基于Solidworks的转K2型转向架的三维建模及有限元分析

1、中南大学交通运输工程学院数字化设计技术课程论文题 目 基于Solidworks的转K2型转向架的三维建模 及有限元分析姓 名 所在学院 专业班级 学 号 授课教师 日 期 年 月 日 基于Solidworks的转K2型转向架的三维建模及有限元分析摘要：转向架是机车车辆最重要的组成部件之一，其结构是否合理直接影响机车车辆的运行品质、动力性能和行车安全，所以保证转向架的应力条件和疲劳寿命是十分重要的。但是传统的转向架强度的可靠性评定大多通过物理样机的试验，再通过金属探伤、磁电探伤等方法来检验，成本高，检验周期长。本论文中利用Solidworks对转K2型转向架的构架、轮对、车轴、摇枕进行三维建模，

2、然后利用Solidworks的有限元分析Simulation，对转向架的重要组成部分：构架、轮对、车轴、摇枕，进行各种模态分析，以判断其在模拟工作状态下的模态变形、构架强度、疲劳等一系列参数是否合理。关键字：转向架；Solidworks；轮对；侧架；摇枕；有限元分析；静强度；一、二、1转K2型转向架概述 1.1 转K2型转向架简介转K2型转向架为铸钢三大件式货车转向架。摇枕、侧架材质为B级铸钢，两侧架之间加装下交叉支撑装置；采用带变摩擦减振装置的中央枕簧悬挂系统，摇枕弹簧为两级刚度，采用锻造支撑座；下心盘内设有尼龙心盘磨耗盘；装用能满足提速要求的双列圆锥滚子轴承、50钢车轴及LM磨耗型踏面的H

3、DSA轻型辗钢或HDZC轻型铸钢车轮；采用双作用常接触弹性旁承；基础制动装置采用L型组合式制动梁、新型高摩合成闸瓦。 基本尺寸：固定轴距 1750mm轴颈中心距 1956mm旁承中心距 1520mm心盘面到轨面高（心盘载荷86.6kN） 682mm下心盘直径 355mm下心盘面到下旁承顶面距离：自由状态 93mm工作状态 84mm侧架上平面到轨面距离 775mm侧架下平面到轨面距离 165mm车轮直径 840mm 制动杠杆与车体纵向铅垂面的夹角 50°基础制动装置制动倍率 4主要性能参数：轨距 1435mm轴重 21t轴型 RD2自重 4.2t商业运营速度 120km/h通过半径80

4、m100m曲线时，限速5km/h，通过半径100m145m曲线时，限速20km/h。图1 转K2型转向架三维实体图（图片来自百度）2 转向架各零件的三维建模2.1 车轮的三维建模火车轮对的建模主要是其踏面的形状不好绘制，而且我们手里没有详细的尺寸，所以我们只能转向其他地方求助了，最后我们采用了车辆工程中的LMa磨耗型踏面，在实际的绘制过程中还是会有一定的问题，所以会和标准的有一定的误差，图2就是solidworks中车轮的草图。图2 车轮踏面草图然后通过【旋转凸台】命令，绕车轮的中心轴旋转就可以建好车轮的简易模型。车轮的三维如图3所示。图3 车轮三维模型图2.2 车轴三维建模根据查阅车辆工程这

5、本书，我们选定车轴为空心车轴，参照上面的草图，以及相应部分的轴径，在Solidworks中做轴的草图，各段尺寸如图4所示。图4 轴的草图然后通过【旋转凸台】命令，使草图绕轴的中心旋转，建好车轴的三维模型，建好的模型如图5所示。图5 轴的三维模型2.3 侧架的三维建模由于本次建模为小组合作，侧架建模任务由其他同学完成，所以我就不赘述建模的详细步骤和过程，侧架三维模型图如图6所示。图6 侧架三维模型2.4 摇枕三维建模摇枕是左右对称的，但是摇枕的建模步骤比较的繁琐，而且倒了很多的圆角，所以我就不赘述建模的详细步骤和过程，摇枕的三维模型图如图7所示。图7 摇枕三维模型2.5 弹簧三维建模转K2型转向

6、架是有内外圆弹簧的，而且外圆簧是左旋的，内圆簧是右旋的，弹簧的画法是通过【曲线】中【插入螺旋线】插入弹簧的螺旋，然后通过【扫描】特征建好弹簧的三维模型。弹簧的三维模型如图8所示。图8 弹簧三维模型3 转向架装配装配的过程比较的繁琐，其中包括了车轮与车轴、轴承、承载鞍、弹簧、侧架还有摇枕等一系列零部件的装配，而且在装配的时候插入了很多的基准面，所以详细的装配过程，就不在赘述了。转K2型转向架的具体装配图如图9所示。图9 转K2型转向架装配体4 转K2型转向架有限元分析4.1侧架的有限元分析随着铁路运输向高速、重载的技术方向发展，对铁路货车转向架提出了新的要求。转K2型转向架的研制成功为铁路货运更

