第29卷第1期铁 道 学 报Vol.29 No.1 2007年2月J OU RNAL OF T H E CHINA RA IL WA Y SOCIET Y February2007文章编号:100128360(2007)0120102207铁道车辆车轮强度设计方法探讨刘会英1, 张澎湃1, 米彩盈2(1.中国北车集团四方车辆研究所试验研究部,山东青岛 266031;2.西南交通大学机械工程学院,四川成都 610031)摘 要:鉴于目前国内尚无车轮强度的设计计算标准,本文对车轮强度设计方法进行探讨。
提出了主动轮和从动轮车轮强度计算的载荷工况和当量静应力及当量疲劳应力计算方法。
依据实验数据提出了4种车轮材料的许用应力。
根据本文方法编制处理程序并以中国铁路在役客车的KKD型车轮和蓝箭动车主动轮为例,对静强度及疲劳强度进行了计算分析。
分析结果表明:本文论述的车轮强度设计方法,计算结果符合实际,具有可操作性。
关键词:车轮;强度;设计方法中图分类号:U270.331.1 文献标志码:AR esearch of Design Method of R olling Stock Wheel StrengthsL IU Hui2ying1, ZHAN G Peng2pai1, M I Cai2ying2(1.Reseach Testing Depart ment,CNR Sifang Rolling Stock Research Institute,Qingdao266031,China;2.Mechanical Engineering College,Sout hwest Jiaotong University,Chengdu610031,China)Abstract:There is no calculation criterion about designing of wheel strengt hs domestically at p resent.To solve t his p roblem,a calculation met hod of wheel st rengt hs is discussed in t his paper.The met hod for calculating t he loading conditions,equivalent static and fatique st resses of drive and driven wheels is given.The aut hor also p rovides t he permissible st resses of four kinds of wheel materials.Applying t he met hod given in t his paper,a p rocessing p rogram is compiled.Analysis of fatigue and static st resses of bot h KKD driven wheels and Lanjian t raction wheels under use in China is made.The analysis result s indicate t hat t he expounded calculation met hod of wheel strengt hs accords wit h practice,and it is workable.K ey w ords:wheel;st rengt h;design met hod 车轮是铁道车辆重要的走行部件,它的可靠程度与列车的安全密切相关。
因此,在车轮的设计阶段对车轮的强度进行评估是非常重要的。
但由于车轮强度计算和评定方法比较复杂,国内又没有相关标准或规程可以参考,虽然国际铁路联盟组织的U IC51025, Technical app roval of solid wheels[1]和英国采用的欧洲联盟标准BS EN1397921,Railway application2 Wheelset s and bogies2Mono bloc wheels2Technical ap2 proval p rocedure2Part1:Forged and rolled wheels[2] (两者基本相同)可以作为参考,但这2个标准不仅存在一定的局限性,且因属于技术认可规程,因此只对主收稿日期:2005209206;修回日期:2006207217基金项目:铁道部科技研究开发计划项目(2001J17)作者简介:刘会英(1956—),女,辽宁锦州人,高级工程师。
E2m ail:lzsys@ 要载荷、许用应力等原则问题给出明确规定,对具体的计算方法并没有详细说明,因而车轮强度的设计成为一个比较困难的事情。
为此,本文对非踏面制动的车轮无限寿命下强度设计方法进行了探讨。
1 载荷工况在非踏面制动条件下,车轮所承受的载荷主要是轮轨间的作用力及离心力,而对于传递起动和制动扭矩的动力轮对的车轮(以下简称主动轮,其他车轮称为从动轮)还应考虑作用在传动销上的牵引力和制动力。
轮轨间的作用力参照文献[1]确定。
1.1 从动轮载荷工况表1 从动轮载荷工况工况F r 1/Nω/(rad ・s -1)F r 2/N F z 2/N F r 3/N F z 3/N直线工况0.625P v/3.6R ————曲线工况—v/3.6R 0.625P0.35P——道岔工况—v/3.6R——0.625P0.21P注:P 为轴重,N ;v 为车辆最高运行速度,km/h ;R 为车轮半径,m ;F r 1、F r 2、F r 3为轮轨垂直力;F z 2、F z 3为轮轨横向力。
