向 陽(yáng),傅茂海,馬 鵬,劉運(yùn)兵

(西南交通大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院,四川成都610031)

隨著我國(guó)經(jīng)濟(jì)的快速發(fā)展,對(duì)鐵路運(yùn)輸能力的要求越來(lái)越高。提高車(chē)輛的運(yùn)行速度和增加車(chē)輛載重是我國(guó)鐵道貨物運(yùn)輸發(fā)展的方向。多年的實(shí)踐表明:重載運(yùn)輸是提高鐵路運(yùn)輸能力的一種有效途徑。

實(shí)現(xiàn)重載運(yùn)輸有兩種基本模式:①擴(kuò)大列車(chē)編組,開(kāi)行長(zhǎng)大貨物列車(chē);②增加軸重,研制大型貨車(chē)。而前一種模式受到現(xiàn)有站線(xiàn)長(zhǎng)度等客觀條件的限制,因而提高軸重是提高鐵路貨物運(yùn)輸能力的主要方式,已被許多國(guó)家采用。

根據(jù)國(guó)際重載協(xié)會(huì)2005年巴西年會(huì)的定義,重載貨車(chē)的軸重應(yīng)在27 t以上。目前,國(guó)際上貨車(chē)的最大軸重已達(dá)40 t,而我國(guó)重載線(xiàn)路上運(yùn)行的80 t級(jí)運(yùn)煤專(zhuān)用貨車(chē)的軸重為25 t,轉(zhuǎn)向架采用轉(zhuǎn)K5、轉(zhuǎn)K6和轉(zhuǎn)K7,普通線(xiàn)路上運(yùn)行的70 t級(jí)通用貨車(chē)的軸重為23 t,也還有大量的軸重為21 t的D軸貨車(chē)仍在使用,使得我國(guó)貨車(chē)的軸重與世界上重載運(yùn)輸先進(jìn)國(guó)家相比有較大的差距。

為了進(jìn)一步提高鐵路貨運(yùn)能力,我國(guó)相關(guān)部門(mén)正在對(duì)發(fā)展30 t軸重貨車(chē)轉(zhuǎn)向架可行性進(jìn)行研究,并研制樣機(jī)。對(duì)于重載貨車(chē)而言,“制動(dòng)”是一個(gè)非常關(guān)鍵的問(wèn)題。目前,由于重載貨車(chē)轉(zhuǎn)向架主要采用三大件模式,受其結(jié)構(gòu)的限制,重載貨車(chē)采用的制動(dòng)方式仍是單側(cè)踏面制動(dòng)。隨著貨物列車(chē)速度的提高和軸重的增加,列車(chē)的動(dòng)能也會(huì)急劇增加,因而閘瓦和車(chē)輪踏面機(jī)械摩擦產(chǎn)生的熱量也會(huì)大大增加,車(chē)輪的熱負(fù)荷也會(huì)隨之增加。高摩合成閘瓦是重載和提速貨車(chē)配套的制動(dòng)技術(shù),但是由于高摩合成閘瓦導(dǎo)熱性差,車(chē)輪在制動(dòng)過(guò)程中要吸收更多的熱量,因而更容易受到熱損傷。

目前,我國(guó)貨車(chē)車(chē)輪的名義直徑為840 mm,能否滿(mǎn)足30 t及以上軸重的運(yùn)用要求有待進(jìn)一步研究。加大車(chē)輪直徑,可以降低輪軌間的接觸應(yīng)力、制動(dòng)時(shí)的熱應(yīng)力和軸承的溫升,提高轉(zhuǎn)向架的運(yùn)行穩(wěn)定性,延長(zhǎng)車(chē)輪使用壽命,但也會(huì)增加簧下質(zhì)量,對(duì)降低輪軌作用力不利。

利用ANSYS有限元軟件,對(duì)30 t軸重的兩種輪徑(φ 840 mm和φ 915 mm)的車(chē)輪進(jìn)行緊急制動(dòng)工況下熱分析仿真,通過(guò)分析、比較仿真結(jié)果,期望能得出30 t軸重貨車(chē)適宜的輪徑值,為我國(guó)研制30 t及以上貨車(chē)轉(zhuǎn)向架提供理論參考依據(jù)。