7、加适应新形势的发展提供了保证。转K2侧架材质为B级钢，成品重量为381kg ，按Q/QC350902000 转K2型转向架技术条件和运装货车199939号文件之附件铁道货车用B级钢摇枕、侧架供货技术条件（试行）制造验收【1】。4.1.1 定义材料根据查阅相关资料【2】，选定侧架的材料为B级钢，其弹性模量为172GPa，泊松比为0.3。在Solidworks进行静应力分析时，因为不知道B级钢材料的具体性能指标，所以近似的用电镀钢来近似替代，其弹性模量为200GPa，泊松比为0.29。4.1.2 边界条件及载荷工况实际运行中，侧架承受的载荷较为复杂，有限元分析时，一般简化为简单的垂向载荷和横向载荷

8、。根据TBT1335_1996铁道车辆强度设计及试验鉴定规范(以下简称规范)【3】，确定计算载荷在侧架弹簧承台面上施加垂向载荷1.5C，,在侧架两立柱上施加垂直于侧架平面的横向载荷0.4C,C为轮对两轴颈的垂向静载重，其值等于轴重减去轮对自重,，转K2型转向架轴重为2058kN，轮对自重为41.16kN，则C=205.8-10.64=164.64 kN，1.5C=246.96 kN，0.4C=65.856 kN施加载荷时，垂向载荷平均作用在7处弹簧支承面上，每处载荷246.96/7=35.28kN，因取半个侧架为模型对象，所以中间弹簧支承面上的载荷为35.282=17.64kN，其余3个弹簧支

9、承面上的载荷为35.28kN。如表1就是我分析时对应的相应的工况。表1 静载荷试验表 载荷工况垂向力横向力（向内）横向力（向外）工况11.5C工况21.5C0.4C工况31.5C0.4C工况42.14C工况50.57C注：C=164.64 kN4.1.3 生成网格侧架的整体建模还是比较规范的，没有太多的圆角，且是对称的一个实体，所以在划分网格时只需用默认的设置就行了，图10就是已经划分好的网格。图10 侧架网格化图10中定义的单元大小为32.5295mm，公差为1.62647mm，划分网格后节总数为230731，单元总数为137267。4.1.4 侧架有限元分析结果由于侧架横向结构不对称，横向

10、载荷要分向内和向外加载，在模型的对称截面上施加对称约束，并约束轴箱垂向支承处单元的垂向线位移自由度和外侧轴箱面的横向线位移自由度【4】。表2 静载荷试验试验结果 载荷工况最大应力位置最大应力值（GPa）许用应力值（GPa）最大位移（m）工况1轴箱拐角处154.871510.000597833工况2承台拐角处121.481510.000682367轴箱拐角处250.48151工况3承台拐角处127.791510.000678231轴箱拐角处212.55151工况4承台拐角处182.541510.000738536簧枕台下处120.2151工况5侧架外立柱处119.291510.000980732

11、轴箱拐角处98.292151注：最大应力值都是通过在最大应力附近位置多次探测取平均值，许用应力值参考【5】表2是根据表一的工况，再按照上面介绍的约束情况和加载情况施加载荷得到的结果，由结果我们可以得到在各种工况下，轴箱拐角处的的应力值都很危险，有的时候最大的应力值，远远超过了许用的应力值，我觉得可能是侧架在进行三维建模的时候，结构和尺寸可能有点偏差，导致了我们的结果和标准的值相差很大。以下是各个工况下具体的应力图。图11 工况一应力图由图11工况一应力图我们可以发现轴箱拐角处的应力值是最大的，最大应力为154.87MPa，已经超过了许用的应力值：151MPa；但是因为车辆实际运行时并不是时时刻

12、刻都是最糟的承载工况，所以是可以接受的。 图12工况二应力图图12工况二为加载了垂向和横向向外的载荷，由应力图我们可以发现，此时的承台拐角处的应力值为121.48，满足许用应力值，而轴箱拐角处的某点的应力值已经达到了250.48MPa，超过了许用应力值100MPa，很容易出现裂纹，断裂。图13 工况三应力图图13工况三是将工况二中向外的横向载荷变为了向内的横向载荷，此时轴箱拐角处的应力值为212.55MPa，还是超出了许用应力值，由工况二和工况三知轴箱拐角处是十分危险的。图14 工况四应力图图14工况四为考虑垂向载荷为2.14C时的应力情况，其模拟的是机车超载时对转向架的负荷情况，由应力图，我

