穆 偉 趙興龍 張 磊 魏華成

(太原重工軌道交通設(shè)備有限公司技術(shù)中心，山西030032)

車輪作為鐵路貨車的關(guān)鍵走行部件，不僅要承受機(jī)械載荷還要承受制動熱負(fù)荷。隨著貨車速度和軸重的增加，車輪的熱應(yīng)力和機(jī)械應(yīng)力也相應(yīng)增加，因此要求車輪有較高的強(qiáng)度、較低的當(dāng)量應(yīng)力和較好的輻板形狀，有利于輻板區(qū)域的熱輸出，降低熱應(yīng)力[1]；此外車輪設(shè)計還應(yīng)滿足裝備貨車轉(zhuǎn)向架接口尺寸的要求，不能與轉(zhuǎn)向架發(fā)生干涉。先根據(jù)轉(zhuǎn)向架接口尺寸設(shè)計車輪S型輻板形狀初始方案，然后通過有限元分析計算，對設(shè)計方案進(jìn)行驗證和優(yōu)化，選定最優(yōu)方案后制造樣輪，并依據(jù)EN 13979標(biāo)準(zhǔn)對車輪熱力學(xué)性能及疲勞實驗臺進(jìn)行測試，驗證車輪踏面制動熱力學(xué)性能及耐疲勞性能。

1 車輪方案設(shè)計

根據(jù)轉(zhuǎn)向架接口尺寸設(shè)計車輪形狀初始方案，見圖1。車輪軸重為25 t，設(shè)計執(zhí)行標(biāo)準(zhǔn)EN 13979，制造及檢驗執(zhí)行標(biāo)準(zhǔn)EN 13262，材質(zhì)為ER8，滾動圓直徑為?920 mm，踏面型式為EN 13715-S1002/h28/e32.5/6.7%，制動方式為踏面制動，輻板形式為S型，最小厚度為20 mm，輪轂孔直徑為205 mm，內(nèi)側(cè)輞轂距為23 mm。

圖1 車輪形狀初始方案

2 有限元分析及優(yōu)化

根據(jù)理論計算及實際經(jīng)驗，車輪磨耗到限狀態(tài)比新造狀態(tài)更危險，因此車輪有限元模型建立在車輪磨耗到限的基礎(chǔ)上，并采用1/2對稱結(jié)構(gòu)，SOLID45實體單元劃網(wǎng)；輪軸接觸選用CONTA174和TARGE170單元。有限元分析模型如圖2所示，其中模型施加對稱約束，車軸施加全約束。

圖2 車輪有限元模型

依據(jù)EN 13979，車輪靜強(qiáng)度分析有五種工況：直線工況、曲線工況、道岔工況、直線制動工況、曲線制動工況[2]。車輪疲勞強(qiáng)度分析有三個應(yīng)力循環(huán)工況：機(jī)械載荷工況、直線制動工況、曲線制動工況，其中EN標(biāo)準(zhǔn)中沒有要求計算車輪在制動工況下的疲勞強(qiáng)度，但為了進(jìn)一步驗證車輪在最惡劣環(huán)境中運(yùn)行的疲勞壽命，仍然增加了直線制動和曲線制動兩種工況。依據(jù)標(biāo)準(zhǔn)對應(yīng)工況條件分別在有限元模型上施加載荷進(jìn)行計算，計算結(jié)果見表1，圖3給出了輻板厚度最薄及載荷最惡劣的曲線制動工況下計算應(yīng)力云圖。

表1 車輪形狀初始方案計算結(jié)果

圖3 車輪形狀初始方案曲線制動工況下車輪應(yīng)力云圖及最大主應(yīng)力云圖(輻板厚度20 mm)

基于車輪形狀初始方案的有限元分析結(jié)果，以輻板圓弧半徑及圓心位置為優(yōu)化設(shè)計變量，對車輪輻板形狀進(jìn)行多次優(yōu)化，得到最終形狀方案。表2給出了最終方案的計算結(jié)果，圖4給出了輻板厚度最薄及載荷最惡劣的曲線制動工況下計算應(yīng)力云圖。

表2 車輪形狀最終方案計算結(jié)果

圖4 車輪形狀最終方案曲線制動工況下車輪應(yīng)力云圖及最大主應(yīng)力云圖(輻板厚度20 mm)

