王 鑫，吳智強(qiáng)，吳紹利，毛昆朋

(中國(guó)鐵道科學(xué)院 金屬及化學(xué)研究所，北京100081)

轉(zhuǎn)向架軸箱橡膠節(jié)點(diǎn)傳統(tǒng)設(shè)計(jì)是先出試驗(yàn)樣品，然后進(jìn)行樣品剛度試驗(yàn)，根據(jù)樣品測(cè)試結(jié)果對(duì)產(chǎn)品設(shè)計(jì)進(jìn)行修改，最后進(jìn)行疲勞測(cè)試，直到滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求［1］。該過(guò)程耗時(shí)長(zhǎng)，且裝車(chē)使用易出現(xiàn)早期疲勞失效問(wèn)題。主要原因是車(chē)輛在實(shí)際運(yùn)行中，轉(zhuǎn)向架軸箱橡膠節(jié)點(diǎn)既受橫向載荷、縱向載荷和扭轉(zhuǎn)載荷的作用，同時(shí)還要承受車(chē)輛的垂直載荷作用，由于受力情況復(fù)雜，橡膠節(jié)點(diǎn)很難達(dá)到設(shè)計(jì)要求的使用壽命［2］。圖1是某型號(hào)機(jī)車(chē)軸箱橡膠節(jié)點(diǎn)在接近使用壽命一半時(shí)失效的圖片。

圖1 機(jī)車(chē)軸箱橡膠節(jié)點(diǎn)失效的照片

有限元分析目前被廣泛應(yīng)用于結(jié)構(gòu)計(jì)算，但通過(guò)非線(xiàn)性有限元分析對(duì)轉(zhuǎn)向架軸箱橡膠節(jié)點(diǎn)進(jìn)行分析設(shè)計(jì)卻鮮有報(bào)道。這可能是因?yàn)橄鹉z彈性元件是力學(xué)行為十分復(fù)雜的黏彈性體［3］。本文通過(guò)構(gòu)建橡膠節(jié)點(diǎn)模型，并利用非線(xiàn)性有限元分析對(duì)轉(zhuǎn)向架軸箱橡膠節(jié)點(diǎn)進(jìn)行改進(jìn)設(shè)計(jì)，使預(yù)期疲勞壽命比原結(jié)構(gòu)大幅提高，實(shí)際裝車(chē)使用達(dá)到設(shè)計(jì)要求。

1 橡膠節(jié)點(diǎn)有限元分析

1.1 計(jì)算公式

橡膠的疲勞破壞參數(shù)可以用最大Green－Lagrange應(yīng)變來(lái)表示，因?yàn)閼?yīng)變?cè)谙鹉z試驗(yàn)中很容易測(cè)得的，所以最大Green－Lagrange應(yīng)變作為疲勞破壞參數(shù)更能吻合橡膠元件的疲勞壽命。本文最大Green－Lagrange應(yīng)變通過(guò)非線(xiàn)性有限元分析仿真得到。

根據(jù)研究結(jié)果［4］，Green－Lagrange應(yīng)變的計(jì)算公式為:

式中，εGL為 Green －Lagrange應(yīng)變;ε11為主應(yīng)變。

最大Green－Lagrange應(yīng)變作為疲勞破壞參數(shù)的疲勞壽命計(jì)算公式為:

式中，εGLmax為最大Green－Lagrange應(yīng)變;Nf為疲勞壽命。

1.2 橡膠節(jié)點(diǎn)有限元模型

橡膠類(lèi)不可壓縮材料在數(shù)值模擬時(shí)容易引起一些困難，比如體積鎖死、求解不精確等，有時(shí)甚至容易發(fā)生計(jì)算不收斂情況。在該有限元分析時(shí)，對(duì)彈性體的分析，選擇了特殊的“F－BAR”單元，建立一個(gè)六面體網(wǎng)格的拓?fù)浣Y(jié)構(gòu)，這是一個(gè)8節(jié)點(diǎn)的三維一階等參單元。模型尺寸數(shù)據(jù)通過(guò)對(duì)同一轉(zhuǎn)向架軸箱橡膠節(jié)點(diǎn)橫截面測(cè)量而得。

