張忠良， 傅茂海， 陳 森，楊昌果

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

0 引言

鋼軌作為軌道交通的重要部件，直接與列車車輪接觸，軌面質(zhì)量的優(yōu)劣直接影響著列車的安全性、穩(wěn)定性和乘客乘車的舒適度。在運(yùn)營過程中，由于列車動力作用、自然環(huán)境和鋼軌質(zhì)量等原因，鋼軌經(jīng)常會出現(xiàn)裂紋、磨耗等現(xiàn)象[1]，造成鋼軌使用壽命降低、維護(hù)成本及工作量增加，嚴(yán)重時甚至影響行車安全[2]。因此，及時對鋼軌損傷進(jìn)行修復(fù)十分重要。

鋼軌打磨車對鋼軌進(jìn)行打磨，是一種高效的鋼軌修復(fù)方式，在軌道交通中被廣泛應(yīng)用[3]。鋼軌打磨車配備有動力轉(zhuǎn)向架和非動力轉(zhuǎn)向架,構(gòu)架作為轉(zhuǎn)向架的主體，不僅需要承受車體重量，傳遞牽引力，還需承受傳遞車輛運(yùn)行過程中產(chǎn)生的各個方向隨機(jī)動作用力[4]。由于構(gòu)架受力復(fù)雜，本文對某型鋼軌打磨車動力轉(zhuǎn)向架構(gòu)架進(jìn)行分析，以驗證構(gòu)架能否滿足標(biāo)準(zhǔn)及運(yùn)行要求。

1 轉(zhuǎn)向架結(jié)構(gòu)特點(diǎn)

本文研究的某鋼軌打磨車為四軸車，配備有一臺動力轉(zhuǎn)向架和一臺非動力轉(zhuǎn)向架。動力轉(zhuǎn)向架和非動力轉(zhuǎn)向架兩者除驅(qū)動裝置外，主體結(jié)構(gòu)和懸掛參數(shù)相同。鋼軌打磨車基本技術(shù)參數(shù)如表1所示。

動力轉(zhuǎn)向架由整體焊接構(gòu)架、一系懸掛、牽引及驅(qū)動裝置、二系橡膠堆旁承裝置等部件組成，如圖1所示。轉(zhuǎn)向架構(gòu)架由2根側(cè)梁、2根端梁和1根牽引橫梁組成，其三維模型如圖2所示。各梁均采用焊接箱型梁結(jié)構(gòu)，在梁內(nèi)腔設(shè)置筋板以降低結(jié)構(gòu)應(yīng)力，提高疲勞強(qiáng)度；牽引橫梁上焊接有中心銷座和拉臂座，側(cè)梁上設(shè)置轉(zhuǎn)臂定位座、軸箱減振器座等部件。構(gòu)架材料選用Q345E，中心銷座使用的鑄件材料為ZG230-450，轉(zhuǎn)臂定位座采用C級鋼制造。

2 構(gòu)架有限元模型的建立

針對構(gòu)架均為薄板焊接成形的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，利用有限元分析軟件ANSYS建立構(gòu)架的有限元計算模型。構(gòu)架采用8節(jié)點(diǎn)實(shí)體單元Solid 45和4節(jié)點(diǎn)實(shí)體單元Solid 95進(jìn)行離散[5]。轉(zhuǎn)向架軸箱懸掛裝置通過彈簧單元Combination 14模擬，輪對、轉(zhuǎn)臂軸箱和定位節(jié)點(diǎn)芯軸通過3-D梁單元Beam 188模擬。轉(zhuǎn)臂軸箱與輪對、定位節(jié)點(diǎn)芯軸間通過ANSYS軟件提供的多點(diǎn)接觸算法(MPC)連接。閘瓦與車輪的摩擦中心點(diǎn)通過3-D梁單元Beam 188與構(gòu)架連接。構(gòu)建的構(gòu)架有限元模型如圖3所示。

表1 鋼軌打磨車基本技術(shù)參數(shù)

圖1 動力轉(zhuǎn)向架結(jié)構(gòu)

構(gòu)架強(qiáng)度計算參照歐洲標(biāo)準(zhǔn)BS EN 13749：2011[6]進(jìn)行。基于車輛實(shí)際運(yùn)營環(huán)境，構(gòu)架強(qiáng)度計算載荷依據(jù)標(biāo)準(zhǔn)界定的B-VII類車輛確定。根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定，構(gòu)架應(yīng)分別評定在超常載荷工況下的靜強(qiáng)度和模擬運(yùn)營工況下的結(jié)構(gòu)疲勞強(qiáng)度。

