雷亞南，黃志輝，戴曉超，孔瑞晨，徐 芳

(1.西南交通大學(xué) 牽引動(dòng)力國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，四川 成都 610031；2.中車長(zhǎng)春軌道客車股份有限公司，吉林 長(zhǎng)春 130062)

某車輛轉(zhuǎn)向架軸重為23 t，其牽引力及制動(dòng)力較大，啟動(dòng)時(shí)單車最大牽引力達(dá)350 kN，在碰撞時(shí)牽引裝置要承受5倍轉(zhuǎn)向架重量的沖擊載荷而最大應(yīng)力不得超過(guò)材料的強(qiáng)度極限。牽引裝置事關(guān)車輛的運(yùn)行安全，有必要對(duì)牽引裝置的強(qiáng)度與可靠性進(jìn)行分析。

1 牽引裝置結(jié)構(gòu)與功能

牽引裝置的主要作用是傳遞車體與轉(zhuǎn)向架間的縱向載荷，能適應(yīng)轉(zhuǎn)向架與車體間3個(gè)方向的相對(duì)旋轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)和轉(zhuǎn)向架與車體間相對(duì)垂向及橫向運(yùn)動(dòng)。牽引裝置主要由牽引座、螺栓、關(guān)節(jié)1、牽引桿、關(guān)節(jié)2等組成(圖1)。牽引座是中心銷橡膠套的安裝座，用于車體中心銷與牽引桿間的縱向載荷傳遞[1]；螺栓用于牽引座與關(guān)節(jié)1的連接，螺栓與牽引座兩端孔、關(guān)節(jié)1的裝配關(guān)系為間隙配合；關(guān)節(jié)1由鋼內(nèi)套1、鋼外套1與彈性圈1硫化而成，可以降低螺栓對(duì)牽引桿的沖擊作用；牽引桿是傳遞車體與轉(zhuǎn)向架間縱向載荷的關(guān)鍵受力桿件；關(guān)節(jié)2由芯軸2、鋼外套2與彈性圈2硫化而成，是實(shí)現(xiàn)中央牽引裝置牽引性能的關(guān)鍵部件之一。

2 牽引裝置強(qiáng)度分析

本文按照UIC 615-1：1994《動(dòng)力單元 轉(zhuǎn)向架和走行部 結(jié)構(gòu)部件的一般規(guī)定》[2]標(biāo)準(zhǔn)來(lái)進(jìn)行強(qiáng)度校核與評(píng)判。

1.牽引座；2.螺栓；3.關(guān)節(jié)1；4.牽引桿；5.關(guān)節(jié)2；6.鋼內(nèi)套1； 7.彈性圈1；8.鋼外套1；9.芯軸2；10.彈性圈2；11.鋼外套2。圖1 牽引裝置結(jié)構(gòu)圖

2.1 牽引裝置有限元模型

牽引裝置用CATIA軟件建立三維模型，然后將實(shí)體模型導(dǎo)入到HyperMesh軟件中，牽引座、關(guān)節(jié)1、牽引桿及關(guān)節(jié)2用SOLID186實(shí)體單元進(jìn)行離散，網(wǎng)格單元尺寸為4 mm×4 mm×4 mm，螺栓采用BEAM188單元模擬。牽引裝置有限元模型如圖2所示，模型單元信息如表1所示。

圖2 牽引裝置有限元模型

表1 牽引裝置有限元模型單元信息

2.2 牽引裝置載荷工況、評(píng)定依據(jù)與邊界條件

2.2.1 牽引裝置載荷工況與評(píng)定依據(jù)

根據(jù)UIC 615-1：1994標(biāo)準(zhǔn)，為牽引裝置強(qiáng)度校核擬定了6種載荷工況，如表2所示。

表2 牽引裝置強(qiáng)度校核工況

在工況1、2的載荷作用下，牽引裝置的最大應(yīng)力值不得超過(guò)材料的疲勞極限；在工況3、4的載荷作用下，牽引裝置的最大應(yīng)力不得超過(guò)材料的屈服極限；在工況5、6的載荷作用下，牽引裝置的最大應(yīng)力不得超過(guò)材料的強(qiáng)度極限[3]。

2.2.2 邊界條件

牽引載荷以面載荷的方式施加在牽引座中心孔表面上，關(guān)節(jié)1與牽引座以梁?jiǎn)卧男问竭B接，固定約束施加在芯軸2的側(cè)表面上。工況1、3、5的載荷施加位置和約束施加位置如圖3(a)所示，工況2、4、6的載荷施加位置和約束施加位置如圖3(b)所示。

