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        400 km/h高速列車軸箱體有限元仿真

        2020-09-10 04:26:07戴曉超張英波王澤飛許東日王瑞卓韓光旭
        電焊機(jī) 2020年1期

        戴曉超 張英波 王澤飛 許東日 王瑞卓 韓光旭

        摘要:高速列車用軸箱體主要采用球墨鑄鐵制造,結(jié)構(gòu)較重。針對(duì)400 km/h高速列車的輕量化需求,基于鋁合金材料的成型特性重新設(shè)計(jì)了軸箱體結(jié)構(gòu),并采用CERO 3.0建立了鋁合金軸箱體的三維模型,依據(jù)EN13749-2005標(biāo)準(zhǔn),采用ANSYS Workbench分析了鋁合金軸箱體在超常載荷工況和運(yùn)營(yíng)工況下的應(yīng)力狀態(tài)和疲勞強(qiáng)度。通過(guò)靜強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度分析,驗(yàn)證了鋁合金軸箱體結(jié)構(gòu)的安全可靠性。

        關(guān)鍵詞:軸箱體;鋁合金;靜強(qiáng)度;疲勞強(qiáng)度;Workbench

        中圖分類號(hào):TG457.14 文獻(xiàn)標(biāo)志碼:A 文章編號(hào):1001-2303(2020)01-0097-05

        DOI:10.7512/j.issn.1001-2303.2020.01.18

        0 前言

        隨著列車運(yùn)行速度的提高,機(jī)車車輛對(duì)制動(dòng)系統(tǒng)的要求也越來(lái)越高,高速列車過(guò)重將增加制動(dòng)距離,零件耗損和能源消耗也會(huì)隨之增加,由此可見(jiàn)減輕高速列車質(zhì)量可以更好地控制列車的加速、減速和停車,減少事故的發(fā)生,提高列車運(yùn)行的安全可靠性。目前輕量化的方向主要是采用先進(jìn)結(jié)構(gòu)、先進(jìn)輕量化材料以及先進(jìn)連接工藝。相比而言,輕量化材料的整車減重效果最好。在先進(jìn)輕量化材料的研究和應(yīng)用上,我國(guó)高速列車車體普遍采用鋁合金作為主體材料代替不銹鋼,減重效果非常顯著[1]。然而高速列車除車體外,很多部件采用鋼鐵材料制造,輕量化空間較大。如將高速列車轉(zhuǎn)向架軸箱體由球墨鑄鐵替換為鋁合金,可實(shí)現(xiàn)軸箱體40%以上的減重效果[2]。軸箱體作為轉(zhuǎn)向架的重要承載部件,其強(qiáng)度性能至關(guān)重要,一直是高速列車研究人員關(guān)注的重要問(wèn)題。

        本文以400 km/h高速列車轉(zhuǎn)臂式軸箱為研究對(duì)象,采用CREO 3.0構(gòu)建轉(zhuǎn)向架鋁合金軸箱體的三維模型,利用ANSYS Workbench進(jìn)行軸箱體在超常載荷工況和模擬運(yùn)營(yíng)載荷工況下的靜強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度分析,驗(yàn)證高速400 km/h高速列車鋁合金軸箱體的安全可靠性。

        1 軸箱體幾何模型及有限元模型

        1.1 軸箱體幾何模型

        采用CERO 3.0 構(gòu)建的轉(zhuǎn)向架軸箱體的三維模型如圖1所示,由上箱體、下箱體和端蓋三部分組成[3],如圖2所示。

        軸箱體的上箱體、下箱體和端蓋的制造材料均為7050模鍛件,機(jī)械性能如表1所示。

        1.2 軸箱體有限元模型

        軸箱體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析在ANSYS Workbench 14.0有限元軟件平臺(tái)上進(jìn)行,其結(jié)構(gòu)的有限元模型如圖3所示。

        為了真實(shí)模擬軸箱體之間的配合關(guān)系,在兩個(gè)軸箱間建立了一個(gè)假軸,通過(guò)接觸單元考慮各部件之間的相互影響。軸箱體的有限元網(wǎng)格采用六面體為主的單元進(jìn)行劃分,最終軸箱體有限元模型獲得459 874個(gè)節(jié)點(diǎn)和584 208個(gè)實(shí)體單元。

        1.3 載荷工況及邊界條件

        400 km/h高速列車防脫線軸箱正常運(yùn)營(yíng)條件下靜強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度分析的載荷和載荷工況主要依據(jù)EN 13749-2005《鐵路應(yīng)用-輪對(duì)和轉(zhuǎn)向架規(guī)定轉(zhuǎn)向架-構(gòu)架結(jié)構(gòu)要求的方法》[4]中對(duì)構(gòu)架載荷計(jì)算的規(guī)定來(lái)確定。軸箱體主要承受垂向載荷、橫向載荷、縱向載荷、減震器垂向載荷。軸箱體有限元計(jì)算加載示意如圖4所示。通過(guò)對(duì)軸箱體承受載荷的疊加組合確定了4個(gè)超常載荷工況和12個(gè)模擬運(yùn)營(yíng)載荷工況,如表2、表3所示。

        2 許用應(yīng)力的確定

        2.1 靜強(qiáng)度許用應(yīng)力

        根據(jù)UIC615-1標(biāo)準(zhǔn),軸箱體結(jié)構(gòu)在最大沖擊載荷作用下,其靜強(qiáng)度條件為:

