黃 飛，何忠韜，臧國群

（蘭州交通大學 機電工程學院，甘肅 蘭州 730070）

0 引言

高速列車輪對是轉(zhuǎn)向架的重要組成部件，是影響車輛運行安全的關(guān)鍵部件之一。動車組車輪承受車輛與線路間相互作用的全部載荷及沖擊，與鋼軌形成粘著產(chǎn)生牽引力或制動力，輪對滾動使車輛前進。隨著列車速度的提高、軸重的增大，輪對所承受的負荷越來越惡劣，其暴露在疲勞可靠性方面的問題越來越多。為確保鐵路車輛的運行安全，就必須對輪對的安全性、可靠性設(shè)計提出更高的要求。本文基于ANSYS，以CRH1型動車的拖車車輪為研究對象，對輪對的過盈配合以及車輪靜強度進行有限元計算分析，采用UIC510－5標準對車輪結(jié)構(gòu)進行疲勞強度分析評價。

1 輪對技術(shù)設(shè)計說明

CRH1型拖車車輪采用整體軋制車輪，車輪踏面是按照LMA型踏面鏇制的，輪輞厚度為135mm，車輪的公稱直徑為Φ915mm。車輪用R8T牌號鋼制造，其彈性模量E＝206 000N／mm2，泊松比v＝0．29。車軸按照EN 13261NORM標準設(shè)計，材質(zhì)為EA4T。輪對主要技術(shù)參數(shù)見表1。

表1 輪對主要技術(shù)參數(shù)

2 車輪的ANSYS強度分析

2．1 車輪有限元模型的建立

將Solidworks中建好的輪對三維模型導入ANSYS中，對車輪的材料屬性進行設(shè)置，基于車輪的結(jié)構(gòu)特點，采用自動劃分法對車輪進行有限元網(wǎng)格劃分。設(shè)置最小單元尺寸為15mm，得到離散模型的單元數(shù)為155 511，節(jié)點個數(shù)為235 154。離散后的車輪有限元模型見圖1。

圖1 車輪離散模型

2．2 輪軸過盈應(yīng)力分析

輪軸過盈配合接觸問題是非線性接觸問題，輪軸是通過接觸面壓力產(chǎn)生的摩擦力來傳遞扭矩和軸向力的。在ANSYS計算過盈配合接觸時，能得到接觸面之間的壓力。按照CRH1動車組技術(shù)資料和相關(guān)UIC標準，新車輪和磨耗到限車輪的輪軸之間的過盈量分別取0．3mm和0．24mm，在軸向方向上，CRH1動車組拖車車輪輪轂長度為170mm。CRH1動車組拖車輪軸之間的過盈量為0．24mm時的Von Mises應(yīng)力云圖如圖2所示，其最大等效應(yīng)力為192．26MPa。輪軸之間的過盈量為0．3mm時的Von Mises應(yīng)力云圖如圖3所示，其最大等效應(yīng)力為192．39MPa。

圖2 過盈量為0．24mm時Von Mises應(yīng)力云圖

2．3 車輪在直線運行工況下的應(yīng)力分析

軌道對車輪徑向和橫向作用力、不同的輪對壓裝過盈量、高速旋轉(zhuǎn)引起的離心力等均對車輪的應(yīng)力分布有著很大的影響。

圖3 過盈量0．3mm時Von Mises應(yīng)力云圖

2．3．1 車輪接觸斑計算

根據(jù)Hertz接觸理論對輪軌滾動接觸斑進行計算。由式（1）定義兩個常數(shù)A和B，它們是可以表示主曲率平面間夾角的函數(shù)。

其中：Rw為車輪的滾動圓半徑，與車輪的名義半徑有關(guān)；γw為車輪踏面斷面外形半徑；γr為軌頭橫斷面外形半徑。

對于車輪和鋼軌，可以認為兩者的彈性模量E和泊松比v相同。由式（2）定義常數(shù)κ：

κ＝2（1－v2）／（πE）。 （2）………………………

假定輪軌在滾動接觸過程中，其接觸符合Hertz的兩彈性體接觸形狀與尺寸，那么接觸橢圓的長、短半徑按Herzt接觸理論有：

其中：a為橢圓的長半軸；b為橢圓的短半軸；N為輪軌接觸斑法向力；m、n是與A、B有關(guān)的系數(shù)。

先求出β，對應(yīng)不同的β值，m和n可由已知的數(shù)表確定。確定出m和n值后，利用式（3）可以確定出a和b。

根據(jù)輪對的技術(shù)參數(shù)，取Rw＝457．5mm，γw＝380mm，γr＝300mm，N＝88 800N，E＝206 000N／mm2，v＝0．29。由這些數(shù)據(jù)計算得到β＝59．03，m＝1．511，n＝0．709，a＝11．23mm，b＝5．27mm。

2．3．2 車輪受力

車輪在直線上運行受到的力有：輪軌垂向力Fz＝88 800N，輪軌橫向力Fy＝0kN。

2．3．3 約束處理

根據(jù)車輪實際運用情況和受力狀態(tài)，在軸的兩個端面加固定位移約束。

2．3．4 靜強度計算結(jié)果

計算復雜應(yīng)力構(gòu)件時，需求出當量應(yīng)力（Von Mises應(yīng)力），此應(yīng)力不得超過許用應(yīng)力。當量應(yīng)力的計算公式為：

其中：σi為主應(yīng)力（i＝1，2，3），MPa。

通過有限元計算，車輪在直線運行工況下，輪軸之間過盈量為0．24mm時的Von Mises應(yīng)力云圖如圖4所示。過盈量為0．3mm時的Von Mises應(yīng)力云圖如圖5所示。

3 靜強度分析及評定

為使車輪滿足運行強度要求，車輪各關(guān)鍵部位的當量應(yīng)力應(yīng)均低于所選材質(zhì)的許用應(yīng)力。UIC510－5評價標準是：車輪輻板上所有節(jié)點的動應(yīng)力范圍Δσ應(yīng)低于許用應(yīng)力，即：①用加工中心加工的車輪Δσ＜360 MPa；②未用加工中心加工的車輪Δσ＜290MPa；③最大Von Mises應(yīng)力低于車輪材料彈性極限（355 MPa）。

根據(jù)ANSYS分析得：輪軸過盈配合最大Von Mises應(yīng)力為192．39MPa，車輪在直線運行工況下最大Von Mises應(yīng)力為309．39MPa，其最大 Von Mises均小于355MPa，結(jié)構(gòu)強度均滿足要求。

圖4 直線運行工況下過盈量為0．24mm時應(yīng)力云圖

4 結(jié)論

通過ANSYS計算分析表明，CRH1型動車拖車車輪設(shè)計的靜強度滿足運用要求。用有限元方法對車輛車輪的強度分析和評定方法能夠更加合理地反映車輪的實際受力狀況，對提高產(chǎn)品設(shè)計的可靠性有著重要意義。

圖5 直線運行工況下過盈量為0．3mm時應(yīng)力云圖

［1］ 王伯銘．高速動車組總體及轉(zhuǎn)向架［M］．成都：西南交通大學出版社，2008．

［2］ 任尊松．車輛系統(tǒng)動力學［M］．北京：中國鐵道出版社，2007．

［3］ 商躍進．動車組車輛構(gòu)造與設(shè)計［M］．成都：西南交通大學出版社，2010．