KZ4A型机车车轮强度计算和轮对模态分析

第 ２８ 卷 第 ５ 期 ２００５ 年 ９ 月 ２０ 日
电力机车与城轨车辆
!"#$%&’$ ()$)*)%’+,- . /0-- 1&02-’% 3,4’$",-
Ｖ ｏｌ ．２８ Ｎ ｏ．５ Ｓｅｐ．２０ｔ ｈ"２００５
Ｋ Ｚ４Ａ 型机车车轮强度计算和轮对模态分析
孙永鹏
! 中国南车集团株洲电力机车有限公司 " 湖南 株洲 摘
＝１２５ ｋＮ % "２)０． ７!０*７０ ｋＮ % "３+０． ４２!０,４２ ｋＮ %-. ０． ３ｍｍ"
在不同载荷工况下 # 作用于轮轨作用点的载荷对 车轮作用力的方向和位置如图 ３ 所示 "
２． ４ ２． ４． １
计算结果分析 静强度计算结果分析
４ 种工况下的计算结果见表 １ 和图 ４" 应力云图表
应有足够的强度 " 以保证机车在容许的最大速度和最 大载荷下安全运行 % 此外 " 机车运行时 " 各悬挂系统产 生较为复杂的振动 " 有自激振动 " 也有受到钢轨等外界 条件的激励而产生的振动 " 为了避免共振现象的发生 " 轮对的固有振动特性应与转向架 * 机车的动力特性相 匹配 " 固有频率应远离悬挂系统的振动频率和外界激 励载荷的频率 %
载荷工况 垂直静载 直线运行 曲线运行 道岔通过
不同载荷工况的车轮 ｖｏｎ＿Ｍ ｉ ｓｅｓ 应力
位置 车轮内侧的轮座孔边缘 车轮内侧的轮座孔边缘 车轮内侧的轮座孔边缘 车轮内侧的轮座孔边缘 驱动轮传力销孔处 最大应力 ／ Ｍ Ｐａ
最大应力
／ Ｍ Ｐａ ２２７． ７ ２２８． ５ ２３５． ３ ２２７． ３
１９６． ４ １９６． ６ ２０１． ６ １９５． ５
１９５． ７ １９５． ６ １９８． ７ １９５． ８
车轮外侧的轮座孔边缘 车轮外侧的轮座孔边缘 车轮外侧的轮座孔边缘 车轮外侧的轮座孔边缘
３． ２
模态分析结果 计算轮对的固有振动频率和振型时 " 没有对轮对
表３
不同载荷工况下驱动轮传力销孔处最大主应力 #１
整体进行有限元网格划分 " 同时考虑了轮轴的过盈配
－２７－
电力机车与城轨车辆! ２００５ 年第 ５ 期
合 " 但为了建模方便 # 也对轮对做了一定的简化 $ 模型 中未考虑制动盘的安装孔和注油孔等小孔 % 未考虑结 构中的棱角结构的倒角或倒圆 % 未考虑传力销对轮辐 的过盈影响和力矩影响 " 轮对整体用八节点六面体三 维实体单元进行网格划分 # 三维实体单元总数 ３４ ４７１ 个 %轮轴过盈配合处采用面面接触单元 # 接触单元总数
４１２００１#
要 $ 采用有限元软件对 Ｋ Ｚ４Ａ 型交流传动电力机车的车轮静强度和疲劳强度进行计算 " 计算结果表明
车轮强度满足要求 % 同时对轮对的模态进行了分析 " 得到了轮对的固有振动特性 % 关键词 $ 机车 & 车轮 & 强度 & 应力 & 载荷 & 轮对 & 模态 中图分类号 $ Ｕ ２６４． ８１＋． １ 文献标识码 $ Ａ 文章编号 $ １６７２－１１８７ ’ ２００５( ０５－００２７－０４
［ １］
２． ３． ３
车轮疲劳强度评定