1 有限元模型的建立

閘瓦與車(chē)輪踏面摩擦產(chǎn)生的熱量為車(chē)輪的熱源,任意時(shí)刻,熱量通過(guò)閘瓦與車(chē)輪踏面接觸的部分傳向整個(gè)車(chē)輪,即車(chē)輪踏面與閘瓦的摩擦產(chǎn)生的熱量并不是在車(chē)輪圓周上同時(shí)產(chǎn)生,但是由于車(chē)輪的高速轉(zhuǎn)動(dòng),可以假設(shè)熱量在整個(gè)車(chē)輪踏面圓周上均勻產(chǎn)生,認(rèn)為熱負(fù)荷也是軸對(duì)稱(chēng)的。根據(jù)對(duì)稱(chēng)性原則,采用1/2車(chē)輪模型進(jìn)行分析計(jì)算。如圖1、圖2所示的兩種輪徑的新輪和磨耗到限車(chē)輪的有限元模型。

圖1 φ840 mm新車(chē)輪與磨耗到限有限元模型

圖2 φ915 mm新車(chē)輪與磨耗到限有限元模型

車(chē)輪與車(chē)軸通過(guò)過(guò)盈配合連接,在模型中通過(guò)建立接觸對(duì)來(lái)處理,采用單元 TARGE170和單元 CONTA174建立面—面接觸。在熱分析中采用三維熱實(shí)體單元SOLID70進(jìn)行網(wǎng)格劃分;進(jìn)行結(jié)構(gòu)分析時(shí),每個(gè)SOLID70單元可以被一個(gè)等效的三維結(jié)構(gòu)單元SOLID45單元代替。由于在熱模型中,閘瓦與車(chē)輪踏面接觸的摩擦面既要受熱又要對(duì)流換熱,而在ANSYS中這兩種熱載荷不能同時(shí)疊加在同一表面,因而采用表面效應(yīng)單元SURF152,利用實(shí)體單元承受熱流密度,表面效應(yīng)單元承受對(duì)流載荷。此外,計(jì)算模型還考慮了熱輻射。

2 模型參數(shù)與邊界條件

熱分析的載荷條件:制動(dòng)初速度v0=120 km/h,緊急制動(dòng)距離s=1 800 m,軸重M=32.5 t,材料物理參數(shù)和機(jī)械性能參數(shù)見(jiàn)表1。

車(chē)輪在制動(dòng)的過(guò)程中溫度場(chǎng)由兩方面因素確定:一是從摩擦表面生成的熱量通過(guò)車(chē)輪踏面?zhèn)鹘o車(chē)輪;二是車(chē)輪的熱量通過(guò)對(duì)流和輻射等方式傳給周?chē)慕橘|(zhì)如空氣。

表1 車(chē)輪材料常用物理參數(shù)和機(jī)械性能參數(shù)

熱流密度的計(jì)算:參照文獻(xiàn)[1,2]采用能量轉(zhuǎn)化法,只考慮了車(chē)輪的熱流密度輸入,即在制動(dòng)過(guò)程中,貨車(chē)動(dòng)能部分轉(zhuǎn)化為熱能。假設(shè)閘瓦與踏面接觸各個(gè)點(diǎn)的熱流密度大小相同,且均勻分布,計(jì)算公式見(jiàn)(1),η為總熱流密度轉(zhuǎn)化為車(chē)輪熱流密度系數(shù),除去閘瓦分配與熱量損失。

式中 η取0.91;d為車(chē)輪直徑,m;l為閘瓦的寬度,m;a為制動(dòng)加速度,m/s2;Pd(t)為熱生成功率,Sf為閘瓦在踏面掃過(guò)的面積,m2;Q(t)為車(chē)輪摩擦產(chǎn)生的熱量;n為閘瓦的個(gè)數(shù);M為車(chē)輛質(zhì)量,kg;v0為制動(dòng)初速度。

對(duì)流換熱系數(shù):車(chē)輪與周?chē)諝獾臒峤粨Q為對(duì)流換熱,根據(jù)經(jīng)驗(yàn)公式[2]:

式中 α為對(duì)流換熱系數(shù),W/(m2K);v為車(chē)輛運(yùn)行速度,km/h。

輻射換熱:ANSYS中,輻射換熱主要通過(guò)輻射率來(lái)體現(xiàn),根據(jù)文獻(xiàn)[3],輻射系數(shù)取ε=0.66。

其他邊界條件:在車(chē)軸上施加沿軸向和沿徑向零位移約束邊界條件。

3 模擬仿真結(jié)果及分析

3.1 溫度場(chǎng)分析

對(duì)模型施加載荷及邊界條件后,進(jìn)行多載荷瞬態(tài)熱分析。仿真總時(shí)間共110 s(其中包括制動(dòng)時(shí)間90 s和制動(dòng)后冷卻時(shí)間20 s)。經(jīng)過(guò)計(jì)算,得到仿真結(jié)果。