从动轮载荷工况见表1,各载荷在断面内的作用位置见图1(3种载荷作用在同一断面内)。
表2 主动轮载荷工况工况F r 1/Nω/(rad ・s -1)F r 2/N F z 2/N F r 3/N F z 3/N F N i 直线牵引工况0.625P v/3.6R ————F 1N i 1曲线牵引工况—v/3.6R 0.625P0.35P——F 1N i 1道岔牵引工况—v/3.6R ——0.625P0.21PF 1N i 1直线制动工况0.625Pv/3.6R ————F 2N i 2曲线制动工况—v/3.6R 0.625P0.35P——F 2N i 2道岔制动工况—v/3.6R——0.625P0.21PF 2N i 2注:F 1、F 2分别为牵引工况和制动工况下轮轨周向黏着力,可以以集中力的形式作用在距轮辋内侧70mm 的踏面上,F 1、F 2均作用在同一个断面内;N i 1、N i 2分别为牵引工况和制动工况下作用在每个销子上的周向牵引力及制动力。
1.2 主动轮载荷工况主动轮载荷工况见表2,各载荷在断面内的作用位置见图2。
2 车轮强度计算方法2.1 计算原理在实际运行中,车轮各点的应力由2种不同频率的交变应力迭加而成:一种是由车轮转动而形成的频率相对较高的交变应力。
车轮是一个旋转件,由于转动,车轮上载荷作用的位置在不断发生变化,即使载荷数值恒定不变,其上各点的应力也将随着车轮的转动而呈交变应力状态。
另一种是由交变的载荷工况产生的低频交变应力。
在运行过程中,车轮将经历不同的载荷工况(直线工况、曲线工况、道岔工况等)。
即使车轮不转动,由于载荷工况的变化,各点的应力也将呈交变应力状态。
计算的目的就是要确定在规定的k 种(从动轮为3种,主动轮为6种)载荷工况下,在转动过程中车轮的最大当量应力。
由于车轮结构比较复杂,因此必须采用有限单元法对其强度和刚度进行计算,从而确定最大当量应力。
具体的计算方法是:在沿着车轮圆周方向的n 个断面上依次施加规定的k 种载荷工况。
对于车轮上每个点可得到k ・n 组应力张量,从中寻找最大当量静应力,计算最大当量疲劳应力。
对于轴对称车轮可以只在任意一个断面上施加规定的k 种载荷工况,如果一个圆周上有m 个节点,可通过同一圆周上301第1期铁道车辆车轮强度设计方法探讨 m 个节点的k ・m 组应力寻找或计算最大当量应力。
2.2 几何模型辐板厚度应取设计的最小值,轮辋厚度取运行磨损到限尺寸时的值,其余部位可取设计的名义尺寸。
要考虑轮轴之间、传动销和孔之间的装配过盈量对车轮应力的影响,过盈量应按设计或组装技术条件的最大值选取。
2.3 当量静应力计算方法当量静应力为Von.mises 应力,用σe s 表示,对于车轮上每个点有σe s =22(σ1-σ2)2+(σ2-σ3)2+(σ3-σ1)2式中,σ1、σ2、σ3为主应力。
2.4 当量疲劳应力计算方法车轮属于多轴疲劳问题,而且是非对称循环三向应力状态。
对于多向应力状态问题,目前还没有一个很权威的当量疲劳应力计算方法。
工程界有的[3]将多向应力问题等效为一个当量应力进行评定;有的[1]直接取某一个方向的单向应力进行评定。
文献[1]中采用主应力方向的应力变化量评定车轮的疲劳强度。
文献[4]认为评估车轮的疲劳强度依据主应力方向的当量应力要好于其他方法计算的当量应力,本文依据主应力方向的当量应力(当量应力幅)进行评定。
主应力方向的当量应力计算方法为:当量疲劳应力用σed 表示,对于车轮上任一节点a ,有σed =max {σ1ed ,σ2ed ,σ3ed }由文献[3]得σied =σiea /εβ+ψσσiem σiea =(σi max -σi min )/2σiem =max {0,(σi max +σi min )/2}i =1,2,3σ1max =max {σ1,j }σ1min =min {σj 1}σ2max =max {σ2,j }σ2min =min {σj 2}σ3min =min {σ3,j }σ3max =max {σj 3}j =1,2,3,…,k ・n式中,σ1,j 、σ2,j 分别为第j 载荷工况下a 点的第一和第二主应力;σj 1为第j 载荷工况下a 点在σ1max 方向的正应力;σj 2为第j 载荷工况下a 点在σ2max 方向的正应力;σ3,j 为第j 载荷工况下a 点的第三主应力;σj 3为第j 载荷工况下a 点在σ3min 方向的正应力;β为表面加工系数;ψσ为不对称循环系数;ε为尺寸系数;n 为一个圆周上施加载荷的断面数。
当车轮为轴对称结构时,同一圆周上各点的疲劳当量应力是相同的。
若网格划分方式也是轴对称的,载荷可在一个断面上施加,此时:n 为一个圆周上的节点数;{σ1,j }、{σ2,j }分别为一周上n 个节点k 个载荷工况下的第一和第二主应力(均为k ・n 个主应力);{σj 1}为一周上n 个节点k 个载荷工况下在σ1max 方向的正应力;{σj 2}为一周上n 个节点k 个载荷工况下在σ2max 方向的正应力;{σ3,j }为一周上n 个节点k 个载荷工况下的第三主应力,{σj 3}为一周上n 个节点k 个载荷工况下在σ3min 方向的正应力;j =1,2,3,…,k ・n 。
