基于UIC标准铁路车轮疲劳

1、基于UIC标准铁路车轮疲劳分析Manh-Tuan Ha1 and Chul-Goo Kang2*学号：2015200312姓名：温朋哲（译）摘 要：列车车轮在正常运行过程中承受着高频循环荷载，对列车车轮进行疲劳分析对于保证列车的安全性是至关重要的。本文提出了一种验证滚动车轮疲劳安全性的方法，这是轮对设计过程的一部分。到目前为止，车轮的疲劳分析主要基于UIC标准，应用于实际车轮是复杂的。本文中，通过ANSYS有限元分析软件建立了车轮的三维模型，应用单轴疲劳应力准则与多轴Crossland疲劳应力准则对车轮疲劳进行分析。关键词：列车，车轮疲劳，多轴Crossland准则1. 引言列车车轮在正常运行

2、过程中承受着高频循环荷载，对列车车轮进行疲劳分析对于保证列车的安全性是至关重要的。轮对由一根轴和两个车轮组成，通常通过过盈配合进行装配。车轮不仅直接承受着轨道给予的反作用力，并且必须在高循环载荷作用下工作。因此车轮的疲劳问题是设计过程中主要的考虑因素1。车轮的机械响应的验证是先决条件。根据UIC标准1，车轮为轴对称时，车轮疲劳通过使用单轴疲劳应力准则进行验证，当车轮不是轴对称时要通过使用多轴疲劳应力准则进行验证。有许多多轴疲劳应力准则，如Crossland准则，Dang-Van准则，或Sines准则。但是，在铁路行业，Crossland准则是通常采用的。但在应用Crossland准则时，应力偏

3、张量J2a的第二不变量的幅值是难以确定的，这给Crossland准则的应用带来了困难。通过使用最长弦方法2或者超球外切方法3可以确定应力偏张量的第二不变量的幅值。有许多以前的具体研究给出了铁路车轮滚动接触疲劳的结果4和应用标准进行计算的方法5。但是在验证和设计铁路车轮的过程我们需要这种方法。本文提出了一种验证滚动车轮疲劳安全性的方法，这是轮对设计过程的一部分。到目前为止，车轮的疲劳分析主要基于UIC标准，应用于实际车轮是复杂的。本文中，通过ANSYS有限元分析软件建立了车轮的3D模型，应用单轴疲劳应力准则与多轴Crossland疲劳应力准则对车轮疲劳进行分析。2. 车轮疲劳分析模型 车轮疲劳分

4、析的模型，如图1所示，车轮直径为860mm，其他参数如下：车轮直径 860 mm磨损直径 780 mm车轮轮载 9吨 车轮材料 E=2.1*105MPa =0.3列车速度 v = 165km/h 图1.车轮三维模型以一定角速度在轨道上运行的车轮将会受到轨道给予的反作用力和离心力。我们根据UIC510-5标准计算作用在车轮上的作用力载荷。根据运行模式将车轮载荷工况分为三组。即直线运行工况，曲线运行工况，铁路道岔运行工况。三种工况下的载荷分别如图2，3，4所示。图2.直线运行条件下车轮受力图(FZ=110K N).图3.曲线运行条件下车轮受力图(FZ=110 KN，Fy = 61K N).图4.岔

5、道运行条件下车轮受力图(FZ=110K N，Fy = 35K N).载荷工况1：载荷位于通过车轮辐板孔“A”的中心的平面内（直线工况）。载荷工况2：载荷位于通过车轮辐板孔“A”的中心的平面内（曲线工况）。载荷工况3：载荷位于通过车轮辐板孔“A”的中心的平面内（岔道工况）。载荷工况4：载荷位于通过车轮辐板孔“A” “B”中心连线中点的平面内（直线工况）。载荷工况5：载荷位于通过车轮辐板孔“A” “B”中心连线中点的平面内（曲线工况）。载荷工况6：载荷位于通过车轮辐板孔“A” “B”中心连线中点的平面内（岔道工况）。载荷工况7：载荷位于通过车轮辐板孔“B”的中心的平面内（直线工况）。载荷工况8：载

6、荷位于通过车轮辐板孔“B”的中心的平面内（曲线工况）。载荷工况9：载荷位于通过车轮辐板孔“B”的中心的平面内（岔道工况）。载荷工况10：载荷位于通过车轮辐板孔“B”和对应孔“B”的中心的平面内（直线工况）。载荷工况11：载荷位于通过车轮辐板孔“B”和对应孔“B”的中心的平面内（曲线工况）。载荷工况12：载荷位于通过车轮辐板孔“B”和对应孔“B”的中心的平面内（岔道工况）。图5示出了用185实体单元建立的车轮有限元模型。图5三维有限元分析模型3. 单轴疲劳准则下的车轮分析本文力学行为的评估方法根据UIC 510-5 1.这个过程包括：- 确定所有节点在三个载荷工况下的最大主应力- 确定所有节点在

