王 坤，張德剛，趙國輝，馬小東，劉志偉，王忠平

（1 中車青島四方機(jī)車車輛股份有限公司，山東青島 266111；2 西南交通大學(xué) 牽引動力國家重點實驗室，成都 610031）

軸箱是高速動車組關(guān)鍵部件之一，該處承受較為復(fù)雜的載荷，起到傳遞垂向力、橫向力、縱向力的作用；同時將構(gòu)架與輪對聯(lián)系起來，使得輪對的滾動運(yùn)動轉(zhuǎn)化為列車的平動運(yùn)動。分體式軸箱體是由螺栓將上下軸箱體連接成型，與一體式軸箱體在制造工藝上存在一定的差異。隨著分體式軸箱在高速動車組上的廣泛使用和列車運(yùn)行速度的提高，軸箱在全壽命周期服役過程中承載條件變得更加復(fù)雜，為保障列車安全運(yùn)行，對高速動車組軸箱體和軸箱體螺栓連接件進(jìn)行強(qiáng)度分析具有重要意義。

國內(nèi)學(xué)者肖守訥基于EN 13749標(biāo)準(zhǔn)確定了機(jī)車軸箱體的載荷情況，并根據(jù)軸箱體的實際承載情況進(jìn)行了多種工況組合，然后對機(jī)車一體式軸箱體進(jìn)行靜強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度分析［1］；賈璐對于高速動車組一系垂向減振器處出現(xiàn)200g垂向加速度，導(dǎo)致軸箱體垂向載荷增大，因此對高速動車組一體式軸箱體進(jìn)行了靜強(qiáng)度、疲勞強(qiáng)度和模態(tài)分析［2］；周新鵬等人基于UIC-615標(biāo)準(zhǔn)對高速動車組用分體式軸箱體進(jìn)行了靜強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度分析［3］。

目前國內(nèi)也有眾多的學(xué)者對鐵道車輛一體式軸箱體進(jìn)行研究，由于分體式軸箱體結(jié)構(gòu)中存在螺栓連接形式，軸箱體處承受復(fù)雜的載荷，應(yīng)當(dāng)對分體式軸箱體處螺栓強(qiáng)度進(jìn)行分析，但是往往忽視了分體式軸箱體連接螺栓的分析；同時目前軸箱體的疲勞強(qiáng)度采用傳統(tǒng)的無限壽命設(shè)計方法進(jìn)行校核，但是該方法對于高速度、激勵復(fù)雜的高速動車組軸箱體疲勞強(qiáng)度評定是偏于安全的；因此高速動車組分體式軸箱體的強(qiáng)度分析還是存在一定程度上的局限性。

文中以某新研發(fā)高速動車組分體式軸箱體為研究對象，建立分體式軸箱體有限元模型，對分體式軸箱體和軸箱體螺栓連接件進(jìn)行靜強(qiáng)度分析；同時建立高速動車組多剛體動力學(xué)模型，提取分體式軸箱體載荷譜對其進(jìn)行疲勞壽命預(yù)測。

1 軸箱體設(shè)計及承載分析

1.1 軸箱體設(shè)計及選材

文中分析的高速動車組分體式軸箱體由上下2部分組成，通過螺栓連接成型，其分體式軸箱體如圖1所示。

圖1 某高速動車組分體式軸箱體

根據(jù)實際使用和制造情況，該軸箱采用機(jī)加工性能、綜合性能和鑄造性能較好的C級鋼［4］，螺栓連接件材料選用高強(qiáng)度鋼，其材料參數(shù)見表1。

表1 軸箱體及螺栓材料參數(shù)

根據(jù)該列車的設(shè)計方案得到該高速列車的相關(guān)設(shè)計參數(shù)，見表2。

表2 高速動車組車輛參數(shù)