圖3 各工況載荷約束和施加位置

2.3 牽引裝置材料屬性

牽引裝置強(qiáng)度計(jì)算所需參數(shù)如表3所示。

表3 牽引裝置強(qiáng)度計(jì)算所需參數(shù)

2.4 牽引裝置強(qiáng)度校核結(jié)果

利用ANSYS軟件作為求解器，計(jì)算牽引裝置在各種工況下的Von Mises應(yīng)力。由于零部件在工況2、4、6載荷作用下的應(yīng)力結(jié)果與工況1、3、5相似，所以本文只列出了工況1、3、5的Von Mises應(yīng)力結(jié)果，如表4所示。

表4 牽引裝置強(qiáng)度校核結(jié)果

由于在工況1、3的載荷作用下各零部件Von Mises應(yīng)力云圖與工況5相似，所以本文只列出了工況5載荷作用下各零部件的Von Mises應(yīng)力云圖，如圖4～圖6所示。

圖4 工況5牽引座應(yīng)力云圖

圖5 工況5牽引桿應(yīng)力云圖

圖6 工況5芯軸2應(yīng)力云圖

綜合6個(gè)工況的強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果可知，牽引裝置在各種工況下均滿足強(qiáng)度要求。

3 牽引裝置結(jié)構(gòu)改進(jìn)與分析

牽引裝置雖滿足了強(qiáng)度要求，但此結(jié)構(gòu)的螺栓與關(guān)節(jié)1的鋼內(nèi)套為間隙配合。由于運(yùn)行時(shí)轉(zhuǎn)向架與車體之間會(huì)產(chǎn)生相互運(yùn)動(dòng)，從而導(dǎo)致?tīng)恳b置的螺栓與關(guān)節(jié)1之間也會(huì)產(chǎn)生相互運(yùn)動(dòng)，即螺栓與鋼內(nèi)套1會(huì)產(chǎn)生錯(cuò)動(dòng)。這種現(xiàn)象會(huì)加快牽引裝置零部件之間的磨損，不利于牽引裝置的穩(wěn)定運(yùn)行。為進(jìn)一步提高車輛的安全性與穩(wěn)定性，需要對(duì)原結(jié)構(gòu)進(jìn)行改進(jìn)，避免出現(xiàn)這種錯(cuò)動(dòng)與磨損情況。

3.1 改進(jìn)后的結(jié)構(gòu)模型

改進(jìn)后的牽引裝置結(jié)構(gòu)如圖7所示。牽引裝置結(jié)構(gòu)主要變化如下：牽引座兩端垂直水平面的4個(gè)孔的方向改為與水平面平行；關(guān)節(jié)1中的鋼內(nèi)套用芯軸1來(lái)代替，即關(guān)節(jié)1的結(jié)構(gòu)與關(guān)節(jié)2相同；而牽引座與芯軸1用2個(gè)螺栓進(jìn)行連接。由于牽引座兩端連接孔與芯軸1連接孔的軸線方向和牽引座所受縱向載荷方向相同，因而避免了螺栓與牽引座、芯軸1的錯(cuò)動(dòng)與磨損，提高了零部件的使用壽命。新結(jié)構(gòu)與舊結(jié)構(gòu)差異較大，雖所用材料不變，但為保證改進(jìn)后牽引裝置安全可靠，還需對(duì)新結(jié)構(gòu)進(jìn)行強(qiáng)度校核。

1.牽引座；2.螺栓；3.芯軸1；4.牽引桿；5.芯軸2。圖7 改進(jìn)后的牽引裝置結(jié)構(gòu)

3.2 改進(jìn)前后結(jié)構(gòu)零部件強(qiáng)度對(duì)比分析

利用ANSYS軟件對(duì)新結(jié)構(gòu)進(jìn)行強(qiáng)度分析，在工況1、3、5載荷作用下，新舊結(jié)構(gòu)的牽引座、牽引桿及芯軸2的Von Mises應(yīng)力對(duì)比圖如圖8所示。

圖8 新舊結(jié)構(gòu)在工況1、3、5載荷作用下的Von Mises應(yīng)力對(duì)比圖

結(jié)果表明：新結(jié)構(gòu)滿足強(qiáng)度要求，并在同一工況下，其牽引座、牽引桿及芯軸2的最大應(yīng)力比原結(jié)構(gòu)小。從總體上看，新結(jié)構(gòu)的安全性與可靠性都優(yōu)于原結(jié)構(gòu)。