标准 ｐｒＥ Ｎ １３９７９E１ 规定了应力的确定方法 # 该方 法认为车轮在运行中 # 各点为非对称循环 # 其破坏形式 由最大主应力方向的应力造成 " 因此除了计算每个载 荷工况下的车轮应力分布 # 还计算车轮旋转 １８０F 的情 况下的车轮应力分布 " 由此 #通过计算输出模型节点的 应力分布信息 # 确定每个节点在不同载荷工况作用下 的最大和最小应力值 # 按下式计算平均应力 !ｍ 和应力 幅 !ａ$ & !ｍ ａｘ ＋ !!ｍ ｉｎ’ ／ ２ !ｍ G & !ｍ ａｘI!ｍ ｉｎ’ ／ ２ !ａ H 式中 $ 最大应力 !ｍ ａｘ 为每个节点在不同载荷工况下的 最大主应力 % 最小应力 !ｍ ｉｎ 为每个节点在不同载荷工 况作用下各主应力在最大应力 !ｍ ａｘ 方向上的投影［４］" 根据 Ｇ ｏｏｄｍ ａｎ 疲劳曲线评定车轮的疲劳强度 "
２． ３ ２． ３． １
车轮强度评定 车轮材料机械性能 & １’ 抗拉强度 !ｂ/９００0１ ０５０ Ｍ Ｐａ#这里取 ９００ Ｍ Ｐａ% & ２’ 车轮材源自文库对称弯曲循环疲劳极限 !1１2０． ４７!ｂ3
４２３ Ｍ Ｐａ %
［ ２］
－２８－
孙永鹏( Ｋ Ｚ４Ａ 型机车车轮强度计算和轮对模态分析) ２００５ 年第 ５ 期 表１
表２
载荷工况 垂直静载 直线运行 曲线运行 道岔通过
３
３． １
轮对模态分析
有限元模型 轮对用八节点六面体三维实体单元进行网格划
不同载荷工况的车轮最大主应力 !１
最大主应力 ／Ｍ Ｐａ 车轮原位置 车轮旋转 １８０" 位置
分 "三维实体单元总数 ４３ ３２０ 个 ’节点数 ５４ ４８０ 个 % 不 再考虑轮轴过盈配合 %
工况 #再加上垂直静载工况 # 按如下 ４ 个载荷工况对车 轮进行了计算 $ 工况 １#垂直静载工况 $垂直静载荷 !０ ＋ 过盈量!% 工况 ２#直线运行工况 $垂直动载荷 !１ ＋ 过盈量"% 工况 ３ # 曲线运行工况 $ 垂直动载荷 !２ ＋ 横向动载 荷 "２ ＋ 过盈量# % 工况 ４ # 道岔通过工况 $ 垂直动载荷 !３ ＋ 横向动载 荷 "３ ＋ 过盈量$ " 其 中 $ !０ % 轴 重 ／２ ＝ １００ ｋＮ % !１ &!２ ’!３ (１． ２５!０
８９． ５ ９０． ０ １７４． ８ １２３． ７
图５
曲线运行工况下驱动轮传力销孔处最大主应力 &１
图６
传力销孔区域 Ｇ ｏｏｄｍ ａｎ 疲劳曲线图
２． ５
图４ 不同载荷工况的车轮 ｖｏｎ＿Ｍ ｉ ｓｅｓ 应力
结论 & １$ 静 强 度 计 算 结 果 中 " 各 工 况 下 最 大 ｖｏｎ＿Ｍ ｉ ｓｅｓ
& ｓｔ & ｍ ｏｄａｌ ｏｃｏｍ ｏｔ ｉ ｖｅ& ｗ ｈｅｅｌ ｒｅｎｇｔ ｈ& ｓｔ ｒｅｓｓ& ｌ ｏａｄ& ｗ ｈｅｅｌｓｅｔ )*+ ,-&.$ $ ｌ
０
引言
车轮是 影 响 机 车 运 行 安 全 性 的 关 键 部 件 之 一 " 它
１
车轮结构简介
Ｋ Ｚ４Ａ 型机车车轮结构示意图如图 １ 所示 " 车轮采
应力均小于许用应力［ " 车轮静强度满足设计要求 % !］ & ２$ 疲劳强度计算结果中 " 尽管车轮辐板传力销孔 边缘各节点的应力幅最大 "但均满足疲劳强度要求 %
２． ４． ２
疲劳强度计算结果分析
各工况下的最大主应力 !１ 和驱动轮辐板传力销孔 边缘处最大主应力分别见表 ２ 和表 ３ ! 可见车轮受横 向载荷时 " 在轮辐传力销孔边缘出现较大的 !１!