從圖3—圖6的仿真結(jié)果上可以看出,在緊急制動(dòng)過(guò)程中,任意時(shí)刻磨耗到限車(chē)輪的最高溫度均出現(xiàn)在閘瓦與踏面的摩擦面上。緊急制動(dòng)開(kāi)始時(shí),摩擦面上的溫度急劇升高,而后保持平緩上升,再迅速下降。緊急制動(dòng)結(jié)束后,最高溫度值的位置逐漸向輪輞內(nèi)側(cè)偏移。

對(duì)于輪徑φ 840 mm和φ 915 mm的新造車(chē)輪,從緊急制動(dòng)開(kāi)始到制動(dòng)結(jié)束(以及結(jié)束后冷卻過(guò)程)的整個(gè)過(guò)程中,輪徑φ 840 mm車(chē)輪任意時(shí)刻的最高溫度要比φ 915 mm車(chē)輪對(duì)應(yīng)時(shí)刻的溫度高。制動(dòng)開(kāi)始,輪徑φ 840 mm比φ 915 mm高1.5℃;在最高溫度處(均為第40 s)相差18.3℃(最高溫度場(chǎng)云圖見(jiàn)圖3);在制動(dòng)結(jié)束時(shí)相差 14.1℃;在制動(dòng)結(jié)束后 20 s則相差11.2℃。兩者溫度場(chǎng)隨時(shí)間變化曲線(xiàn)見(jiàn)圖4。

兩種磨耗到限的車(chē)輪(輪徑分別為φ 790 mm和φ 865 mm),從緊急制動(dòng)開(kāi)始到結(jié)束,有和新車(chē)輪同樣的結(jié)論:即在制動(dòng)時(shí)及制動(dòng)停止后的整個(gè)過(guò)程中,輪徑φ 790 mm車(chē)輪任意時(shí)刻的溫度都比φ865 mm車(chē)輪對(duì)應(yīng)時(shí)刻的溫度高。在制動(dòng)開(kāi)始時(shí)刻前者比后者溫度高4.6℃;在最高溫度(兩者在第35 s同時(shí)達(dá)到最高溫度)前者比后者高23.1℃(兩者最高溫度云圖見(jiàn)圖5);在制動(dòng)結(jié)束時(shí)刻則為 20℃;在制動(dòng)結(jié)束后20 s相差19℃。兩者溫度場(chǎng)隨時(shí)間變化曲線(xiàn)見(jiàn)圖6。

圖3 輪徑φ840 mm和φ915 mm新造車(chē)輪最高溫度云圖

圖4 兩種輪徑新造車(chē)輪 溫度場(chǎng)隨時(shí)間變化曲線(xiàn)

圖5 輪徑φ840 mm和φ915 mm磨耗到限最高溫度云圖

圖6 兩種輪徑磨耗到限車(chē)輪溫度場(chǎng)隨時(shí)間變化曲線(xiàn)

3.2 應(yīng)力場(chǎng)分析

根據(jù)上面計(jì)算的溫度場(chǎng)的結(jié)果,將結(jié)果作為初始條件加載,再在軸端施加全位移約束以及對(duì)稱(chēng)面上施加對(duì)稱(chēng)載荷約束。通過(guò)求解,得到應(yīng)力場(chǎng)的結(jié)果。

計(jì)算結(jié)果表明,在制動(dòng)開(kāi)始時(shí),踏面處的熱應(yīng)力最大,隨著制動(dòng)時(shí)間的增加,最大熱應(yīng)力出現(xiàn)的位置逐漸向輪輞內(nèi)部偏移。原因在于制動(dòng)過(guò)程中,熱量不斷地在踏面處產(chǎn)生,該處的溫度梯度最高,因而該處的熱膨脹量也是最大的。隨著制動(dòng)的進(jìn)行,車(chē)輪踏面處的熱量逐漸向車(chē)輪內(nèi)部傳導(dǎo),盡管踏面處一直有熱量輸入,但最高溫度梯度的位置已不在踏面處,而是移向車(chē)輪內(nèi)部,所以最大熱應(yīng)力位置也向內(nèi)部偏移(最后均出現(xiàn)在車(chē)輪輻板位置處)。制動(dòng)結(jié)束后,由于沒(méi)有熱量輸入,踏面的溫度迅速降低,熱膨脹量大大減小,熱應(yīng)力也迅速降低。