4 牽引桿結(jié)構(gòu)改進(jìn)與分析

從強(qiáng)度校核結(jié)果可知，牽引桿的大部分區(qū)域應(yīng)力值小，甚至牽引桿的安全系數(shù)較其他零部件高出2倍以上，安全裕量較大，結(jié)構(gòu)還有改進(jìn)的空間，因而單獨(dú)對(duì)牽引桿進(jìn)行結(jié)構(gòu)改進(jìn)。

4.1 牽引桿強(qiáng)度校核

改進(jìn)前后牽引桿的實(shí)體模型對(duì)比如圖9所示，具體參數(shù)改進(jìn)信息如表5所示。

表5 具體參數(shù)改進(jìn)信息

圖9 改進(jìn)前后牽引桿的實(shí)體模型對(duì)比

根據(jù)牽引桿改進(jìn)后的參數(shù)，在HyperMesh軟件中重新修改了牽引桿有限元模型實(shí)體，并將修改后的整個(gè)牽引裝置有限元模型導(dǎo)入ANSYS軟件中進(jìn)行計(jì)算，得到牽引裝置零部件在各工況下的Von Mises應(yīng)力云圖，如圖10所示。由圖10可知，改進(jìn)后的牽引裝置各零部件的最大應(yīng)力均未超過(guò)相應(yīng)工況下的許用應(yīng)力值，牽引裝置結(jié)構(gòu)滿足強(qiáng)度要求，且牽引桿新結(jié)構(gòu)質(zhì)量比原結(jié)構(gòu)減輕了38%。

圖10 改進(jìn)后的牽引裝置零部件在各工況下的Von Mises應(yīng)力云圖

4.2 牽引桿穩(wěn)定性分析

改進(jìn)后的牽引桿截面尺寸變得較小，當(dāng)牽引桿承受較大的徑向壓力后可能導(dǎo)致失穩(wěn)，所以還需對(duì)牽引桿穩(wěn)定性進(jìn)行分析。

4.2.1 有限元分析

用ANSYS軟件對(duì)牽引桿進(jìn)行線性屈曲分析，載荷與約束施加情況為：牽引載荷以面載荷的方式施加在牽引桿孔1的表面上；牽引桿兩端孔表面的所有自由度分別與孔的中心點(diǎn)耦合，并將孔中心點(diǎn)進(jìn)行鉸支約束[4]，耦合點(diǎn)與約束情況如圖11所示。

圖11 耦合點(diǎn)與約束情況

在進(jìn)行牽引桿線性屈曲分析時(shí)，得到的特征值會(huì)對(duì)所施加的載荷進(jìn)行縮放。為了避免這種情況，一般通過(guò)改變所施加載荷的大小來(lái)調(diào)整線性屈曲的特征值[5]。當(dāng)特征值近似為1時(shí)，可認(rèn)為所施加載荷得到的剛度矩陣不會(huì)被縮放。施加在牽引桿上的載荷與屈曲因子的關(guān)系如圖12所示。

圖12 施加的載荷與屈曲因子的關(guān)系

臨界載荷與屈曲因子之間的關(guān)系為：臨界載荷=屈曲因子×施加載荷。當(dāng)施加載荷為2 095 kN時(shí)，牽引桿的屈曲因子近似為1，則牽引桿的臨界載荷則為2 095 kN。牽引桿在最惡劣工況下所受載荷大小為279.56 kN，滿足屈曲穩(wěn)定性要求。

4.2.2 理論計(jì)算

為再次確保牽引桿受壓時(shí)的穩(wěn)定性，將牽引桿簡(jiǎn)化成圓柱桿件，用歐拉公式計(jì)算其受壓時(shí)的臨界載荷Plj，在兩端鉸支情況下：

式中：E——彈性模量，E=211 GPa；

I——截面慣性矩；

d——截面直徑，d=40 mm；

μ——壓桿長(zhǎng)度因素，μ=1；

l——桿長(zhǎng)，l=400 mm。

通過(guò)理論計(jì)算可得：臨界載荷Plj為408.89 kN，大于牽引桿在最惡劣工況下所受的載荷279.56 kN，牽引桿滿足穩(wěn)定性要求。

5 結(jié)論

(1) 原牽引裝置滿足強(qiáng)度要求，但改進(jìn)后的牽引裝置避免了原牽引裝置的螺栓與關(guān)節(jié)1之間產(chǎn)生錯(cuò)動(dòng)，減少了各零部件之間的磨損，同時(shí)改進(jìn)后結(jié)構(gòu)各零部件的Von Mises應(yīng)力比原結(jié)構(gòu)小。

(2) 改進(jìn)牽引桿的截面參數(shù)后，牽引桿質(zhì)量減輕了38%，雖安全系數(shù)降低，但仍滿足強(qiáng)度及穩(wěn)定性要求。