明 $４ 种工况的最大 ｖｏｎ＿Ｍ ｉ ｓｅｓ 应力均出现在车轮内侧 的轮座孔边缘 #主要由轮轴过盈应力引起 & 主要属于拉 伸应力’ # 且对外载荷影响不敏感 % 当车轮受到横向载 荷时 & 工况 ３ 和工况 ４’ # 在车轮辐板 与 轮 毂 的 过 渡 圆
图３ 不同载荷工况下的轮轨力位置
弧处和传力销孔 & 驱动轮’ 的周向位置应力较未受横向 载荷的工况下显著增大 " 需要说明的是 $ 计算并没有考虑轮轨的瞬时接触 状态 # 不能计算出轮轨的接触应力 # 文献 ［ ５］曾计算轴重 # 磨耗形踏面磨耗半径为 ４５０ ｍ ｍ 时的电力机车的 ２０ ｔ 轮轨表面接触应力为 ７５８． ７ Ｍ Ｐａ# 可见机车运行时 # 轮 轨瞬时的接触应力是很大的 "
最大主应力 ／Ｍ Ｐａ 车轮原位置 车轮旋转 １８０$
施加约束 " 软件自身消除无约束结构刚度矩阵的奇异 % 计算采用 Ｂ ｌ ｏｃｋ Ｌａｎｃｚｏｓ 法 " 共计算了轮对的前 ３０ 阶 振型 " 前六阶为刚体模态 " 第 ７ 阶开始为弹性体模态 " 固有振动频率见表 ４ % 第 ７ 阶振型为车轴扭转 " 第 ８ 阶 和第 ９ 阶振型为车轴的一次弯曲 " 第 １０ 阶和第 １１ 阶 振型为车轴的二次弯曲 "第 １２ 阶振型为两车轮辐板轴 向的对称变形 " 第 １３ 阶和第 １４ 阶振型为右轮的一次 扭转和一次弯曲 " 第 １５ 阶和第 １６ 阶振型为左轮的一 次扭转和一次弯曲 " 第 １７ 阶振型为车轮的轴向变形和 两车轮辐板同向变形 " 第 １８ 阶和第 １９ 阶振型为车轴 的一次弯曲和两车轮辐板对称弯曲 " 第 ２０ 阶和第 ２１ 阶振型为车轴的二次弯曲和两车轮辐板同向弯曲 " 第
收稿日期 $ ２００５－０４－１５ 作者简介 $ 孙永鹏 ! １９７２－( " 男 " 工程师 "１９９６ 年毕业于西南交通大学内燃机车专业 " 工学学士 " 现从事机车车辆转向架研发工作 % ! ａ( 驱动车轮 ! ｂ( 从动车轮
图１
车轮结构示意图
２
２． １
车轮强度计算
有限元模型 建立车轮有限元模型时 " 将轮对整体考虑 " 对轮对
取 ０． ８２［２］"
１ ９０４个 %整个轮对节点数 ４６ ９６４ 个 " 轮对有限元模型
如图 ２ 所示 "
２． ３． ２
车轮静强度评定
根据 ( ２００ ｋｍ ／ ｈ 及以上速度级铁道车辆强度设计 及试验鉴定暂行规定) ［３］#在上述载荷的作用下 # 车轮静 强度应满足的条件为 $ 最大 ｖｏｎ＿Ｍ ｉ ｓｅｓ 应力不大于许用 " 应力 # 即 !!［ !!］
用直辐板整体车轮 " 驱动轮和从动轮辐板上都设有安 装制动盘的孔 " 驱动轮辐板上还设有安装驱动机构传 力销的孔 "车轮滚动圆直径为 １ ２５０ ｍ ｍ %