橡膠節(jié)點(diǎn)由外鋼套和橡膠襯套組成，當(dāng)節(jié)點(diǎn)受壓時(shí)，較大的形變和局部的高應(yīng)力，使彈性層擠滿(mǎn)了外鋼套縫隙，導(dǎo)致模型不可預(yù)知，意味著節(jié)點(diǎn)模型很復(fù)雜，因此，我們用兩個(gè)不同的節(jié)點(diǎn)模型來(lái)實(shí)施分析。

節(jié)點(diǎn)模型Ⅰ含有外鋼套和鋼套間的縫隙，見(jiàn)圖2。當(dāng)對(duì)節(jié)點(diǎn)模型施加預(yù)壓載荷時(shí)，橡膠襯套的網(wǎng)格密度出現(xiàn)收斂問(wèn)題，同時(shí)在靠近縫隙的橡膠位置出現(xiàn)了更大的應(yīng)變。由于沒(méi)有更為詳細(xì)的子模型或合適的劃分網(wǎng)絡(luò)方法，縫隙處橡膠的應(yīng)變很難精確預(yù)測(cè)，所以我們又建立了沒(méi)有外鋼套的節(jié)點(diǎn)模型Ⅱ，見(jiàn)圖3。

圖2 節(jié)點(diǎn)模型Ⅰ

圖3 節(jié)點(diǎn)模型Ⅱ

節(jié)點(diǎn)模型Ⅱ不含外鋼套，同時(shí)所有關(guān)于外鋼套的邊界條件應(yīng)用到橡膠襯套外表面，模型Ⅰ和模型Ⅱ的橡膠襯套網(wǎng)格密度一樣。

有限元分析中所有的應(yīng)變和剛度是通過(guò)節(jié)點(diǎn)模型Ⅱ得到的，這是由于其在大形變載荷下具有優(yōu)越的數(shù)據(jù)收斂穩(wěn)定性。節(jié)點(diǎn)模型Ⅰ僅是為了得到不同預(yù)壓載荷時(shí)相應(yīng)的壓縮位移量。

1.3 載荷和邊界條件

在節(jié)點(diǎn)模型承受4種主要載荷中，其中預(yù)壓、偏載和扭向是通過(guò)位移來(lái)控制的，而徑向是通過(guò)力控制。為了簡(jiǎn)化運(yùn)用這些復(fù)合載荷，徑向力轉(zhuǎn)化成相應(yīng)的位移，具體方法是通過(guò)對(duì)軸芯施加75 kN的徑向壓力來(lái)觀察徑向位移情況。

每一次分析的加載和邊界條件都經(jīng)歷3個(gè)階段，第1階段，限制軸芯的三維，并對(duì)橡膠節(jié)點(diǎn)進(jìn)行預(yù)壓，在節(jié)點(diǎn)模型Ⅰ中，預(yù)壓施加在外鋼套上，作用力轉(zhuǎn)化為徑向位移表現(xiàn)在節(jié)點(diǎn)模型Ⅰ中橡膠襯套外層節(jié)點(diǎn)上。保持上述預(yù)壓，進(jìn)行第2、第3階段的分析。在第2階段，限制軸芯的X和Z軸，對(duì)軸芯的Y軸進(jìn)行徑向等效力的位移載荷。在第3階段，保持第2階段的徑向等效力的位移載荷，對(duì)軸芯進(jìn)行偏載或扭向位移載荷，當(dāng)施加偏載位移載荷時(shí)，限制軸芯的Z軸，當(dāng)施加扭向位移載荷時(shí)，限制軸芯的X軸。如圖4和圖5。

