張　濤，李　超，薛　海

(蘭州交通大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，蘭州　730070)

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高速列車(chē)軸箱體強(qiáng)度分析及結(jié)構(gòu)優(yōu)化

張濤，李超，薛海

(蘭州交通大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，蘭州730070)

摘要：針對(duì)高速列車(chē)車(chē)輛零部件的安全性能要求逐步提高的問(wèn)題，以高速列車(chē)轉(zhuǎn)向架關(guān)鍵部件軸箱體為例，利用ANSYS Workbench軟件對(duì)其進(jìn)行靜強(qiáng)度分析?；陟o強(qiáng)度分析結(jié)果采用臨界面法Brown-Miller模型對(duì)軸箱體進(jìn)行疲勞壽命預(yù)測(cè)，最后采用變密度法對(duì)軸箱體進(jìn)行優(yōu)化設(shè)計(jì)，實(shí)現(xiàn)軸箱體的輕量化設(shè)計(jì)。

關(guān)鍵詞：結(jié)構(gòu)優(yōu)化；Brown-Miller模型；疲勞壽命；軸箱體；高速列車(chē)

隨著動(dòng)車(chē)組運(yùn)營(yíng)速度的提高，轉(zhuǎn)向架各零部件的工作環(huán)境越來(lái)越惡劣，導(dǎo)致其載荷情況復(fù)雜，疲勞失效頻發(fā)，影響行車(chē)安全。特別是轉(zhuǎn)向架定位軸箱體，作為轉(zhuǎn)向架重要的承載部件和運(yùn)動(dòng)形式轉(zhuǎn)換關(guān)節(jié)，其強(qiáng)度性能至關(guān)重要。由于定位軸箱體屬于鑄件，在成形過(guò)程中很容易產(chǎn)生縮松、縮孔等組織缺陷，在后期檢修過(guò)程中多次發(fā)現(xiàn)軸箱體出現(xiàn)裂紋[1]。因此，本文以某型動(dòng)車(chē)組轉(zhuǎn)向架定位軸箱體為研究對(duì)象，對(duì)其進(jìn)行強(qiáng)度分析并進(jìn)行壽命預(yù)測(cè)，為軸箱體制定合理的檢修周期。同時(shí)依據(jù)強(qiáng)度分析的結(jié)果對(duì)其進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，實(shí)現(xiàn)軸箱體的輕量化設(shè)計(jì)。

1相關(guān)理論基礎(chǔ)

1.1軸箱體結(jié)構(gòu)及承載特點(diǎn)

動(dòng)車(chē)組常用的定位方式有拉板式、拉桿式和軸箱體式等，本文選取軸箱體式定位方式。

動(dòng)車(chē)組運(yùn)行過(guò)程中，垂向力、縱向力和橫向力的傳遞路線(xiàn)上都要經(jīng)過(guò)軸箱體結(jié)構(gòu)[2]。因此，軸箱體疲勞壽命預(yù)測(cè)屬于多軸疲勞問(wèn)題。

圖1　軸箱體式定位結(jié)構(gòu)

1.2疲勞分析方法

目前，多軸疲勞損傷模型有3類(lèi)[3]：① 復(fù)雜應(yīng)力狀態(tài)下靜態(tài)屈服理論向疲勞理論的延伸；② 基于能量的方法；③ “臨界面”法。Findely最早提出臨界面概念，Mcdiarmid和Brown-Miller等對(duì)其進(jìn)行了深入研究。臨界面法疲勞損傷模型有正應(yīng)變模型、Brown-Miller模型、Bannantine模型和Wang-Brown模型等。Brown-Miller模型同時(shí)考慮了剪應(yīng)變和正應(yīng)變，并且也比較適合大多數(shù)金屬[4]。因此，本文選用臨界面法Brown-Miller模型進(jìn)行疲勞壽命預(yù)測(cè)分析。

考慮到平均應(yīng)力影響，利用Morrow公式對(duì)Brown-Miller模型進(jìn)行平均應(yīng)力修正，修正后可表示為[5]：

(1)

2軸箱體靜強(qiáng)度分析

2.1載荷依據(jù)及約束條件

軸箱體強(qiáng)度校核通常借鑒構(gòu)架相關(guān)試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)，肖守訥[6]通過(guò)把EN13749∶2005標(biāo)準(zhǔn)與BSEN12082∶1998、UIC515-5∶1994軸箱試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行對(duì)比，得出EN13749更適合軸箱體強(qiáng)度校核。因此，本文選用EN13749∶2005進(jìn)行相關(guān)載荷推導(dǎo)。