1.2 軸箱體承載分析

根據(jù)BS EN 13749-2011《鐵路應(yīng)用轉(zhuǎn)向架構(gòu)架結(jié)構(gòu)要求的規(guī)定方法》［4］和UIC 615-4-2005《動力元件轉(zhuǎn)向架和走行部轉(zhuǎn)向架構(gòu)架結(jié)構(gòu)強(qiáng)度測試》［5］分析并確定單個軸箱體所承受如下幾種超常載荷：

（1）垂向載荷

式中：M v為機(jī)車車輛的總質(zhì)量；nb為每輛車轉(zhuǎn)向架數(shù)量；na單個轉(zhuǎn)向架輪對數(shù)量；mt為一系彈簧下質(zhì)量。若列車運(yùn)行工況比較惡劣可以將系數(shù)1.4增大至2。

按照高速動車組最大軸重計算超常載荷，按照最大軸重17 t，作用在一個軸箱上的最大載荷為126.89 kN，作用在一系垂向減振器安裝座上的垂向載荷為20 kN。

（2）橫向載荷

式中：F ytmin為10 kN。

同樣按照最大軸重計算得到作用在單個軸箱上的最大橫向載荷為32.76 kN。

（3）縱向載荷。

縱向載荷是由于簧下質(zhì)量引起的慣性沖擊力。按照滿軸重條件下，出現(xiàn)緊急制動時（輪軌間摩擦系數(shù)設(shè)置為0.3），作用在軸箱上的最大縱向載荷為47.92 kN。

2 軸箱體靜強(qiáng)度分析

2.1 軸箱體有限元模型及邊界條件

基于《機(jī)械產(chǎn)品結(jié)構(gòu)有限元力學(xué)分析通用準(zhǔn)則》［6］采用HyperMesh軟件對軸箱體進(jìn)行網(wǎng)格離散。軸箱體采用一階六面體單元Solid-185進(jìn)行離散，單元總數(shù)為91 049。轉(zhuǎn)臂定位處的橫向和縱向剛度采用彈簧單元Combin14模擬，螺栓連接采用梁單元Beam188模擬，在軸箱端蓋與軸箱體連接處和軸箱體（上）與軸箱體（下）連接處建立接觸對，為了便于對螺栓強(qiáng)度校核結(jié)果的分析對軸箱體螺栓進(jìn)行編號。軸箱體有限元模型如圖2（a）所示，軸箱體螺栓編號如圖2（b）所示。

圖2 軸箱體有限元模型

邊界條件：①一系彈簧安裝座和垂向止檔處，通過節(jié)點力的形式施加垂向載荷。②垂向減振器安裝座處，通過節(jié)點力形式施加垂向載荷。③軸箱軸承安裝座處施加彈簧約束和固定約束。④轉(zhuǎn)臂定位處施加彈簧剛度約束，通過節(jié)點力形式施加橫向和縱向載荷。

2.2 軸箱體靜強(qiáng)度分析工況組合

根據(jù)EN 13749標(biāo)準(zhǔn)中規(guī)定的不同載荷的組合原則以及列車運(yùn)行實際承載情況，對用于進(jìn)行軸箱體靜強(qiáng)度分析的超常載荷進(jìn)行組合，組合后得到以下4種用于靜強(qiáng)度分析的超常載荷工況。具體的軸箱體靜強(qiáng)度分析載荷工況（超常載荷工況）見表3。

表3 軸箱體靜強(qiáng)度分析載荷工況（超常載荷工況）單位：k N

2.3 軸箱體靜強(qiáng)度結(jié)果分析

2.3.1軸箱體靜強(qiáng)度結(jié)果

將建立的軸箱體有限元分析模型導(dǎo)入到Ansys軟件中經(jīng)過長時間的迭代計算得到計算結(jié)果。4種靜強(qiáng)度分析工況下軸箱體最大等效應(yīng)力及發(fā)生位置見表4。

表4 軸箱體最大等效應(yīng)力及發(fā)生位置

根據(jù)表4可以得到：軸箱體的最小安全系數(shù)為2.15，軸箱體的危險位置發(fā)生在軸箱體（上）轉(zhuǎn)臂與軸箱軸承安裝孔處的過渡部分、垂向減振器安裝座與軸箱體連接處，具體的軸箱體等效應(yīng)力云圖如圖3所示。

