輪對(duì)是機(jī)車走行部中最......



輪對(duì)是機(jī)車走行部中最重要的部件，在我國(guó)廣泛使用裝配式車輪，其由車軸、輪輞和輪箍組成，如圖1所示。
圖1所示的裝配式機(jī)車輪對(duì)，與整體車輪相比，當(dāng)輪箍的輪緣與踏面磨損到一定程度后，町通過更換輪箍重新投入使用，大大延長(zhǎng)了輪對(duì)的使用壽命。裝配式車輪的輪箍與輪輞是通過過盈連接來傳遞牽引力和制動(dòng)力的，在運(yùn)用過程中會(huì)因?yàn)槟p、溫升等使實(shí)際過盈量小于必要的過盈量，導(dǎo)致輪箍與輪輞之間發(fā)生相對(duì)運(yùn)動(dòng)，這種相對(duì)運(yùn)動(dòng)稱之為弛緩。輪箍弛緩會(huì)造成機(jī)車脫軌等重大安全事故，如2003年8月4日27031次貨物列車機(jī)車車輪A節(jié)1、2、4位軸發(fā)生輪箍弛緩?fù)飧Z的嚴(yán)重故障緊急停車，造成隴海下行線中斷9 h。為了防止內(nèi)燃機(jī)車裝配式車輪輪箍弛緩造成的機(jī)車脫軌事故，提出了給裝配式機(jī)車輪對(duì)輪箍加裝扣環(huán)的方案，如圖2所示。
機(jī)車輪對(duì)輪箍加裝扣環(huán)后，能有效地防止 輪箍弛緩而造成的機(jī)車脫軌等重大事故。輪箍加裝扣環(huán)后，輪惘與輪箍的配合面變短，輪輞受力中心外移；扣環(huán)槽部不可避免會(huì)有應(yīng)力集中。機(jī)車輪對(duì)輪箍加裝扣環(huán)后導(dǎo)致的上述變化，對(duì)輪對(duì)在運(yùn)用過程中的應(yīng)力及其分布狀態(tài)有何影響對(duì)輪箍的踏面和輪緣使用可靠性是否發(fā)生改變因此，必須對(duì)加裝扣環(huán)后的車輪進(jìn)行分析研究，為保證鐵路機(jī)車運(yùn)行安全提供理論依據(jù)。
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1 分析計(jì)算工況載荷及邊界條件
機(jī)車在牽引工況(或制動(dòng)工況)時(shí)所產(chǎn)生的軸重的變化稱為軸重轉(zhuǎn)移。機(jī)車走行部的結(jié)構(gòu)型式和傳動(dòng)裝置不同，軸重轉(zhuǎn)移的方式也不一樣，這里以DF4B型機(jī)車為例進(jìn)行計(jì)算。
DF4B型內(nèi)燃機(jī)車采用彈性4旁承、一系彈簧獨(dú)立懸掛的轉(zhuǎn)向架，其牽引電機(jī)順置排列，且前后轉(zhuǎn)向架牽引電動(dòng)機(jī)布置相對(duì)車體中間對(duì)稱。DF4B型內(nèi)燃機(jī)車的軸重轉(zhuǎn)移，就為轉(zhuǎn)向架在牽引力的作用下相對(duì)于車體底架產(chǎn)生前后傾斜引起的轉(zhuǎn)向架內(nèi)的軸重轉(zhuǎn)移和轉(zhuǎn)向架間的軸重轉(zhuǎn)移。機(jī)車在通過彎道時(shí)會(huì)因?yàn)檐壍莱吆碗x心慣性力的作用，以及側(cè)風(fēng)的作用而使同一車軸上兩車輪的輪重發(fā)生變化。作用在輪對(duì)上的載荷還有牽引齒輪傳遞給車軸上的扭矩。另外，機(jī)車在運(yùn)行過程中由于輪軌表面的缺陷、軌道的不平順、軌縫等所引起的動(dòng)載荷。在分析計(jì)算時(shí)，必須綜合考慮上述各載荷的作用與影響。
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2 有限元模型的建立
在SolidWorks下建立實(shí)體幾何模型，建模時(shí)對(duì)輪對(duì)進(jìn)行了必要的簡(jiǎn)化，通過Parasolid文件格式導(dǎo)入到ANSYS中。輪對(duì)模型是軸對(duì)稱的，但由于牽引力等具有不對(duì)稱性，因此在此采用整個(gè)車輪進(jìn)行計(jì)算。輪對(duì)的有限元模型如圖3所示。
3 計(jì)算結(jié)果分析與評(píng)價(jià)
圖4、圖5是在載荷作用下加裝扣環(huán)機(jī)車輪對(duì)有限元分析的應(yīng)力分布云圖，圖6為加裝扣環(huán)后輪箍、輪輞配合面以及扣環(huán)槽部沿軸向的應(yīng)力分布曲線。
對(duì)于上述計(jì)算結(jié)果按強(qiáng)度理論進(jìn)行評(píng)價(jià)。
(1)靜強(qiáng)度分析及評(píng)定
為使車輪滿足運(yùn)用強(qiáng)度要求，車輪各關(guān)鍵位置點(diǎn)的最大Von mises應(yīng)力應(yīng)小于車輪材料的屈服極限σB，這里σB=420MPa，Von mises應(yīng)力的計(jì)算公式為：
(2)疲勞強(qiáng)度分析及評(píng)定
由于車輪的轉(zhuǎn)動(dòng)，其上各點(diǎn)的應(yīng)力呈三向交變的應(yīng)力狀況，本次采用等效應(yīng)力幅及等效平均應(yīng)力對(duì)車輪各點(diǎn)關(guān)鍵點(diǎn)進(jìn)行疲勞強(qiáng)度校核。疲勞強(qiáng)度滿足要求的條件是車輪上各點(diǎn)(奇異點(diǎn)除外)的疲勞安全系數(shù)應(yīng)大于等于1，即n≧1。其計(jì)算公式為：將車輪各點(diǎn)關(guān)鍵點(diǎn)上應(yīng)力最大點(diǎn)及直徑方向上對(duì)應(yīng)點(diǎn)的主應(yīng)力值、平均應(yīng)力值提取出來，各主應(yīng)力值作為計(jì)算數(shù)據(jù)。經(jīng)分析計(jì)算，其疲勞安全