        (1)在拉應(yīng)力區(qū),結(jié)構(gòu)的最大Von_Mises應(yīng)力不大于制造材料的彈性極限,滿足關(guān)系式

        σVon_Mises≤σd0.2(1)

        (2)在壓應(yīng)力區(qū),結(jié)構(gòu)的最大Von_Mises應(yīng)力不大于制造材料的抗壓強(qiáng)度,滿足關(guān)系式

        σVon_Mises≤σd(2)

        另外,軸箱體結(jié)構(gòu)在模擬運(yùn)營(yíng)載荷下最大Von_Mises應(yīng)力不大于制造材料的許用應(yīng)力,滿足關(guān)系式[5]

        σmax=(3)

        2.2 疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力

        (1)試棒的疲勞極限。

        軸箱體制造材料7050模鍛件,對(duì)直徑10.6 mm、45°角R0.25 mm V型缺口試棒,旋轉(zhuǎn)彎曲疲勞試驗(yàn)的1×107循環(huán)時(shí)的疲勞極限強(qiáng)度為115 MPa;對(duì)于直徑10.6 mm光滑試棒,旋轉(zhuǎn)彎曲疲勞試驗(yàn)的1×107循環(huán)時(shí)的疲勞極限為275 MPa。

        (2)結(jié)構(gòu)的 Goodman 疲勞極限圖。

        實(shí)際結(jié)構(gòu)的幾何尺寸與形狀、表面粗糙度和質(zhì)量等級(jí)與光滑試棒存在差異,其結(jié)構(gòu)的疲勞極限與試棒的疲勞極限滿足關(guān)系式[6]

        σ-1S≡εβCL=σ-1KεβCL(4)

        式中 Kf為疲勞缺口系數(shù);CL為載荷類型因子(CL =1.0);ε為尺寸系數(shù)(ε=0.9);β為表面狀態(tài)系數(shù)(β=0.8);σ-1為光滑試棒的疲勞極限;σ-1K為缺口試棒的疲勞極限。

        7050模鍛件制造結(jié)構(gòu)疲勞極限σ-1S=82.8 MPa,其 Haigh 形式的Goodman疲勞曲線如圖5所示。

        3 結(jié)果與分析

        3.1 軸箱靜強(qiáng)度結(jié)果與分析

        表4為軸箱箱體在所有靜強(qiáng)度下的計(jì)算結(jié)果。由表4可知,轉(zhuǎn)向架軸箱體在超常載荷作用下,其最大Von_mises應(yīng)力為186.88 MPa,出現(xiàn)在超常載荷工況2,最大應(yīng)力位置為軸箱轉(zhuǎn)臂右方根部區(qū)域。運(yùn)營(yíng)工況下最大Von_Mises應(yīng)力為128.54 MPa,出現(xiàn)在運(yùn)營(yíng)載荷工況6,最大應(yīng)力位置為軸箱轉(zhuǎn)臂右方根部附近。

        由上述分析可知,軸箱體在超常載荷工況下最大應(yīng)力并未超過(guò)軸箱在超常載荷作用下的許用應(yīng)力421 MPa;在運(yùn)營(yíng)載荷工況下最大應(yīng)力也未超過(guò)軸箱體在運(yùn)營(yíng)工況下的許用應(yīng)力281 MPa。

        因此軸箱體在各個(gè)載荷工況下安全系數(shù)大于1,即標(biāo)準(zhǔn)化動(dòng)車組轉(zhuǎn)向架軸箱體結(jié)構(gòu)靜強(qiáng)度滿足EN13749的要求。圖6和圖7分別為軸箱體在超常工況2和運(yùn)營(yíng)工況6的應(yīng)力云圖。

        3.2 軸箱疲勞強(qiáng)度結(jié)果與分析

        在表3給出的載荷工況下,軸箱體節(jié)點(diǎn)的應(yīng)力幅與許用應(yīng)力幅的比較如圖8 所示。軸箱體安全系數(shù)小于1.4的各節(jié)點(diǎn)的最大/最小應(yīng)力、平均應(yīng)力和應(yīng)力幅如表5所示。

        由圖8、表5的計(jì)算結(jié)果可以看出,軸箱上箱體、下箱體和端蓋應(yīng)力幅值均小于其對(duì)應(yīng)許用應(yīng)力幅,最小安全系數(shù)1.07出現(xiàn)在上箱體靠近轉(zhuǎn)臂定位座的圓弧過(guò)渡區(qū)域。因此,軸箱體上箱體、下箱體和端蓋的疲勞強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求[7]。

        4 結(jié)論

        根據(jù)400 km/h高速列車超常載荷和運(yùn)營(yíng)工況下軸箱體結(jié)構(gòu)靜強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度分析可得到以下結(jié)論:

        (1)靜強(qiáng)度載荷條件下,軸箱體超常工況最大應(yīng)力為186.88 MPa,運(yùn)營(yíng)工況最大應(yīng)力128.54 MPa,均小于材料的許用應(yīng)力。

        (2)根據(jù)Goodman曲線對(duì)軸箱體的疲勞評(píng)定結(jié)果表明,各運(yùn)營(yíng)工況組合下軸箱體疲勞強(qiáng)度具有一定余量,滿足疲勞強(qiáng)度的要求。

        參考文獻(xiàn):

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