圖3 軸箱體靜強(qiáng)度分析等效應(yīng)力云圖

根據(jù)表4和圖3分析得：軸箱體在所有靜強(qiáng)度分析工況下等效應(yīng)力均小于材料的屈服強(qiáng)度，并且安全系數(shù)大于2，則該高速動車組軸箱體靜強(qiáng)度較好地滿足設(shè)計要求。

2.3.2軸箱體螺栓靜強(qiáng)度校核

根據(jù)VDI 2230-2003高強(qiáng)度螺栓計算準(zhǔn)則［7］中提供了螺栓工作應(yīng)力計算公式，螺栓工作應(yīng)力計算為式（4）：

式中：σreb，B為螺栓工作應(yīng)力；σzmax為螺栓最大軸向應(yīng)力；kτ為減少系數(shù)，推薦值為0.5；τmax為螺栓最大剪切應(yīng)力。

若螺栓在極限載荷作用下，能夠滿足式（5）要求，則螺栓靜強(qiáng)度滿足設(shè)計要求。

式中：[σ]為材料屈服強(qiáng)度。

提取計算后4個工況下軸箱體螺栓的軸力和剪力，由于工況和螺栓數(shù)目較多，只列舉工況1下軸箱體軸箱端蓋螺栓和軸箱體連接螺栓的軸力和剪力情況，提取整理后的工況1作用下的螺栓軸力與剪力見表5。

表5 工況1下軸箱體螺栓軸力與剪力 單位：N

根據(jù)表4分析可得：軸箱體螺栓在上述4個工況中主要承受軸向拉壓載荷，承受的剪切載荷較小，則可以間接得到軸箱體螺栓在列車運(yùn)行過程中所承受軸向拉壓載荷較為嚴(yán)重。

該高速動車組軸箱體連接螺栓以及軸箱端蓋連接螺栓主要參數(shù)見表6。

表6 軸箱體螺栓參數(shù)

根據(jù)軸箱體螺栓參數(shù)和提取的軸箱體靜強(qiáng)度分析4個工況下螺栓軸力和剪力數(shù)據(jù)，將其帶入式（4）中計算得到軸箱體螺栓工作應(yīng)力，然后根據(jù)式（5）判斷螺栓靜強(qiáng)度是否滿足設(shè)計要求，則軸箱體螺栓靜強(qiáng)度分析結(jié)果見表7。

表7 軸箱體螺栓靜強(qiáng)度分析結(jié)果

通過表7可以看出，無論哪個工況下軸箱體螺栓在極限載荷作用下的工作應(yīng)力均小于螺栓材料的屈服強(qiáng)度。螺栓最大工作應(yīng)力發(fā)生在工況4時軸箱端蓋連接處8號螺栓上，其最大工作應(yīng)力為530.54 MPa，安全系數(shù)為1.21，軸箱體所有工況下螺栓的靜強(qiáng)度安全系數(shù)均在1.2以上，則軸箱體連接螺栓和軸箱端蓋連接螺栓靜強(qiáng)度滿足設(shè)計要求。

3 軸箱體疲勞壽命預(yù)測

3.1 高速動車組動力學(xué)模型

為了更加準(zhǔn)確、便捷地提取高速動車組軸箱處的動態(tài)載荷譜，采用Simpack軟件建立高速動車組多剛體動力學(xué)模型，模型中包含一二系懸掛、輪對、軸箱、構(gòu)架、車體等部件，軌道激勵采用實測軌道譜，列車運(yùn)行速度為350 km/h。建立高速動車組動力學(xué)模型如圖4所示。