系數(shù)為：其中σa1、σa1、σa3為主應(yīng)力幅；σm1、σm2、σm3為主應(yīng)力幅方向的平均應(yīng)力；σ-1為材料在對(duì)稱循環(huán)下的疲勞極限。
Kσ為有效應(yīng)力集中系數(shù)；εσ為尺寸系數(shù)；β表面系數(shù)；φσ不對(duì)稱循環(huán)系數(shù)。在同樣的邊界條件下對(duì)無扣環(huán)輪對(duì)進(jìn)行了分析計(jì)算，并進(jìn)行了比較。
4 結(jié)論
在相同的邊界條件下，加裝扣環(huán)后車輪輪箍的應(yīng)力，尤其是輪箍扣環(huán)部位的應(yīng)力有所增大，這是因?yàn)榭郗h(huán)環(huán)槽的應(yīng)力集中，輪輞與輪箍的配合面變短，輪輞受力中心外移所致。與無扣環(huán)的車輪比較，位于扣環(huán)部位應(yīng)力值增大了2O～30MPa，但應(yīng)力值仍然處于安全的限度以內(nèi)。
對(duì)于輪箍磨耗到極限狀態(tài)車輪的校核，其扣環(huán)處?kù)o應(yīng)力值為342．71 MPa，小于其屈服強(qiáng)度420MPa；其疲勞安全系數(shù)n為2．2，大于其許用安全

系數(shù)1。即靜強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度均滿足要求。
加裝扣環(huán)的車輪與沒有加裝扣環(huán)的車輪在相同極限狀態(tài)相同載荷作用下的比較，可以看出加裝了扣環(huán)的車輪在應(yīng)力值上比未加裝扣環(huán)的車輪僅大了20—30MPa，而除了輪箍與輪輞接觸處外，其他部位的應(yīng)力分布趨勢(shì)大致相同。