李艷敏，葉小奔，張 偉

（蘭州交通大學 機電工程學院，甘肅 蘭州 730070）

0 引言

車輪是鐵路機車車輛輪對的重要組成部分，輪對為車輪與車軸通過過盈配合實現(xiàn)連接，過盈量是過盈配合的重要考慮因素。過小的過盈量將使車輪與車軸不能實現(xiàn)可靠連接，而過大的過盈量將使車輪結(jié)構(gòu)強度不能滿足設(shè)計要求，導致結(jié)構(gòu)破壞，嚴重影響車輛的運行安全，因此有必要對車輪進行過盈配合強度評價。同時，鐵路機車車輛在運行過程中車輪直接與鋼軌接觸，隨著列車速度的提高，車輪與鋼軌之間的各向沖擊載荷也相應增大，其強度直接影響列車運行的安全性及可靠性等［1］。文獻［2-4］對相關(guān)車輪進行了靜強度和疲勞強度評定，但國內(nèi)車輪強度的研究很少針對高速動車組進行，據(jù)此本文作者以CRH380BL動車組車輪為研究對象，按照TB／T 1718-2003《鐵道車輛輪對組裝技術(shù)條件》［5］對新車輪和磨耗車輪過盈配合強度進行分析與評價，按照UIC 510-5-2003“Technical Approval of Solid Wheels”［6］并考慮輪軸過盈配合對新車輪和磨耗車輪進行靜強度分析與評價。此研究將為同類車輪強度分析提供一定的參考依據(jù)。

1 過盈配合強度分析

過盈配合是機械行業(yè)普遍采用的一種配合方式，通過過盈量產(chǎn)生接觸面應力，并依靠由接觸面產(chǎn)生的摩擦力來實現(xiàn)扭矩及軸向力等的傳遞，屬于典型的接觸分析問題。接觸分析一般分為兩類，即兩接觸表面剛度相差很大的剛體-柔體接觸和兩接觸表面剛度相近的柔體-柔體接觸。考慮CRH380BL動車輪軸材質(zhì)及配合狀態(tài)，采用接觸分析中更為普遍存在的柔體-柔體接觸來建立有限元模型。

1.1 有限元模型的建立

CRH380BL動車車輪是直徑為Φ920mm（新車輪）或Φ830mm（磨耗車輪）的整體直輻板車輪，車輪踏面為LMA磨耗型踏面，輪輞厚度為135mm，輻板厚度為33mm，輪座直徑為Φ195mm，制動盤安裝孔直徑為Φ24mm。由于車輪結(jié)構(gòu)及載荷的軸對稱性，考慮輪軸配合關(guān)系，取車輪和局部車軸結(jié)構(gòu)的二分之一建立有限元模型，同時為了簡化計算，模型中忽略制動盤安裝孔及一些倒角等結(jié)構(gòu)。該車輪材質(zhì)為25CrMo4結(jié)構(gòu)鋼，車軸為EA4T車軸鋼，所建立的1／2車軸有限元模型如圖1所示。

圖1 1／2輪軸有限元模型

1.2 過盈配合強度分析結(jié)果

依據(jù)TB／T 1718-2003《鐵道車輛輪對組裝技術(shù)條件》規(guī)定，輪軸過盈配合的過盈量為輪座直徑的0.08%～0.15%。針對輪軸過盈配合情況，有關(guān)文獻［7-9］指出，隨著過盈配合過盈量的增大，輪軸接觸應力也相應增大，故本文取最大過盈量值對車輪過盈配合強度進行計算分析，所得的車輪Von Mises應力分布如圖2所示。

圖2 最大過盈量下車輪Von Mises應力云圖

由圖2可知，在輪軸最大過盈量下，新車輪最大Von Mises應力為323MPa，出現(xiàn)在輪轂孔兩端端部邊緣處；磨耗車輪最大Von Mises應力為326MPa，也出現(xiàn)在輪轂孔兩端端部邊緣處；兩種車輪的最大Von Mises應力均低于材料25CrMo4結(jié)構(gòu)鋼的彈性極限391MPa，故車輪過盈配合強度滿足設(shè)計要求。

2 車輪靜強度分析

2.1 強度分析標準

車輪強度分析標準借鑒國際鐵路聯(lián)盟制定的UIC 510-5-2003 “Technical Approval of Solid Wheels”。

2.1.1 該標準下的載荷條件

依據(jù)動車組轉(zhuǎn)向架運行狀態(tài)，對于安裝在動力軸上的車輪，需要考慮車輪直線運行、曲線運行及通過道岔3種工況時的不同載荷條件，具體的加載方式如圖3所示。

