)時(shí)在該焊縫處的應(yīng)力極限值為：

σ焊縫實(shí)際max=σ焊縫理論max（1±0.15）

計(jì)算結(jié)果在122～164MPa之間。

2.5 優(yōu)化設(shè)計(jì)仿真分析

根據(jù)上述仿真和試驗(yàn)測(cè)試情況，對(duì)轉(zhuǎn)向器支座進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)[8]，主要是在螺栓孔附近增加加強(qiáng)筋，增大封閉結(jié)構(gòu)的過(guò)渡圓角半徑。載荷施加為滿(mǎn)載工況IV，計(jì)算結(jié)果如圖7所示。最大應(yīng)力為75MPa，位置在螺栓孔周?chē)?，與原焊縫處最大應(yīng)力相比，整個(gè)支座的最大應(yīng)力值下降63%～119%，而且原焊縫處不再出現(xiàn)應(yīng)力集中，對(duì)提高支座的使用壽命效果非常明顯。

圖7 優(yōu)化后轉(zhuǎn)向器支座應(yīng)力圖

3 結(jié)束語(yǔ)

分析實(shí)際測(cè)試結(jié)果和仿真分析結(jié)果可知，原有結(jié)構(gòu)的轉(zhuǎn)向器支座受力后在兩側(cè)板與中間連接板之間的焊縫處應(yīng)力最大，且隨著時(shí)間推移，容易在焊縫處因疲勞受損而產(chǎn)生裂縫，造成支座的破壞，為客車(chē)的安全埋下了重大隱患。

將有限元仿真分析方法與實(shí)際測(cè)試方法相結(jié)合，可以推算出焊縫處的最大應(yīng)力值，其理論誤差小于15%。對(duì)轉(zhuǎn)向器支座的結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)后，有限元仿真分析結(jié)果顯示整個(gè)支座的最大應(yīng)力值可降低63%以上，大大提高了支座的抗疲勞壽命，同時(shí)也大大提高了客車(chē)的安全性能[9-10]。該優(yōu)化設(shè)計(jì)方案已經(jīng)成功地應(yīng)用到轉(zhuǎn)向器支座的實(shí)際改進(jìn)設(shè)計(jì)與生產(chǎn)制造中。

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