13、们可以看到承台拐角处的最大应力值为182.54MPa，超过饿了许用应力值。所以超载很可能使转向架超负荷，影响转向架的安全性能。图15工况五应力图图15工况五中只加了0.57C的横向力，其侧架外立柱处的最大应力值为119.29MPa，轴箱拐角处的最大应力值为98.292MPa，两者都满足许用应力的要求。4.1.5 结果分析侧架的最大计算应力多发生在轴箱导框的内弯角处，摇枕弹簧承载台拐角处，摩擦斜块滑动倒槽的拐角处，还有就是鱼腹枕的鱼腹处。所以这些地方在加工和制造的时候应该特别注意，应按照相应的标准来检验。4.2 弹簧静应力分析与疲劳分析4.2.1 静应力分析转K2型转向架的中央悬挂装置由10个外

14、圆弹簧，10个内圆弹簧组成。下面是转K2弹簧组性能参数【6】。表3 转K2弹簧组性能参数4.2.1.1 定义材料和约束查阅相关的资料【7】，定义弹簧的材料为“不锈钢（铁素体）”材料，其弹性模量为200GPa，泊松比为0.28。为了方便加载和定义夹具，我们分别在弹簧的两端拉伸一个凸台，一边定义为“固定几何体”，然后约束弹簧只能沿轴向压缩或伸长。4.2.1.2 生成网格图16 弹簧网格化图16中定义的单元大小为11.0687mm，公差为0.553435mm，划分网格后节总数为14032，单元总数为6971，网格的品质为：高。4.2.1.3 有限元分析结果图17 弹簧静应力图由图17应力结果图我们可

15、以看到，外圆簧在31972.1kN的作用下，经过在发生最大应力处多点测量取平均值的方法，可以看出最大应力为740.28GPa满足图16 转K2弹簧组性能参数中的许用应力950GPa。4.2.2 疲劳分析本论文只针对转K2型转向架弹簧的外簧进行垂向特性分析，内圆簧和外圆簧有限元分析的步骤是一样的，只是所加的力不一样，所以就不在具体阐述。4.2.2.1 添加事件实验时，定义外圆簧载荷的周期为1000，材料为不锈钢（铁素体），其弹性模量为200GPa，泊松比为0.28，图18就是其疲劳曲线图。图18 不锈钢（铁素体）SN曲线4.2.2.2 疲劳分析结果图19 生命图解由图19生命图解我们可以看出生命

16、周期为100次图20 损坏图解由图20损坏图解我们可以看出，损坏的可能性为100%，图21 载荷因子图解由图21载荷因子图解也可以看到，弹簧的安全因数最小为0.006，是危险的。4.2.3 结果分析由以上的分析可以得出弹簧的静应力强度是满足要求的，但是考虑到疲劳情况之后，弹簧的疲劳是有问题的，完全达不到要求的疲劳情况；我分析可能是我们材料的选择上有问题，或是疲劳分析时，定义的周期有问题，因为实际情况不能为1000的。4.3 摇枕有限元分析摇枕的作用是将车体作用在下心盘上的力传递给支撑在其两端的枕簧上，另外还用于把转向架左右两侧架联系成一个整体，其可靠性能影响机车的走行品质和安全性，必须满足一定

17、的强度要求。随着计算机的普及和计算方法的发展，有限元法已成为摇枕强度分析的主要方法。4.3.1 转K2型转向架摇枕结构特点为适应摇枕中央部位受弯矩大、两端受弯矩较小的情况，摇枕中央的截面比两端大，使中央部位具有较大的截面模数，这种形式的摇枕称为鱼腹形摇枕【7】，下图22是我已经建好的摇枕模型。图22 摇枕三维模型4.3.2 载荷计算主要根据铁道车辆强度及试验鉴定规范【3】，同时考虑实际情况予以适当调整，转K2型转向架的主要参数已经在前面摘录了。4.3.2.1垂向静载荷垂向静载荷Pst的计算公式为： (1)式中：PR为允许轴重，n为转向架的轴数，PT为转向架的自重。根据转K2型转向架的主要参数带

18、入上式：（kN）4.3.2.2车体制动下的纵向力和横向力查阅相关资料【8】制动情况下产生的纵向力为77kN,横向力为120kN.4.3.3摇枕载荷工况由于转向架摇枕受垂向力、纵向力和横向力，根据实际的情况考虑以下几种工况：只受垂向载荷，该工况模拟列车静止或匀速直线运动情况；受垂向载荷与横向载荷，该工况模拟列车匀速通过曲线情况；受垂向载荷与纵向载荷，该工况模拟列车直线制动时的情况；受垂向载荷、纵向载荷与横向载荷共同作用，该工况模拟列车过曲线时进行制动的情况，此种工况是工作条件最恶劣的工况。表4 摇枕设计载荷工况工况实际情况模拟载荷名称载荷大小（kN）1静止/匀速直线运动垂向载荷垂向：3082曲线

