楊蘭福,劉 晨,趙越武,田 沖

1.天津現(xiàn)代職業(yè)技術(shù)學(xué)院機(jī)電工程學(xué)院,天津300350

2.天津大學(xué)機(jī)械工程學(xué)院,天津300350

輪對(duì)是列車(chē)行進(jìn)的重要組成部分之一，輪對(duì)的質(zhì)量好壞直接影響著列車(chē)的行駛安全[1-4]。隨著社會(huì)的發(fā)展，列車(chē)出行已經(jīng)成為了人們的重要出行方式之一，因此輪對(duì)的安全性越來(lái)越重要。而輪對(duì)的壓裝質(zhì)量直接影響著輪對(duì)的安全，所以對(duì)輪對(duì)壓裝過(guò)程進(jìn)行分析有著重要的意義。

國(guó)內(nèi)外眾多學(xué)者對(duì)輪對(duì)壓裝過(guò)程進(jìn)行了一定的研究。劉曉東等[5]運(yùn)用有限元方法對(duì)壓裝力以及輪座與輪轂孔配合面之間的等效應(yīng)力進(jìn)行分析。結(jié)果表明：在輪軸壓裝過(guò)程中，輪座與輪轂孔配合面之間的過(guò)盈量對(duì)壓裝結(jié)果影響較大。王挺等[6]針對(duì)輪軸壓裝不當(dāng)產(chǎn)生輪軸內(nèi)表面嚴(yán)重機(jī)械損傷的問(wèn)題，應(yīng)用有限元法對(duì)其進(jìn)行了研究。Benuzzi D等[7]通過(guò)建立有限元模型仿真分析，獲得不同參數(shù)對(duì)壓裝曲線(xiàn)的影響規(guī)律，并對(duì)相應(yīng)的設(shè)計(jì)參數(shù)范圍提出選取建議。黃堃等[8]對(duì)建立輪軸壓裝過(guò)程的模型進(jìn)行仿真分析，得出車(chē)軸輪座與輪轂孔表面之間的過(guò)盈量與摩擦系數(shù)是決定壓裝質(zhì)量是否合格的關(guān)鍵。Jung WS等[9]采用有限元法計(jì)算車(chē)輪的殘余應(yīng)力，分析了車(chē)輪殘余應(yīng)力對(duì)車(chē)輛行駛安全性的影響。范小秦[10]從工程實(shí)際出發(fā)，宏觀分析了壓裝參數(shù)過(guò)盈量、壓裝速度、輪座和輪轂孔表面粗糙度、輪座和輪轂孔圓柱度和圓度、溫度、摩擦系數(shù)以及壓裝力的相互關(guān)系和對(duì)輪對(duì)壓裝質(zhì)量的影響。

1 有限元模型的建立

考慮到主要計(jì)算的是輪座和輪轂孔配合面的接觸壓力，建立幾何模型時(shí)，只需要對(duì)配合區(qū)域周?chē)某叽缤耆凑哲?chē)軸和車(chē)輪的尺寸建模，其它區(qū)域可以簡(jiǎn)化或省略圓角和倒角。簡(jiǎn)化后的模型不會(huì)對(duì)配合區(qū)的壓力產(chǎn)生影響，可以大大降低建模的工作量，同時(shí)也有利于幾何模型網(wǎng)格的劃分。本文選用的研究對(duì)象為軸號(hào)為16406的RE2B輪對(duì)，輪座和輪轂孔的配合直徑為210 mm，有效配合長(zhǎng)度預(yù)設(shè)為170 mm。輪對(duì)材料的彈性模量為2.06×105MPa，泊松比為0.3，屈服極限為250 MPa，當(dāng)輪座和輪轂孔表面應(yīng)力大于205 MPa時(shí)輪對(duì)將發(fā)生塑性變形。因?yàn)檩唽?duì)具有對(duì)稱(chēng)性，根據(jù)圣維南原理，建立輪座附近一段的四分之一和車(chē)輪的四分之一建立有限元模型，如圖1所示。