3 構(gòu)架靜強(qiáng)度計算

3.1 超常載荷

在超常載荷工況下，構(gòu)架主要承受垂向、橫向和斜對稱載荷的作用。構(gòu)架左、右兩側(cè)中央彈簧承受的最大垂向載荷Fz1max、Fz2max由式(1)確定：

(1)

其中：MV為車輛整備質(zhì)量，由車輛設(shè)計軸重P確定，MV=4P=64 000 kg；m為轉(zhuǎn)向架質(zhì)量，m=5 283 kg；g為重力加速度，取g=9.81 m/s2。

其他特殊超常載荷工況下左、右兩側(cè)中央彈簧承受的垂向載荷Fz1、Fz2由式(2)確定：

(2)

將數(shù)值分別代入式(1)和式(2)計算得：Fz1max=Fz2max=183.5 kN；Fz1=Fz2=131.0 kN。

構(gòu)架承受的橫向載荷按式(3)確定：

(3)

其中：c1為司機(jī)的質(zhì)量，取c1=80 kg；na為轉(zhuǎn)向架軸數(shù)，取na=2；nb為車輛轉(zhuǎn)向架數(shù)，取nb=2。將數(shù)值代入式(3)計算得：Fy=124.8 kN。

圖2構(gòu)架三維模型 圖3構(gòu)架有限元模型

構(gòu)架承受的斜對稱載荷按對應(yīng)線路扭曲量為10‰時的載荷考慮。

在超常載荷下構(gòu)架除了承受垂向、橫向和斜對稱載荷外，部分工況還需承載沖擊、驅(qū)動、制動和車輛通過小半徑曲線等特殊超常載荷。在沖擊載荷工況下，構(gòu)架承受的沖擊加速度大小為3g；在驅(qū)動工況下，輪軌間縱向載荷按輪周啟動牽引力的1.3倍取值，即33.8 kN；在制動工況下，輪軌間縱向載荷按輪周緊急制動力的1.3倍取值，即11.7 kN；在車輛通過小半徑曲線工況下，輪軌間縱向載荷Fx1max=0.1(Fzmax+mg)=41.9 kN(Fzmax為超常載荷工況下左、右兩側(cè)中央彈簧承受的垂向載荷之和)。

根據(jù)相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)要求，考慮構(gòu)架承受的垂向載荷、橫向載荷、扭曲載荷和特殊超常載荷后，得到構(gòu)架的6種載荷工況組合，見表2。

表2 構(gòu)架的6種載荷工況組合

3.2 構(gòu)架靜強(qiáng)度計算結(jié)果

材料的許用應(yīng)力計算公式為：

[σ]=Rp/N.

(4)

其中：Rp為材料屈服極限；N為安全系數(shù)，非焊接區(qū)域取N=1.0，焊接區(qū)域取N=1.1。

構(gòu)架在各超常載荷工況下的最大von_Mises應(yīng)力不得超過其材料的許用應(yīng)力， 構(gòu)架各部分材料的力學(xué)性能與許用應(yīng)力如表3所示。利用ANSYS有限元分析軟件對超常載荷工況進(jìn)行計算，計算得到構(gòu)架在所有超常載荷工況下的最大von_Mises應(yīng)力如表4所示。由表4可知：構(gòu)架的最大應(yīng)力出現(xiàn)在工況6，最大應(yīng)力為286.4 MPa，位于轉(zhuǎn)臂定位座母材區(qū)域，其應(yīng)力分布云圖如圖4所示。

表3 材料力學(xué)性能與許用應(yīng)力

表4 構(gòu)架靜強(qiáng)度計算結(jié)果

圖4 工況6構(gòu)架應(yīng)力分布云圖

4 構(gòu)架疲勞強(qiáng)度計算

4.1 模擬運(yùn)營載荷

(5)

其中：Fz為模擬運(yùn)營工況下左、右兩側(cè)中央彈簧承受的垂向載荷之和。

構(gòu)架承受的橫向載荷由式(6)確定:

(6)

