楊志明，蔣全強(qiáng) ，張艷兵 ，劉瑩

（1.鞍鋼股份有限公司技術(shù)改造部，遼寧 鞍山 114021；2.遼寧科技大學(xué)機(jī)械與自動(dòng)化學(xué)院，遼寧 鞍山114051）

搖枕是連接車輛車體和轉(zhuǎn)向架的連接裝置，是轉(zhuǎn)向架的重要組成部分［1］。搖枕運(yùn)行時(shí)的工況比較惡劣，在運(yùn)行過(guò)程中容易出現(xiàn)裂紋甚至斷裂，進(jìn)而造成較大危險(xiǎn)及損失［2］。相關(guān)數(shù)據(jù)顯示，搖枕是轉(zhuǎn)向架中可靠性最差的零部件［3-4］。隨著重載鐵水車的發(fā)展，保證搖枕的安全至關(guān)重要，故對(duì)搖枕強(qiáng)度進(jìn)行研究具有重要意義。

本文以彈簧元的形式考慮了搖枕兩側(cè)彈簧的支撐作用，在此基礎(chǔ)上建立了搖枕的三維有限元模型，對(duì)其進(jìn)行了應(yīng)力分析。結(jié)合應(yīng)力分析結(jié)果，對(duì)搖枕局部進(jìn)行了結(jié)構(gòu)改進(jìn)，通過(guò)對(duì)改進(jìn)前后的應(yīng)力分布結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，證明改進(jìn)效果比較明顯。

1 搖枕應(yīng)力場(chǎng)的有限元分析

搖枕應(yīng)力場(chǎng)有限元分析分為模型建立和邊界條件處理等幾個(gè)步驟。

1.1 實(shí)體模型的建立

根據(jù)實(shí)際尺寸，利用Solidworks軟件，建立了搖枕的三維模型，如圖1所示。

1.2 材料屬性和彈簧剛度的確定

1.2.1 材料屬性

搖枕主體材料選擇為鑄造碳鋼，相關(guān)參數(shù)［5］如表1所示。

表1 材料參數(shù)

1.2.2 彈簧的剛度計(jì)算

根據(jù)彈簧剛度計(jì)算公式［6］：

式中，kF為彈簧剛度，N/mm；G 為切變模量，MPa；d為彈簧絲直徑，mm；D為彈簧中徑，mm；n為彈簧的有效圈數(shù)。

搖枕兩側(cè)實(shí)際彈簧布置為：共計(jì)24根彈簧，12個(gè)彈簧安置點(diǎn)，每個(gè)安置點(diǎn)各有兩根彈簧，以并聯(lián)方式安置。根據(jù)并聯(lián)彈簧剛度計(jì)算原則，將兩根彈簧剛度疊加等效為一根彈簧。經(jīng)計(jì)算，彈簧剛度取值為kF=1 000 N/mm。

1.3 分析模型的建立

根據(jù)搖枕模型具有對(duì)稱性，以及考慮其最大受力為受垂向載荷作用［7］，垂向載荷在搖枕上具有對(duì)稱性，為了簡(jiǎn)化計(jì)算，取搖枕的二分之一模型進(jìn)行計(jì)算。并根據(jù)實(shí)際受力情況，對(duì)搖枕的局部進(jìn)行了簡(jiǎn)化，簡(jiǎn)化后的分析模型如圖2所示。有限元模型采用Solid45實(shí)體單元和COMBIN14彈簧—阻尼單元聯(lián)合使用，共計(jì)建立6個(gè)彈簧單元。網(wǎng)格劃分采用自由網(wǎng)格劃分，控制單元的邊長(zhǎng)為0.015 m，共計(jì)劃分單元155 070個(gè)單元。

1.4 載荷施加

根據(jù)相關(guān)文獻(xiàn)及資料顯示，搖枕最大應(yīng)力是在受垂向載荷作用時(shí)發(fā)生的［7］，故本文對(duì)搖枕的受力情況進(jìn)行分析時(shí)，只考慮其受垂向載荷。