在進(jìn)行壓裝分析時(shí)，保持車(chē)輪固定不動(dòng)，給車(chē)軸施加一軸向位移，選取不同的過(guò)盈量，摩擦系數(shù)和壓裝速度進(jìn)行有限元分析。其中過(guò)盈量分別選取0.16 mm、0.24 mm和0.32 mm；摩擦系數(shù)分別選取0.1、0.15和0.2；在進(jìn)行壓裝時(shí)要求壓入的位置應(yīng)準(zhǔn)確無(wú)誤，并且車(chē)輪與車(chē)軸的相對(duì)位置不能隨意變動(dòng)，故對(duì)進(jìn)給速度的要求極為嚴(yán)格[12,13]，對(duì)大量試驗(yàn)結(jié)果分析，車(chē)軸的進(jìn)給速度控制在0.5～2 mm/s之間,本文壓裝速度分別選取1.3 mm/s、1.7 mm/s和2 mm/s。共分成七種方案計(jì)算輪對(duì)壓裝過(guò)程中的壓裝力以及配合面的應(yīng)力，具體方案如表1所示。

圖1 輪對(duì)有限元模型Fig.1 Finite element model of the wheel pair

表1 輪對(duì)壓裝方案Table 1 Press fitting scheme of wheel pair

2 結(jié)果分析

2.1 過(guò)盈量對(duì)壓裝過(guò)程的影響

在摩擦系數(shù)和壓裝速度一定的情況下，選取不同的過(guò)盈量對(duì)輪對(duì)進(jìn)行壓裝分析。得到壓裝過(guò)程中的輪座和輪轂孔表面應(yīng)力分布情況以及壓裝力的變化情況，如圖2 所示。

圖2 不同過(guò)盈量下壓裝參數(shù)分析對(duì)比Fig.2 Comparison of assembling parameters in different shrink range

由圖2（a）和圖2（b）可以看出，隨著過(guò)盈量的增加，輪座和輪轂空表面的應(yīng)力隨之增加，但是具體分布趨勢(shì)并沒(méi)有改變。當(dāng)過(guò)盈量由方案1 的0.16 mm 增加到方案3 的0.32 mm 時(shí)，輪座表面最大應(yīng)力由300.9 MPa 增加到600.5 MPa，輪轂孔表面最大應(yīng)力由396.8 MPa 增加到792.3 MPa。而對(duì)于同一方案，壓裝過(guò)程中輪轂孔表面應(yīng)力和輪座表面應(yīng)力變化趨勢(shì)基本相同，并且輪轂孔表面應(yīng)力均大于輪座表面應(yīng)力。由圖2（c）可以看出隨著過(guò)盈量的增加，壓裝最大壓力由方案1 的360.9 kN增加到方案3 的721.4 kN。說(shuō)明過(guò)盈量對(duì)壓裝過(guò)程的影響明顯，在壓裝過(guò)程中選取合適的過(guò)盈量至關(guān)重要。由于輪對(duì)壓裝要求最終壓裝力在700～1200 kN 之間，因此在進(jìn)行輪對(duì)壓裝時(shí)過(guò)盈量應(yīng)不小于0.24 mm。

2.2 摩擦系數(shù)對(duì)壓裝過(guò)程的影響

在過(guò)盈量和壓裝速度一定的情況下，改變摩擦系數(shù)，對(duì)輪對(duì)進(jìn)行壓裝分析。得到不同摩擦系數(shù)下的壓裝過(guò)程中的輪座表面應(yīng)力和輪轂孔表面應(yīng)力變化以及壓裝壓力的變化情況，如圖3 所示。

圖3 不同摩擦系數(shù)下壓裝參數(shù)分析對(duì)比Fig.3 Comparison of assembling parameters in different frictioncoefficients