構(gòu)架承受的斜對稱載荷取為線路扭曲量為5‰時的載荷。

在模擬運(yùn)營工況下構(gòu)架除了承受垂向、橫向和斜對稱載荷外，部分工況還需承載驅(qū)動、制動和車輛通過小半徑曲線特殊運(yùn)營載荷。在驅(qū)動工況下，輪軌間縱向載荷按輪周持續(xù)牽引力的1.1倍取值,即5.5 kN；在制動工況下，輪軌間縱向載荷按輪周常用制動力的1.1倍取值,即7.7 kN；在車輛通過小半徑曲線工況下，輪軌間縱向載荷Fx1=0.05(Fz+mg)=15.7 kN。

根據(jù)相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)，將構(gòu)架承受的垂向載荷與特殊運(yùn)營載荷疊加，考慮側(cè)滾系數(shù)α和浮沉系數(shù)β的影響(取α=0.1，β=0.2)得到構(gòu)架的疲勞強(qiáng)度模擬運(yùn)營工況組合見表5。

4.2 構(gòu)架疲勞強(qiáng)度計算結(jié)果

本文采用將多軸應(yīng)力轉(zhuǎn)換為單軸應(yīng)力的方法，在計算得到所有節(jié)點(diǎn)模擬運(yùn)營工況下的應(yīng)力分布后，找到最大拉伸主應(yīng)力和方向；將節(jié)點(diǎn)在其余工況下的應(yīng)力向最大主應(yīng)力方向投影后獲得最小應(yīng)力；最后，將計算得到的節(jié)點(diǎn)應(yīng)力循環(huán)特征點(diǎn)入Goodman曲線，根據(jù)許用應(yīng)力幅與計算應(yīng)力幅的比值確定的結(jié)構(gòu)疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)評估結(jié)構(gòu)疲勞強(qiáng)度。構(gòu)架材料Q345E的疲勞極限圖如圖5所示。

表5 構(gòu)架在模擬運(yùn)營載荷下計算工況組合

圖5 Q345E的疲勞極限圖

通過對構(gòu)架模擬運(yùn)營工況計算結(jié)果分析，構(gòu)架母材、對接接頭和角接接頭區(qū)域節(jié)點(diǎn)應(yīng)力在疲勞極限圖中的位置分別如圖6、圖7、圖8所示。對節(jié)點(diǎn)進(jìn)行對稱點(diǎn)的篩選，得到母材和焊縫區(qū)域疲勞強(qiáng)度最薄弱的3個節(jié)點(diǎn)，3個節(jié)點(diǎn)的平均應(yīng)力、應(yīng)力幅和安全系數(shù)見表6。

圖6 母材區(qū)域節(jié)點(diǎn)應(yīng)力特征

圖7 對接接頭區(qū)域節(jié)點(diǎn)應(yīng)力特征

由表6可知：構(gòu)架母材和焊縫接頭區(qū)域節(jié)點(diǎn)均位于相應(yīng)的疲勞曲線包絡(luò)線范圍內(nèi)，最小安全系數(shù)為1.05，構(gòu)架結(jié)構(gòu)疲勞強(qiáng)度滿足要求。

圖8 角接接頭區(qū)域節(jié)點(diǎn)應(yīng)力特征

表6 各區(qū)域節(jié)點(diǎn)應(yīng)力特征及安全系數(shù)

5 構(gòu)架模態(tài)分析

為避免共振等不利現(xiàn)象，采用Block Lanczos法對構(gòu)架模態(tài)進(jìn)行計算[7]，得到的構(gòu)架前6階固有頻率與振型見表7。構(gòu)架最低階固有頻率已遠(yuǎn)離車輛系統(tǒng)振動頻率，能夠確保車輛正常運(yùn)行。

表7 構(gòu)架前6階固有頻率與振型

6 結(jié)束語

利用有限元分析軟件ANSYS建立某型鋼軌打磨車動力轉(zhuǎn)向架構(gòu)架的有限元分析模型，根據(jù)EN13749:2011等相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)計算了構(gòu)架靜強(qiáng)度、疲勞強(qiáng)度和固有頻率。分析結(jié)果表明：構(gòu)架結(jié)構(gòu)靜強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度均滿足標(biāo)準(zhǔn)要求，構(gòu)架最低階固有頻率遠(yuǎn)離系統(tǒng)振動頻率，能夠保證車輛正常運(yùn)行。