圖4 高速動車組動力學(xué)模型

3.2 軸箱體疲勞壽命分析載荷譜

通過建立的高速動車組動力學(xué)模型，提取最惡劣工況下，軸箱體中一系彈簧安裝座垂向載荷譜、垂向減振器安裝座垂向載荷譜、轉(zhuǎn)臂定位處橫向載荷譜、轉(zhuǎn)臂定位處縱向載荷譜，由于動力學(xué)仿真分析時存在一定的干擾導(dǎo)致載荷數(shù)據(jù)產(chǎn)生干擾信號，為了準(zhǔn)確地分析軸箱體的疲勞壽命，需要對動力學(xué)仿真分析平臺獲得的載荷譜進(jìn)行濾波處理去除奇異值和漂移信號，濾波后的軸箱體載荷譜如圖5所示。

圖5 軸箱體疲勞分析載荷譜

3.3 軸箱體疲勞分析S-N曲線

BS EN 1993-1-9：2005《Eurocode3：Design of Steel Structures-Partl-9：Fatigue》［8］標(biāo)準(zhǔn)中提供了96種鋼結(jié)構(gòu)對應(yīng)焊接接頭的14條名義應(yīng)力疲勞分析S-N曲線，如圖6所示，文中將采用Eurocode3標(biāo)準(zhǔn)中提供的標(biāo)準(zhǔn)的名義應(yīng)力S-N曲線進(jìn)行軸箱體疲勞壽命分析。

圖6 Eurocode3標(biāo)準(zhǔn)中提供的S-N曲線

為了充分保證該軸箱體在服役過程中的疲勞安全性要求，文中選擇FAT=50的S-N曲線進(jìn)行軸箱體的疲勞壽命分析。

3.4 軸箱體疲勞壽命預(yù)測結(jié)果

將軸箱體的靜力分析結(jié)果、載荷譜、材料參數(shù)以及材料的S-N曲線導(dǎo)入到Ncode軟件中，建立軸箱體疲勞壽命預(yù)測分析模型。

分析后得到在該載荷譜作用下，軸箱體疲勞損傷最大值為1.07×10-8，最小疲勞壽命為9.35×107次，節(jié)點號34159，發(fā)生位置為軸箱體軸承安裝孔轉(zhuǎn)臂連接拐角處。具體的軸箱體疲勞損傷云圖如圖7所示。

圖7 軸箱體疲勞損傷云圖

根據(jù)Miner線性累計損傷理論，該高速動車組服役壽命為1 200萬km，則換算得到該高速動車組分體式軸箱體服役期間最大損傷值為0.066，安全系數(shù)為15.15，則該軸箱體在服役期間疲勞壽命滿足設(shè)計要求。若軸箱體疲勞損傷極限為1時分析，該高速動車組軸箱體可安全服役18 170萬km。

4 總結(jié)

文中針對某新研發(fā)高速動車組分體式軸箱體以及軸箱體連接螺栓進(jìn)行靜強(qiáng)度分析，并采用損傷力學(xué)方法對分體式軸箱體進(jìn)行了疲勞壽命預(yù)測。分析后得到如下結(jié)論：

（1）根據(jù)EN 134749和UIC 615-4-2005標(biāo)準(zhǔn)制定分體式軸箱體靜強(qiáng)度分析工況，計算分析后得到分體式軸箱體最大等效應(yīng)力為193.10 MPa，安全系數(shù)為2.15，則高速動車組分體式軸箱體靜強(qiáng)度滿足設(shè)計要求，并且安全裕度較大。

（2）基于VDI 2230標(biāo)準(zhǔn)對分體式軸箱體螺栓連接件進(jìn)行靜強(qiáng)度分析，分析后得到分體式軸箱體所有連接螺栓安全系數(shù)均大于1.2，分體式軸箱體螺栓靜強(qiáng)度均滿足設(shè)計要求。

（3）基于損傷力學(xué)方法對高速動車組分體式軸箱體進(jìn)行疲勞壽命預(yù)測，分析后得到在高速動車組實際服役壽命為1 200萬km的條件下，該高速動車組分體式軸箱體服役期間最大損傷值為0.066，安全系數(shù)為15.15，較好地滿足疲勞設(shè)計要求。