由圖3（a）和圖3（b）可以看出，隨著摩擦系數(shù)的改變輪座表面應(yīng)力和輪轂孔表面應(yīng)力并沒(méi)有發(fā)生明顯的變化，說(shuō)明摩擦系數(shù)對(duì)壓裝過(guò)程中的應(yīng)力變化影響較小。而對(duì)于相同摩擦系數(shù)時(shí)，壓裝過(guò)程中輪轂孔表面應(yīng)力和輪座表面應(yīng)力變化趨勢(shì)基本相同，并且輪轂孔表面應(yīng)力均大于輪座表面應(yīng)力。由圖3（c）可以看出隨著摩擦系數(shù)的增加，壓裝壓力隨之增加，最大壓裝壓力由275.6 kN 增加到541.2 kN，說(shuō)明摩擦系數(shù)對(duì)壓裝壓力的影響明顯。在進(jìn)行輪對(duì)壓裝時(shí)，合適的摩擦系數(shù)同樣至關(guān)重要。因此摩擦系數(shù)應(yīng)當(dāng)選擇在0.2 以上才能滿(mǎn)足壓裝要求。

2.3 壓裝速度對(duì)壓裝過(guò)程的影響

在過(guò)盈量和摩擦系數(shù)一定的情況下，選取不同的壓裝速度對(duì)輪對(duì)進(jìn)行壓裝分析（圖4）。

圖4 不同壓裝速度下壓裝參數(shù)分析對(duì)比Fig.4 Comparison of assembling parameters in different speed of press fitting

由圖4 可以看出，在不同壓裝速度下對(duì)輪對(duì)進(jìn)行壓裝時(shí)，輪轂孔表面應(yīng)力大于輪座表面應(yīng)力，且輪座和輪轂孔表面應(yīng)力以及壓裝壓力隨著壓裝速度的變化基本不發(fā)生改變，說(shuō)明車(chē)軸壓裝時(shí)基本不受壓裝速度的影響。一般壓裝速度在1 mm/s～2 mm/s 之間，當(dāng)壓裝速度過(guò)大時(shí)會(huì)壓裝過(guò)程中產(chǎn)生的巨大熱量由于時(shí)間較短二無(wú)法及時(shí)散發(fā)出去，會(huì)對(duì)最終的壓裝結(jié)果產(chǎn)生影響。

3 壓裝完成后的應(yīng)力分布情況

不同方案下壓裝完成后應(yīng)力分布基本相同，以方案1為例，圖5為方案1壓裝完成后的等效應(yīng)力云圖，圖6為壓裝完成后車(chē)輪與車(chē)軸的等效應(yīng)力變化曲線(xiàn)圖，由圖6可以看出壓裝完成后，輪轂孔表面應(yīng)力仍然大于輪座表面應(yīng)力，并且輪轂孔和輪座表面出現(xiàn)應(yīng)力集中現(xiàn)象，應(yīng)力集中位置基本相同，因此在壓裝時(shí)應(yīng)重點(diǎn)關(guān)注這些位置。

圖5 壓裝完成后輪軸等效應(yīng)力云圖Fig.5 The equivalent stress nephogram of wheel shaft after press fitting

圖6 壓裝完成后輪軸等效應(yīng)力變化曲線(xiàn)Fig.6 The equivalent stress curves of wheel shaft after press fitting

4 結(jié)論

本文建立了輪對(duì)對(duì)稱(chēng)的有限元模型，通過(guò)改變過(guò)盈量，摩擦系數(shù)和壓裝速度對(duì)輪對(duì)進(jìn)行了壓裝分析，研究了過(guò)盈量，摩擦系數(shù)和壓裝速度的改變對(duì)輪對(duì)壓裝過(guò)程的影響，并對(duì)壓裝參數(shù)進(jìn)行了優(yōu)化。分析結(jié)果如下：

（1）壓裝過(guò)程中最大應(yīng)力出現(xiàn)在輪轂孔表面，并且壓裝完成后輪作表面和輪轂孔表面都出現(xiàn)應(yīng)力集中現(xiàn)象；

（2）過(guò)盈量和摩擦系數(shù)對(duì)壓裝過(guò)程影響明顯，而壓裝速度對(duì)壓裝過(guò)程基本沒(méi)有影響。合適的過(guò)盈量和摩擦系數(shù)是保證壓裝成功的關(guān)鍵，并且根據(jù)壓裝要求過(guò)盈量應(yīng)當(dāng)不小于0.24 mm，摩擦系數(shù)不小于0.2，壓裝速度應(yīng)在1 mm/s 到2 mm/s 之間。