根據(jù)實(shí)際對(duì)軸箱體進(jìn)行強(qiáng)度試驗(yàn)情況，按照?qǐng)D2對(duì)軸箱體添加相關(guān)邊界條件。

圖2　軸箱體邊界條件示意圖

2.2軸箱體有限元模型

首先建立軸箱體剛性節(jié)點(diǎn)整體模型，在橡膠節(jié)點(diǎn)處進(jìn)行填充處理。其次，軸箱體結(jié)構(gòu)采用四面體網(wǎng)格進(jìn)行劃分，單元大小為10mm。仿真軸采用六面體網(wǎng)格，單元大小為30mm。共有247 863 個(gè)節(jié)點(diǎn)，148 337個(gè)單元，如圖3所示。

圖3　軸箱體整體有限元模型

2.3靜強(qiáng)度分析結(jié)果

利用ANSYSWorkbench軟件對(duì)軸箱體結(jié)構(gòu)進(jìn)行靜強(qiáng)度分析，得到相關(guān)應(yīng)力分布，見(jiàn)圖4。由圖4可知：最大Von-Mises應(yīng)力值為230.39MPa，小于材料屈服極限271MPa，軸箱體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度符合要求[7]。

圖4　軸箱體應(yīng)力云圖

3軸箱體結(jié)構(gòu)疲勞壽命預(yù)測(cè)

疲勞壽命分析的思路是：以有限元分析的應(yīng)力應(yīng)變結(jié)果為基礎(chǔ)，結(jié)合軸箱體材料JISH4140A7050FD-T74的S-N曲線(xiàn)，應(yīng)用疲勞理論計(jì)算零部件的疲勞壽命分布和安全系數(shù)分布。疲勞壽命分析載荷譜主要由參考文獻(xiàn)[8-9]來(lái)確定。

利用Fe-Safe軟件進(jìn)行分析計(jì)算，得到軸箱體結(jié)構(gòu)疲勞壽命分布和安全系數(shù)分布，見(jiàn)圖5、6。

圖5　軸箱體疲勞壽命估算結(jié)果

圖6　軸箱體安全系數(shù)分布圖

軸箱體的應(yīng)力薄弱部位見(jiàn)圖5中局部放大圖。軸箱體最小疲勞壽命約為10e7.249次，約為1 774萬(wàn)次，高于標(biāo)準(zhǔn)EN13749∶2005規(guī)定的1 200萬(wàn)次，軸箱體的疲勞強(qiáng)度滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。

4軸箱體結(jié)構(gòu)優(yōu)化

根據(jù)軸箱體靜強(qiáng)度和疲勞壽命分析結(jié)果，采用結(jié)構(gòu)優(yōu)化中的拓?fù)鋬?yōu)化的方式對(duì)軸箱體進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化，達(dá)到輕量化設(shè)計(jì)。

4.1拓?fù)鋬?yōu)化數(shù)學(xué)模型

本節(jié)基于變密度法對(duì)軸箱體進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計(jì)，以應(yīng)變最小作為目標(biāo)函數(shù)，以材料體積分?jǐn)?shù)上限和應(yīng)力值為約束條件，設(shè)計(jì)變量為單元密度。其數(shù)學(xué)模型如下：

式中，C為應(yīng)變能；F為外載荷矢量；D為位移矢量；V為充滿(mǎn)材料的體積；V0為設(shè)計(jì)區(qū)域體積；V1單元密度小于xmin的材料體積； f為剩余材料百分比； xi為設(shè)計(jì)變量；xmax和xmin為單元密度的上下限。

4.2軸箱體拓?fù)鋬?yōu)化

利用三維軟件對(duì)軸箱體進(jìn)行結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)化，建立軸箱體拓?fù)鋬?yōu)化有限元模型，如圖7所示。設(shè)計(jì)區(qū)域Ⅰ、Ⅱ分別使用脫模約束[10]，設(shè)置體積上限為0.3及0.5、最大應(yīng)力230.39MPa為約束條件。