19、垂向载荷+横向载荷垂向：308横向：1203直线制动垂向载荷+纵向载荷垂向：308纵向：774曲线制动垂向载荷+横向载荷+纵向载荷垂向：308横向：120纵向：774.3.4 定义材料查阅机车车辆这本书，定义摇枕的材料为“铸造不锈钢”材料，其弹性模量为190GPa，泊松比为0.26。4.3.5约束条件和加载位置在有限元计算中，模型约束条件采用刚性边界元，垂向边界元均施加在旁承支座，而横向和纵向边界元施加在牵引销上。垂向载荷施加在摇枕的弹簧座处，横向载荷施加在摇枕弹簧座以及横向止挡处。当施加制动力时，纵向载荷施加在摇枕的牵引拉杆座上。4.3.6 有限元分析结果图23 工况一的应力图图23工况一模

20、拟的是静止/匀速直线运动的情况，这种情况下只加308kN的垂向载荷，这时摇枕弹簧承载面与鱼腹面拐角处的最大应力值为98.42MPa，满足许用应力值为185MPa的要求。图24工况一的位移图（最大位移为0.000334584m）由图24工况一的位移图我们可以看到位移是0.000334584m，是十分小的，满足要求。图25工况二的应力图图25工况二是模拟车辆通过曲线时的工况，由应力图我们可以看到最大应力值在旁承盒下中间立板处，最大应力值为232.71MPa，超过了许用应力值，可以发现旁承盒子是十分危险的。图26工况三应力图图26工况三是模拟直线制动时的工况，要加上垂向力和纵向力，由应力图我们可以看

21、到牵引拉杆座附近的最大应力值为55.588MPa，旁承盒下中间立板处的最大应力值为113.95MPa,都满足许用应力值的要求，图27工况四的应力图图27工况四是模拟曲线制动时的情况，这种工况是最复杂的情况，这时要在摇枕上加上横向力、纵向力和垂向力，这时由应力图我们看到旁承盒下中间立板处的应力值是最大的，最大应力值为345.5MPa，严重超出了许用应力值185MPa。下表是上面各种工况的汇总。表5 摇枕设计工况实验结果工况实际情况模拟最大应力位置最大应力值(MPa)许用应力值（MPa）最大位移（m）1静止/匀速直线运动摇枕弹簧承载面与鱼腹面拐角处98.421850.0003345842曲线旁承盒

22、下中间立板处232.711850.001082713直线制动牵引拉杆座附近55.5881850.000276777旁承盒下中间立板处113.951854曲线制动旁承盒下中间立板处345.81850.000634604注：许用应力值参考【8】4.3.7 结果分析在各种载荷和约束条件下转向架结构的应力，位移变化不大，说明结构设计较合理，承载均匀。危险点在两边接触面与突出体结合处，还有旁承盒下中间的立板处，说明该处应力集中较大，为结构脆弱点。但是考虑到圆角等精细结构在网格划分的可能性，所以必须对他们进行必要的简化，而且实际建模中，我们的尺寸没有取好，使分析的转向架的摇枕不能满足要求。4.4 车轴静应

23、力分析4.4.1 工况与定义材料定义车轴的材料为50号车轴钢，在车轴的静应力分析中，我们主要考虑机车在匀速或静止状态下的工况，此时，车轴主要受到的力为垂向力，垂向力的大小为102900N，4.4.2 约束条件转向架实际的运行情况和相应的简化，我将车轴的约束定义为：滚动轴承约束，约束的具体位置在车轴与滚动轴承接触的位置，然后在定义好车轴的材料、加外部载荷，划分网格，点击运行，就可以得到相应的运行结果。4.4.3 有限元分析结果图28 车轴静应力图由图28车轴静应力图中我们可以得到最大静应力为25.485MPa，符合185的的许用静应力要求。4.4.4 结果分析车轴的静应力分析是保证转向架安全、平稳运行的基础，在对车轴的静应力分析中我们看到车轴的静应力完全符合标准，所以其满足安全、可靠性，而借用Solidworks对其分析，大大的节省了相关的验证时间和步骤。5 优化 在整个的分析中，我查阅了大量的相关文献，对施加的约束，外部载荷的大小，加载的位置等一系列的问题，都需要明确。按照上面的分析步骤，我对转向架车轴、摇枕、弹簧、侧架都进行了静应力分析，还对弹簧进行了疲劳分析，在分析之后发现一些问题，还可以进行优化改进。1 受限于Solidworks划分网格和有限元计算时的大计算量，所以我们都是对单个的零件进行有限元分析，并没有对转配体，甚至是整个转向架进行静