通過對比結(jié)果可以看出，在滿足靜強(qiáng)度要求和疲勞強(qiáng)度要求的情況下，最終方案降低了應(yīng)力集中水平，且應(yīng)力分布接近了理想狀態(tài)。

3 車輪力學(xué)性能測試

車輪方案定型后進(jìn)行試制，并依據(jù)EN 13979規(guī)定對試制車輪進(jìn)行制動實驗臺測試和疲勞實驗臺測試。

3.1 制動實驗臺測試

測試結(jié)果表明新造車輪在10次制動過程中及冷卻后的輪輞最大橫向位移分別為-0.68 mm和-0.15 mm，磨耗到限車輪在10次制動過程中及冷卻后的輪輞最大橫向位移分別為-0.95 mm和-0.08 mm；新造車輪在10次制動冷卻后輪輞殘余應(yīng)力三次測量值分別為141 MPa、155 MPa、154 MPa，平均值為150MPa，磨耗到限車輪在10次制動冷卻后輪輞殘余應(yīng)力三次測量值分別為117 MPa、122 MPa、110 MPa，平均值為116 MPa，測試結(jié)果對照上述標(biāo)準(zhǔn)均符合要求。

3.2 車輪疲勞實驗臺測試

該測試方法基于Miner疲勞累積損傷理論，也被稱作Corten/Dolan法。測試前需進(jìn)行靜態(tài)測試以建立應(yīng)力-載荷關(guān)系，然后進(jìn)行動態(tài)測試。圖5為車輪疲勞實驗臺測試示意圖。

圖5 車輪疲勞實驗臺測試示意圖

具體實施方法為在車輪與車軸表面按圖6所示粘貼應(yīng)變片及三向應(yīng)變花：其中TC3為確定疲勞危險位置的應(yīng)變片組，TR為測量真實應(yīng)力的三向應(yīng)變花；Tpl1(T3、T4、T5、T6)與Tpl2(T7、T8、T9、T10)為粘貼到車軸表面并連接到惠斯通電橋的兩組應(yīng)變片，用以動態(tài)載荷測試中控制不平衡質(zhì)量的旋轉(zhuǎn)速度；T1、T2也是用于控制的單向應(yīng)變片。實驗開始首先通過靜態(tài)加載找到應(yīng)力最大位置，并在該位置旋轉(zhuǎn)90°的對應(yīng)處粘貼三向應(yīng)變花以測量真實應(yīng)力，最后依據(jù)測量的載荷-應(yīng)力關(guān)系確定動態(tài)載荷幅值及頻率，并按此循環(huán)加載1000萬次，自動結(jié)束后對車輪進(jìn)行磁粉尸檢測，若表面存在長度≥1 mm的裂紋，則認(rèn)為疲勞失效，否則為合格。

圖6 疲勞測試應(yīng)變片粘貼示意圖

根據(jù)靜態(tài)載荷測試得到的載荷-應(yīng)力關(guān)系確定動態(tài)載荷幅值及頻率。經(jīng)過線性擬合，應(yīng)力-載荷對應(yīng)關(guān)系為：F=0.2633HN，HN為應(yīng)力水平，HN=240 MPa；對應(yīng)載荷幅值F=63.2 kN；加載頻率為18.8 Hz；車軸控制應(yīng)力為146 MPa。按照該載荷幅值及頻率循環(huán)加載1000萬次，停止后對車輪表面進(jìn)行磁粉檢測，沒有發(fā)現(xiàn)疲勞裂紋。圖7 為內(nèi)側(cè)應(yīng)變花及車軸控制應(yīng)變片組在動態(tài)載荷作用下的應(yīng)力測量結(jié)果。

圖7 內(nèi)側(cè)應(yīng)變花及車軸控制應(yīng)變片組在動態(tài)載荷作用下的應(yīng)力測量結(jié)果

4 結(jié)論

(1)車輪輻板形狀對其應(yīng)力幅值及應(yīng)力集中水平有很大影響，通過對輻板形狀進(jìn)行優(yōu)化可改善受力，大幅降低應(yīng)力幅值及應(yīng)力集中水平。

(2)前期通過有限元分析對設(shè)計方案進(jìn)行校核及優(yōu)化，能夠可靠地提高后期車輪實物力學(xué)性能測試的成功率。

(3)該車輪最終設(shè)計方案滿足標(biāo)準(zhǔn)各項要求，可進(jìn)入裝車考核階段。