圖7　軸箱體拓?fù)鋬?yōu)化有限元模型

將以上定義的拓?fù)鋬?yōu)化模型導(dǎo)入Hypermesh/Optistruct模塊進(jìn)行計(jì)算，經(jīng)過(guò)19次迭代最終收斂，密度云圖見(jiàn)圖8。

圖8　優(yōu)化后軸箱體材料密度云圖

利用OSSmooth模塊輸出STL格式幾何模型，并對(duì)其進(jìn)行人工處理最終得到軸箱體新結(jié)構(gòu)。新結(jié)構(gòu)和原結(jié)構(gòu)相比，新結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)區(qū)域Ⅰ的箱型壁厚減小，同時(shí)在箱體內(nèi)多了一條斜拉筋板，其結(jié)構(gòu)如圖9(a)所示。新結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)區(qū)域Ⅱ沿徑向尺寸也減小，周向靠外側(cè)有兩條加強(qiáng)筋，靠近彈簧座的位置，也有兩條斜拉筋板。其結(jié)果如圖9(b)所示。

圖9　軸箱體優(yōu)化后結(jié)構(gòu)

4.3優(yōu)化結(jié)構(gòu)強(qiáng)度驗(yàn)證

建立優(yōu)化后軸箱體整體有限元模型，導(dǎo)入ANSYSWorkbench軟件進(jìn)行強(qiáng)度分析。仿真結(jié)果顯示：優(yōu)化后的結(jié)構(gòu)最大應(yīng)力為221.08MPa，比優(yōu)化前降低4.04%；優(yōu)化后軸箱體質(zhì)量為62.73kg，較原結(jié)構(gòu)的68.50kg降低了8.43%。由此可知：經(jīng)過(guò)拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計(jì)，后軸箱體實(shí)現(xiàn)了輕量化目標(biāo)，為實(shí)際生產(chǎn)帶來(lái)顯著的經(jīng)濟(jì)效益。

5結(jié)論

1) 軸箱體最大Von-Mises應(yīng)力為230.39MPa，小于材料屈服極限，滿(mǎn)足靜強(qiáng)度使用要求。

2) 軸箱體最小壽命為1 774萬(wàn)次，高于標(biāo)準(zhǔn)EN13749∶2005規(guī)定的1 200萬(wàn)次，疲勞強(qiáng)度滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。

3) 通過(guò)對(duì)軸箱體進(jìn)行拓?fù)鋬?yōu)化設(shè)計(jì)，不僅使受力情況得到改善，質(zhì)量較原結(jié)構(gòu)也降低了8.43%，實(shí)現(xiàn)了輕量化設(shè)計(jì)。

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(責(zé)任編輯楊文青)

Strength Analysis and Structural Optimization of Bogie Axle Box for Highspeed Train

ZHANG Tao, LI Chao, XUE Hai

(School of Mechatronic Engineering, Lanzhou Jiaotong University, Lanzhou 730070, China)

Abstract:With the problem that the requirement of high-speed train is improved constantly, we selected axle box of key component of highspeed train as the research object. Static strength analysis was carried out with the ANSYS Workbench software. Furthermore, based on static strength analysis, the fatigue life of axle box was estimated using Brown-Miller criterion with assessment. Finally, topological optimization design was made for the axle box basis of the artificial materials method to achieve its lightweight design.

Key words:structural optimization; Brown-Miller criterion; fatigue life; axle box; highspeed train

收稿日期：2016-03-11

基金項(xiàng)目：蘭州交通大學(xué)青年基金(2014020)

作者簡(jiǎn)介：張濤(1985—)，男，甘肅白銀人，博士研究生，主要從事車(chē)輛零部件疲勞可靠性設(shè)計(jì)研究。

doi:10.3969/j.issn.1674-8425(z).2016.06.003

中圖分類(lèi)號(hào)：U270.12

文獻(xiàn)標(biāo)識(shí)碼：A

文章編號(hào)：1674-8425(2016)06-0013-04

引用格式：張濤，李超，薛海.高速列車(chē)軸箱體強(qiáng)度分析及結(jié)構(gòu)優(yōu)化[J].重慶理工大學(xué)學(xué)報(bào)(自然科學(xué))，2016(6):13-16.

Citation format：ZHANG Tao, LI Chao, XUE Hai.Strength Analysis and Structural Optimization of Bogie Axle Box for Highspeed Train[J].Journal of Chongqing University of Technology(Natural Science)，2016(6):13-16.