7、三个载荷工况下的最小主应力- 确定每个节点的以下应力： moy=max+min2 (1) dyn=max-min2 (2) =max-min (3) max和min的计算如下：- 取100020003ch为载荷工况“ch”（123）下节点的主应力矩阵。- 取chmax为 i max对应的载荷工况- 取 nxnynzchmax为jchmax方向向量的单位矢量。- 现在我们让max=jchmax- Nch为应力在基准平面法线方向上的投影， nxnynzchmax对应载荷“ch”表达为ch Nch=xxxyxzxyyyyzxzyzzzchnxnynzchmaxnxnynzchmax (4)通过类似的

8、方法，取min值为所有载荷工况下Nch的最小值。获得了最大和最小的应力后，计算和dyn的值。根据单轴疲劳准则验证车轮疲劳安全性，所获得值必须与材料限定的极限值比较。 ，dyn的极限值如下1：360Mpa -适用于机加工车轮dyn180Mpa -适用于机加工车轮4. 基于Crossland多轴疲劳应力准则的车轮分析Crossland多轴疲劳应力准则最初的形式如下： J2a+kHmax (5)其中，k和是材料常数，可以根据完全逆转单轴和扭转疲劳极限确定6：k=3t-1f-1-3;=t-1; (6)其中，t-1是反向扭转疲劳极限，f-1是反向弯曲疲劳极限。本文中，t-1=241MPa，f-1=315

9、MPa。J2a是第二不变量偏量的平方根的幅值。Hmax代表最大静水压力值。确定J2a的值不容易，它取决于作用在车轮上的载荷的类型，但是在本文中，它可以按以下公式进行计算。 J2a=161a-2a2+2a-3a2+3a-1a2 (7)其中，1a ,2a, 3a为主应力幅值。最大静水压力Hmax可由下式计算， Hmax=H,a+H,m (8) H,a=131,a+2,a+3,a (9) H,m=131,m+2,m+3,m (10)其中，“a”和“m”分别代表加载的幅值和平均值。5.分析结果根据单轴疲劳应力准则进行计算，我们发现车轮辐板外表面接近辐板孔处的点33430在载荷工况11下是最危险的。因此

10、，取该点计算结果的和dyn与标准值进行比较如表1，2，3所示。表1.所有负载情况下应力计算结果载荷工况整体笛卡尔坐标系中的应力矩阵径向MPa切向MPa轴向MPa10-70.480.45-3.14方向1000100011187.98143.051.79方向10001000112-188.5432.93-6.70方向100010001表2主应力计算载荷工况主应力矩阵最大值MPa均值MPa最小值MPa1080.84-2.00-71.94方向-0.05120.99870.0004-0.1272-0.00690.99190.99060.05070.127411143.3188.830.68方向-0.06

11、920.99760.00000.99130.06880.1123-0.1121-0.00770.09371233.46-4.02-191.76方向-0.04870.9988-0.0041-0.1195-0.00180.99280.99160.04890.1194表3疲劳分析ij评估疲劳maxMPa工况在Nch方向上的应力矩阵minMPamayMPadynMPa工况10工况11工况1211143.311180.79143.3133.3733.3788.3454.971288.8311-71.8788.83-191.66-191.66-51.42140.2521143.311180.79143.3

12、133.3733.3788.3454.972288.8311-71.8788.83-191.66-191.66-51.42140.25从表3中可以看出，计算出的动应力dyn小于极限值180MPa。 图69展示出了在载荷工况1到12作用下利用ANSYS进行的有限元分析结果。图69中的有效应力是根据Crossland多轴疲劳应力准则计算每个载荷工况下得到的，均小于疲劳极限t-1=241MPa。因此，在Crossland多轴疲劳应力准则条件下，车轮是安全的。图6.根据Crossland准则在标准负载 图7.根据Crossland准则在标准负载 1 3下的有效应力 4-6下的有效应力图8.根据Cros

13、sland准则在标准负载 图9.根据Crossland准则在标准负载 7-9下的有效应力 10-12下的有效应力5. 结论为了验证列车车轮的安全性，建立了车轮完整的三维模型，基于单轴和多轴疲劳应力准则，使用ANSYS进行了疲劳分析。基于本文的分析结果，给定车轮的疲劳安全性符合要求。作为进一步的研究，应力分析应该包括基于热机原理的制动盘制动时作用于车轮辐板的热载荷，确保温度上升后车轮应力满足要求。参考文献1 UIC Code 510-5, “Technical approval of solid wheels”, UIC International union of railways ,Febr

14、uary 2003.2 A. Bernasconi , and I.V .Paradopoulos, “Efficiency of algorithms for shear stress amplitude calculation in critical plane class fatigue criteria”, Computational Materials Science, Vol. 34, pp. 355-368, 2005.3 A. Bernasconi, “Efficient algorithms for calculation of shear stress amplitude

15、andamplitude of the second invariant of the stress deviator in fatigue criteria applications”,International Journal of Fatigue, Vol. 24, pp. 649-657, 2002.4 A. Ekberg, “Rolling contact fatigue of railway wheels-a parametric study”, Wear, Vol.211,pp.280-288, 1997.5 M.Ciavarella, and F.Mono, “A comparison of multiaxial fatigue criteria as applied to rolling contact fatigue”, Tri