圖4 橡膠節(jié)點(diǎn)在預(yù)壓、徑向、偏載和扭向的正交視圖

圖5 橡膠襯套在預(yù)壓、徑向、偏載和扭向的正交視圖

1.4 材料

橡膠節(jié)點(diǎn)外鋼套為EN25號(hào)高強(qiáng)度鋼，材料為鎳—鉻化鉬合金高。在有限元分析中，我們將外鋼套視為剛體，以保證在任何載荷下沒(méi)有局部形變，確保分析中的形變均為橡膠襯套形變。

橡膠襯套采用硬度為55的天然膠。在有限元分析中，我們選擇了較為接近的硬度為57的天然膠。

1.5 載荷工況

(1)建立原橡膠節(jié)點(diǎn)的有限元模型，進(jìn)行極限75 kN和標(biāo)準(zhǔn)38 kN的疲勞復(fù)合加載:

a預(yù)壓:1.5 mm，徑向載荷75 kN，偏載載荷3°;

b預(yù)壓:1.5 mm，徑向載荷75 kN，扭向載荷6°;

c預(yù)壓:1.5 mm，徑向載荷38 kN，偏載載荷1°;

d預(yù)壓:1.5 mm，徑向載荷38 kN，扭向載荷3°。

(2)將原橡膠節(jié)點(diǎn)的預(yù)壓量減小到1.0 mm，該工況可通過(guò)改變橡膠節(jié)點(diǎn)安裝公差實(shí)現(xiàn)，進(jìn)行極限75 kN和標(biāo)準(zhǔn)38 kN的疲勞復(fù)合加載:

a預(yù)壓:1.0 mm，徑向載荷75 kN，偏載載荷3°;

b預(yù)壓:1.0 mm，徑向載荷75 kN，扭向載荷6°;

c預(yù)壓:1.0 mm，徑向載荷38 kN，偏載載荷1°;

d預(yù)壓:1.0 mm，徑向載荷38 kN，扭向載荷3°。

(3)將改進(jìn)后的橡膠節(jié)點(diǎn)，在預(yù)壓量為1.0 mm下，進(jìn)行極限75 kN和標(biāo)準(zhǔn)38 kN的疲勞復(fù)合加載:

a預(yù)壓:1.0 mm，徑向載荷75 kN，軸向載荷3°;

b預(yù)壓:1.0 mm，徑向載荷75 kN，扭向載荷6°;

c預(yù)壓:1.0 mm，徑向載荷38 kN，軸向載荷1°;

d預(yù)壓:1.0 mm，徑向載荷38 kN，扭向載荷3°。

2 結(jié)果與討論

圖6是在任意載荷條件下，最大應(yīng)變?cè)谙鹉z襯套的分布。由于徑向載荷向下，圖中A－A＇位置是橡膠的臨界應(yīng)變區(qū)，分析中橡膠最大應(yīng)變?nèi)∽赃@一區(qū)域。

圖6 橡膠襯套在載荷條件下的最大應(yīng)變

2.1 原橡膠節(jié)點(diǎn)疲勞破壞參數(shù)

圖7是原橡膠節(jié)點(diǎn)在工況1載荷下的最大應(yīng)變圖。從圖中可以看出，當(dāng)預(yù)壓1.5 mm時(shí)，橡膠襯套產(chǎn)生巨大形變，以致溢出了橡膠襯套兩露出端。當(dāng)增加75 kN徑向載荷時(shí)，橡膠襯套最大應(yīng)變?cè)龃?。?dāng)繼續(xù)增加3°的偏載載荷時(shí)，橡膠襯套最大機(jī)械應(yīng)變達(dá)到最大值148%，而當(dāng)改為增加6°的扭向載荷時(shí)，其緩解了橡膠襯套應(yīng)變，橡膠襯套最大應(yīng)變降低到122%。

表1是通過(guò)試驗(yàn)載荷所得的最大Green－Lagrange應(yīng)變算出疲勞破壞參數(shù)，包括了預(yù)壓1.5 mm和預(yù)壓1.0 mm的所有工況條件，可以看出預(yù)壓量直接影響到橡膠節(jié)點(diǎn)的疲勞壽命，但通過(guò)減少預(yù)壓縮量所達(dá)到的疲勞壽命仍然難以滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求，需要對(duì)橡膠節(jié)點(diǎn)進(jìn)行改進(jìn)。