圖3 3種載荷工況下車輪加載示意圖

各種工況下載荷的計算方式為：

工況1（直線運行）：Fz1=-1.25Qg；Fy1=0；

工況2（曲線運行）：Fz2=-1.25Qg；Fy2=0.7Qg；

工況3（通過道岔）：Fz3=-1.25Qg；Fy3=-0.42Qg。

其中：Q為每個車輪作用在鋼軌上的平均質(zhì)量，即軸重的一半，CRH380BL動力轉(zhuǎn)向架軸重為17t，故Q=8 500kg；g為重力加速度，取9.8m／s2；Fz為垂向載荷；Fy為橫向載荷。

2.1.2 該標準下的評價準則

車輪在直線運行、曲線運行及通過道岔3種工況下，其靜強度滿足設(shè)計及運行要求的條件為車輪的最大Von Mises應力應低于材料的彈性極限。為了使分析結(jié)果更接近車輪的實際工作狀態(tài)，除UIC 510-5-2003規(guī)定的載荷外，還考慮了輪軸過盈配合過盈量對車輪靜強度的影響，本文取其過盈量的最大值進行車輪靜強度評價。

2.2 車輪靜強度分析結(jié)果

由于車輪結(jié)構(gòu)和所承受載荷的對稱性，繼續(xù)使用圖1所建立的有限元模型，在考慮輪軸最大過盈量下，按照UIC 510-5-2003要求的車輪負荷加載位置將計算所得的各工況下的載荷值以集中力形式進行載荷施加。

2.2.1 新車輪靜強度分析結(jié)果

上述3種工況下新車輪的應力云圖如圖4所示。

圖4 新車輪Von Mises應力云圖

由圖4可知，3種載荷工況下新車輪最大Von Mises應力均出現(xiàn)在輪轂孔兩端端部邊緣處，直線工況和道岔工況的最大Von Mises應力接近，分別為328MPa和333MPa，曲線工況受力最惡劣，其最大Von Mises應力值達到350MPa，明顯高于直線和道岔工況下相應的最大Von Mises應力值，但各種載荷工況下車輪最大Von Mises應力均低于材料的彈性極限（391MPa），且3種工況下車輪最大變形量以曲線運行工況最大，其值為0.793mm，但對車輪整體結(jié)構(gòu)影響甚微。故在考慮輪軸最大過盈量下，新車輪靜強度滿足設(shè)計及使用要求。

2.2.2 磨耗車輪靜強度分析

由于磨耗車輪強度分析過程與新車輪基本一致，故文中不再列舉其應力分布情況，只給出靜強度分析結(jié)果。表1為最大過盈量下磨耗車輪在3種工況下的最大Von Mises應力及最大位移。

由表1可知，與新車輪類似，3種載荷工況下磨耗車輪最大Von Mises應力仍出現(xiàn)在輪轂孔兩端端部邊緣處，雖然曲線工況最大Von Mises應力值（374MPa）明顯高于直線工況和道岔工況下相應的最大應力值，但各種載荷工況下車輪最大Von Mises應力均低于材料的彈性極限（391MPa），且3種工況下車輪最大變形量都對車輪整體結(jié)構(gòu)影響甚微。故考慮輪軸最大過盈量下磨耗車輪靜強度滿足設(shè)計及使用要求。

表1 3種工況下磨耗車輪最大Von Mises應力及最大位移

3 結(jié)束語

本文以CRH380BL動車車輪為研究對象進行強度分析。依據(jù)TB／T 1718-2003標準中輪軸過盈量的規(guī)定，在最大過盈量下，分析得到的CRH380BL動車新車輪及磨耗車輪最大Von Mises應力均低于材料的彈性極限，故車輪過盈配合強度滿足設(shè)計要求；在考慮輪軸過盈配合下，按照UIC 510-5-2003的要求計算分析，結(jié)果表明3種載荷工況下兩種車輪的最大Von Mises應力均低于材料的彈性極限，故車輪靜強度滿足設(shè)計及使用要求。分析結(jié)果可為輪軸結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計及后續(xù)分析等提供一定的參考依據(jù)。

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［5］ 鐵道部標準計量研究所，戚墅堰機車車輛研究所，齊齊哈爾鐵路車輛有限公司，等.TB／T 1718-2003鐵道車輛輪對組裝技術(shù)條件［S］.北京：中國鐵道出版社，2003：643-650.

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