Ｋ Ｚ４Ａ 型交流传动电 力 机 车 是 中 国 南 车 集 团 株 洲
电力机车厂为哈萨克斯坦共和国铁路干线研制的客运 机车 " 其最大运行速度为 ２１０ ｋｍ ／ ｈ" 轴式 Ｂ ０!Ｂ ０" 轴重 " 牵引电机架悬 " 采用轮对空心轴驱动方式 " 适用 ２０． ５ｔ 轨距 １ ５２０ ｍ ｍ " 轮对内侧距 １ ４４０ ｍ ｍ % 为了保证 Ｋ Ｚ４Ａ 型机车车轮具有足够的强度 " 必须对车轮进行强度分 析 & 同时为了得到轮对的固有频率及相应的振型 " 也须 对轮对进行模态分析 % 本文对此重点进行了介绍 " 强度 计算和模态分析均采用 Ａ Ｎ ＳＹ Ｓ 有限元分析软件 %
!"#$%&"’ ()*(+*)",-% )%. /-.)* )%)*01,1 2-3 "04$ 5678 *-(-/-",9$!1 :’$$* 1$"
ＳＵ Ｎ Ｙ ｏｎｇ－ｐｅｎｇ
) !"# Ｚｈｕｚｈｏｕ Ｅ ｌ "Ｌｔ " Ｚｈｕｚｈｏｕ ４１２００１" Ｃ ｈｉ ｅｃｔ ｒｉ ｃ Ｌｏｃｏｍ ｏｔ ｉ ｖｅ Ｃ ｏ． ｄ． ｎａ(
载荷工况 垂直静载 直线运行 曲线运行 道岔通过
９８． ０ ９８． ６
# 见图 ５$ １４３． ０
９３． ７ ９３． １ ９５． ３ ９７． ２
& ３’ 车轮对称循环疲劳极限为 $
!4１ｄ5!6１ ／ #7Ｄ 8２２５ Ｍ Ｐａ
其 中 $ $9Ｄ 为 正 应 力 下 的 疲 劳 强 度 降 低 系 数 #
$:Ｄ ;$<ｓ ／ !" # # 其中粗糙表面的疲劳缺口系数 $=ｓ 取 １． ０# 尺寸系数 " 取 ０． ６５# 正应力下的表面加工系数 #
"#$%&’(% $ Ｉｎ ｔ ｈｉ ｓ ｐａｐｅｒ" ｔ ｈｅ ｗ ｈｅｅｌｓｔ ａｔ ｉ ｃ ｓｔ ｒｅｎｇｔ ｈ ａｎｄ ｆ ａｔ ｉ ｇｕｅ ｓｔ ｒｅｎｇｔ ｈ ａｒｅ ｃａｌ ｃｕｌ ａｔ ｅｄ ｂｙ ＦＥ ａｎａｌ ｙｓｅ ｓｏｆ ｔ ｗ ａｒｅ．Ｔｈｅ ｒｅｓｕｌ ｔ ｓｈｏｗ ｓ ｔ ｈａｔ ｔ ｈｅ ｗ ｈｅｅｌ ｓｔ ｒｅｎｇｔ ｈ ｓａｔ ｉ ｓｆ ｙ ｒｅｑｕｉ ｒｅｍ ｅｎｔ ｓ． Ｔｈｅ ｗ ｈｅｅｌ ｓｅｔ ｍ ｏｄａｌ ｉ ｓ ａｌ ｓｏ ａｎａｌ ｙｓｅｄ． Ｔｈｅ ｎａｔ ｕｒａｌ ｖｉ ｂｒａｔ ｉ ｏｎ ｃｈａｒａｃｔ ｅｒｉ ｓｔ ｉ ｃ ｏｆｗ ｈｅｅｌｓｅｔｉ ｓｆ ｏｕｎｄ．
２ ２ ２ １／ ! ＝ ｛０． ５［ （ !１>!２） ?（ !２@!３） A（ !３B!１） ］ ｝２
式中 $!１ * 第一主应力 %!２ * 第二主应力 %!３ * 第三
图２ 轮对有限元模型
主应力 "
［ ２． ２D４０９ Ｍ Ｐａ" !］ C!ｂ ／ ２． ２
计算载荷和工况 参照欧 洲 铁 路 联 盟 标 准 规 定 的 车 轮 的 ３ 种 运 用