垂向載荷工況：搖枕兩端通過(guò)彈簧支撐，彈簧下端施加全約束；垂直方向作用力F按實(shí)際的受力狀態(tài)將其以面載荷P的形式均勻的作用在心盤安裝面上，其中F值為一個(gè)轉(zhuǎn)向架承受的垂向靜載荷，其值等于轉(zhuǎn)向架軸重與軸數(shù)的乘積減去轉(zhuǎn)向架的自重［8］，并在其對(duì)稱面施加對(duì)稱載荷。

式中，F(xiàn)為一個(gè)轉(zhuǎn)向架承受的總載荷，N；G為軸重，t，G=55.63 t；H 為一個(gè)轉(zhuǎn)向架重量，t，H=6.8535 t；g為重力加速度。

經(jīng)計(jì)算可得：

根據(jù)公式：

式中，P為加在心盤上的壓力值，MPa；S為心盤面積。

1.5 結(jié)果分析

通過(guò)ANSYS軟件，對(duì)搖枕二分之一模型進(jìn)行了靜力分析，其應(yīng)力分布如圖3所示。

從圖3看出，搖枕的最大應(yīng)力為199 MPa，小于其屈服極限248 MPa。搖枕的最大應(yīng)力出現(xiàn)在心盤座與搖枕交界處附近，且此處存在較大應(yīng)力突變。為了更好的觀察搖枕受力情況，做路徑圖，路徑應(yīng)力曲線如圖4所示。

圖4顯示，在心盤座與搖枕交界處附近，應(yīng)力發(fā)生了較大的突變，突變幅值在80 MPa左右，這種受力狀態(tài)很容易引起此處發(fā)生疲勞損壞，造成較大的危險(xiǎn)及損失，故需對(duì)此處進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)，降低其應(yīng)力值及應(yīng)力突變。

2 結(jié)構(gòu)改進(jìn)

針對(duì)心盤座與搖枕交界處出現(xiàn)的較大應(yīng)力突變現(xiàn)象，對(duì)其進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)，在此處增加半徑為25 mm的圓倒角，結(jié)構(gòu)改進(jìn)后的模型如圖5所示。通過(guò)ANSYS軟件對(duì)改進(jìn)后的模型進(jìn)行應(yīng)力計(jì)算，其應(yīng)力如圖6所示。

從圖6可以看出，改進(jìn)后模型最大應(yīng)力值為170 MPa，比原模型應(yīng)力值199 MPa降低14.6%。最大應(yīng)力值出現(xiàn)在漏沙口附近。為了更好的觀察搖枕受力情況，選取與圖3相同的路徑，做路徑圖曲線如圖7所示。

從圖7可以看出，改進(jìn)后心盤座與搖枕交界處的應(yīng)力突變幅度較原模型明顯減少，突變幅值約為40 MPa，且突變處最大應(yīng)力值減小為144 MPa，較原模型突變處最大應(yīng)力值165 MPa降低了12.7%。證明改進(jìn)是有效的。改進(jìn)后的模型已應(yīng)用于實(shí)際工作中，應(yīng)用效果良好。

3 結(jié)語(yǔ)

（1）搖枕靜力強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果表明，其應(yīng)力分布在1～199 MPa，小于材料的屈服極限248 MPa。通過(guò)路徑圖發(fā)現(xiàn)，心盤座與搖枕交界處應(yīng)力突變幅值為80 MPa，易引起材料疲勞損壞。

（2）對(duì)搖枕進(jìn)行了結(jié)構(gòu)改進(jìn)，在心盤座與搖枕交界處增加半徑為25 mm的圓倒角，并用ANSYS軟件對(duì)改進(jìn)后的模型進(jìn)行了應(yīng)力計(jì)算。通過(guò)計(jì)算發(fā)現(xiàn)，改進(jìn)后的模型應(yīng)力分布為1～170 MPa，較原模型降低了14.6%；改進(jìn)后的模型突變幅值由原來(lái)80 MPa降為40 MPa，較原模型降低50%，證明改進(jìn)是有效的。

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［2］王丹丹，謝基龍，王斌杰.基于實(shí)測(cè)載荷譜的轉(zhuǎn)K6轉(zhuǎn)向架搖枕的疲勞壽命仿真分析［J］.鐵道機(jī)車車輛，2008（2）:23-25.

［3］ 施治才，侯衛(wèi)星.貨車轉(zhuǎn)向架疲勞強(qiáng)度規(guī)范［M］.青島:鐵道部四方車輛研究所，1989.

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