圖7 φ840 mm和φ915 mm車(chē)輪最高應(yīng)力值時(shí)間變化歷程

對(duì)于輪徑φ 840 mm和φ915 mm的新造車(chē)輪,最大熱應(yīng)力值隨時(shí)間變化歷程見(jiàn)圖7,從圖中可以看出:緊急制動(dòng)開(kāi)始到結(jié)束的整個(gè)過(guò)程中,前者的熱應(yīng)力都高于后者對(duì)應(yīng)時(shí)刻的熱應(yīng)力值。制動(dòng)開(kāi)始第1 s,前者比后者高2 MPa;在應(yīng)力值最高時(shí)刻前者比后者高18.1 MPa;在制動(dòng)停止時(shí)刻相差4.1 MPa;在制動(dòng)停止20 s后則相差9 MPa。

對(duì)于兩種輪徑的磨耗到限車(chē)輪,最大熱應(yīng)力值的時(shí)間歷程見(jiàn)圖8。從圖中可以得到與上面相同的結(jié)論:輪徑φ 790 mm車(chē)輪任意時(shí)刻最高應(yīng)力值都比φ865 mm車(chē)輪對(duì)應(yīng)時(shí)刻高。兩者最高應(yīng)力值出現(xiàn)在第24 s,分別為 324 MPa和 312 MPa。

圖8 兩種輪徑磨耗到限車(chē)輪最高應(yīng)力值時(shí)間變化歷程

根據(jù)上面兩種輪徑的車(chē)輪的熱應(yīng)力仿真結(jié)果分析可知,在整個(gè)制動(dòng)過(guò)程中,兩者的對(duì)應(yīng)時(shí)刻的熱應(yīng)力值的差別不大,即輪徑大小對(duì)改善制動(dòng)過(guò)程中熱應(yīng)力作用不大。

4 輪徑選擇

由于貨車(chē)軸重增加后,貨車(chē)車(chē)輪的熱負(fù)荷大大的增加,因此由于制動(dòng)產(chǎn)生的熱負(fù)荷而導(dǎo)致車(chē)輪失效的問(wèn)題也更加嚴(yán)重,因而選擇合理的輪徑對(duì)發(fā)展30 t及以上軸重貨車(chē)意義重大。

根據(jù)上面對(duì)兩種輪徑的計(jì)算仿真結(jié)果可以看出:兩種輪徑在任意時(shí)刻的熱應(yīng)力值都沒(méi)有超出材料的屈服極限值,而且有很大的余量。僅從這個(gè)意義上說(shuō),30 t軸重貨車(chē)車(chē)輪輪徑選擇φ 915 mm或者φ 840 mm均可以滿(mǎn)足要求。但在實(shí)際運(yùn)用過(guò)程中,機(jī)械載荷和熱載荷同時(shí)作用,熱機(jī)耦合結(jié)果有待進(jìn)一步論證。此外,輪徑的選擇還應(yīng)綜合考慮更多因素,如輪軌接觸應(yīng)力、車(chē)輪使用壽命、簧下質(zhì)量等多個(gè)因素。

5 結(jié) 論

(1)輪徑φ 840 mm新造車(chē)輪(磨耗到限)任意時(shí)刻的最高溫度值均大于對(duì)應(yīng)時(shí)刻φ 915 mm新造車(chē)輪(磨耗到限)。

(2)輪徑φ 840 mm新造車(chē)輪(磨耗到限)任意時(shí)刻最高熱應(yīng)力值均大于對(duì)應(yīng)時(shí)刻φ 915 mm新造車(chē)輪(磨耗到限)。

(3)僅從熱應(yīng)力方面考慮,兩種輪徑的車(chē)輪任意時(shí)刻熱應(yīng)力值沒(méi)有超出材料屈服極限。

(4)輪徑的差別對(duì)于改善停車(chē)制動(dòng)過(guò)程中的熱應(yīng)力狀態(tài)作用不大。

(5)借鑒國(guó)外重載貨車(chē)輪徑的使用經(jīng)驗(yàn),為提高重載貨車(chē)車(chē)輪壽命,降低熱損傷的概率,建議我國(guó)30 t及以上貨車(chē)轉(zhuǎn)向架宜使用直徑為φ 915 mm的車(chē)輪。

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