圖7 橡膠襯套在工況1下的最大應(yīng)變圖

表1 橡膠節(jié)點(diǎn)工況載荷的疲勞破壞參數(shù)

2.2 改進(jìn)橡膠節(jié)點(diǎn)疲勞破壞參數(shù)

考慮到原橡膠節(jié)點(diǎn)結(jié)構(gòu)在預(yù)壓載荷下，橡膠襯套從兩露出端溢出，造成形變過(guò)大，材料應(yīng)變高，應(yīng)力集中。新橡膠節(jié)點(diǎn)結(jié)構(gòu)擴(kuò)大了外鋼套端部空間，使其呈“喇叭狀”以減小橡膠襯套在端部的擠出，降低形變。圖8是新舊橡膠節(jié)點(diǎn)在設(shè)定預(yù)壓載荷下的橡膠襯套的形變和應(yīng)變對(duì)比圖，從圖中可以看出，新橡膠節(jié)點(diǎn)在1.0 mm預(yù)壓條件下，橡膠襯套擠出量減少，有效降低載荷對(duì)橡膠襯套的形變和應(yīng)變，改進(jìn)后的橡膠節(jié)點(diǎn)在1.0 mm預(yù)壓條件下，最大機(jī)械應(yīng)變僅有70%。

對(duì)新橡膠節(jié)點(diǎn)在工況下進(jìn)行有限元分析，如圖9。從圖中可以看出，在橡膠襯套A－A＇位置增加75 kN徑向載荷后，橡膠襯套的最大機(jī)械應(yīng)變僅為85.2%，分別增加3°偏載載荷或6°扭向載荷時(shí)，橡膠襯套的最大機(jī)械應(yīng)變也未超過(guò)87%。

圖8 新舊橡膠節(jié)點(diǎn)在工況載荷下形變和應(yīng)變對(duì)比圖

表2是新橡膠節(jié)點(diǎn)通過(guò)試驗(yàn)載荷所得的最大Green－Lagrange應(yīng)變算出疲勞破壞參數(shù)，可以看出改進(jìn)后的橡膠節(jié)點(diǎn)在標(biāo)準(zhǔn)工況下疲勞壽命已超過(guò)設(shè)計(jì)要求，即使在極端工況下，改進(jìn)后的橡膠節(jié)點(diǎn)的疲勞壽命也接近設(shè)計(jì)要求，同時(shí)有限元分析得出新橡膠節(jié)點(diǎn)剛度等也滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。

表2 新橡膠節(jié)點(diǎn)工況載荷的疲勞破壞參數(shù)

圖9 橡膠襯套在工況3下的最大應(yīng)變圖

3 結(jié)論

(1)建立了完整的轉(zhuǎn)向架橡膠節(jié)點(diǎn)模型，并利用模型通過(guò)有限元分析預(yù)測(cè)轉(zhuǎn)向架橡膠節(jié)點(diǎn)疲勞壽命。

(2)利用有限元分析轉(zhuǎn)向架橡膠節(jié)點(diǎn)疲勞壽命短的原因，并通過(guò)減小預(yù)壓增加疲勞壽命，但沒(méi)達(dá)到期望值。

(3)根據(jù)非線(xiàn)性有限元分析結(jié)果，擴(kuò)大橡膠節(jié)點(diǎn)端部空間，通過(guò)對(duì)外鋼套邊緣的改進(jìn)，使新的轉(zhuǎn)向架橡膠節(jié)點(diǎn)疲勞壽命達(dá)到設(shè)計(jì)要求，實(shí)際裝車(chē)運(yùn)營(yíng)40多萬(wàn)公里未見(jiàn)異常，大大提高了轉(zhuǎn)向架橡膠節(jié)點(diǎn)的使用壽命。

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