车轮强度分析

3.4车轮强度计算模型在该设计方案中，选用的是具有轴向对称性的S型辐板一体式轧制钢车轮。鉴于承受的轴载较重，载荷也相应较大，选材方面采取了CL60钢材，该材料的屈服极限为400MPa。由于车轮构造相对复杂，传统理论力学方法难以得出精确的分析结果，因此根据UIC510-5标准的指导，运用有限元分析法对车轮辐板的疲劳强度进行评估。在该设计方案中，车轴和轮毂配合界面的直径定为230mm，有效的轴轮接触长度为169.5mm。轴轮配合处允许的最大干涉量为0.345mm，最小干涉量为0.184mm。车轮与车轴的杨氏模量均为2.1×10^5MPa，泊松比设定为0.3。考虑到磨损状态下的车轮比新制车轮在受力状况上更为不利，设计时选择以磨损车轮为计算分析对象，其直径规定为862mm。3.4.1有限元模型为了顾及车轮结构与载荷的对称特点，在ANSYS环境下构建了半车轮的三维实体模型，并采用了线性八节点的六面体Solid45单元来执行有限元网格的划分工作。在模型的构建阶段，省略了那些对辐板应力分析没有实质影响的细微倒圆角结构，如R3和R8。鉴于车轮与轴之间是通过过盈方式实现连接的，相应地在车轮和车轴的接合处会产生装配应力，因此制作了车轴部分的三维实体有限元模型。在轮轴连接面施加了摩擦系数为0.3的接触条件。依据TB/1718-2003《铁道车辆轮对组装技术条件》的标准，设定轮轴间的过盈量为允许的平均值0.27mm。进行强度分析所用的有限元模型如图3-4展示，该模型由17,685个节点和16,495个Solid45单元构建，而用于模拟轮轴过盈连接面的面对面接触是由16,249个接触单元以及15,859个目标单元形成。图3-4车轮、局部车轴1/2有限元模型3.4.2边界条件在展示的有限元模型（图3-4）中，载荷的施加遵循图3-2中所示的位置和方向，这些载荷以垂直和横向的集中力形式出现，并且施加的载荷值为原始总载荷的1/2，这是因为建立的模型代表的是整个车轮实体的一半。在车轮及局部车轴的对称面上，施加了对称性的约束条件，而在车轴的断面上实施了零位移的全约束，以模拟实际条件下的稳定状态。3.5车轮静强度评价结果为确保车轮达到使用强度标准，车轮关键部位的应力峰值需低于材料的屈服阈值。依据VonMises应力准则，相关的计算公式用于确定材料是否满足强度要求:(3-8)——决定结构是否达到屈服点的允许应力阈值针对重型货车采用的CL60钢材车轮设定为400MPa。即允许的应力上限为400MPa。车轮在不同工况下的VonMises应力分布展示在图3-5至图3-8中。图3-5超常工况（静载荷工况）Von_Mises应力云图图3-6直线工况Von_Mises应力云图图3-7曲线工况Von_Mises应力云图图3-7道岔工况Von_Mises应力云图在多种载荷情况下，车轮的最大VonMises应力及其对应位置详细列出于表3-2。表3-2不同载荷工况下,车轮的最大von_Mises应力及其位置载荷工况应力（MPa）位置超常载荷工况(静载荷工况）255.893轮轴接触面直线运行工况255.787轮轴接触面曲线运行工况252.665轮轴接触面道岔工况267.863轮轴接触面3.5本章小结通过分析四张VonMises应力云图以及表3-2的数据，可以发现在静态载荷和直线行驶条件下，关键位置的最大等效应力非常相似，均为256MPa。在曲线行驶条件下，车轮的最大VonMises应力为253MPa，而在道岔通过条件下，此应力值增至268MPa。这四种条件下的最大应力点均位于轮轴接触区域，且所有条件下的最大应力值均未超过车轮材料的允许应力值（400MPa），表明在这些工况下车轮的静态强度是符合要求的。在轮轴接触面，沿轴向的应力分布通常呈现中间较低而两端较高的趋势，这是因为轮毂孔附近存在应力集中，导致最大应力值出现在轮毂孔边缘。根据这些计算和分析，可以得出设计的车轮辐片强度满足静态强度设计标准。车轴强度分析铁路车辆轴在运行期间遭遇的载荷状态是相当繁杂的。它不仅需要承载轴向载荷，而且要应对牵引和制动产生的力、由轨道引起的冲击负荷，以及在曲线行驶时轮缘受到的侧向导向力。此外，制动作用还会在车轴上施加额外的扭矩，这一扭矩沿车轴的中心线，即沿y轴的正向施加。当轮对两侧的滚动半径不一致，或者由于轨道在曲线部分的长度变化，还可能引起额外的扭转力矩。这与速度相关的轨道冲击也会导致其他的附加载荷。加之，车轴所承受的是带有随机性的循环载荷。因此，在车轴设计过程中，确保其运行安全，强度计算是不容忽视的一个方面。4.1车轴强度计算分析方法截至1960年代，国际上如日本和欧洲等地区已经发展出一系列相对完善的车轴强度计算手段。目前，虽然疲劳可靠性分析采用了车轴载荷谱，同时断裂力学也被用于车轴寿命估计的研究，但是被纳入国家标准的仍主要是基于经典疲劳理论的允许应力方法。在实际应用中，日本和欧洲铁路联盟的标准被认为是相对全面和实用的。另一方面，利用有限元分析软件进行车轮组强度的优化设计也已成为车轴强度研究的关键手段之一。在铁道车辆车轴的强度计算方面，全球各国采用的方法和标准各异。在国际上，已经形成了几个重要标准，包括但不限于日本的JISE4501-1995、美国的AARS-660-83、国际铁路联盟的UIC515-3/1994、欧洲的EN13103-2009，以及中国的TB/T2705-1996。这些标准普遍采用材料力学的原理来确定应力分布。本研究专注于32吨重的货车非驱动轮轴的设计分析。基于此，主要参照材料力学原理的欧洲标准EN13103-2009，对车轴的强度进行了详尽的计算分析。该计算过程涉及将计算得到的应力与允许应力进行比对，以此来校核车轴设计的强度。4.2车轴强度计算相关参数及具体内容4.2.1车轴强度计算相关参数参照EN13103-2009《轮对和转向架/非驱动车轴-设计方法》标准，进行非驱动型货车车轴强度分析时，考虑的相关系数列示于表4-1。表4-1非动力车轴强度分析参数表符号单位意义Kg作用于轴颈上的质量（包括轴承和轴箱质量）Kg轮对质量及两车轮间非弹性支撑质量（如制动盘、齿轮）Kg轮对作用于轮轨上的质量载荷g重力加速度PN轮重，即（)g/2N均载时作用在每个轴颈上的质量载荷g/2N增载侧轴颈上的载荷N增载侧轴颈上的载荷N制动状态下轮重N增载侧轴颈上载荷N减载侧轴颈上载荷HN轴端平衡和的平衡力N增载侧车轮上的轮轨作用力N减载侧车轮上的轮轨作用力N车轮间非悬挂质量制动产生载荷N闸瓦和车轮间最大压力运行质量产生的弯矩制动力产生的弯矩制动力产生的扭矩MY合成扭矩MX、MZ合成弯矩MR合成弯矩2bmm轴颈中心距离2smm车轮名义滚动圆间横向距离mm轮对支承重心与车轴重心之间垂向距离续表4-1mm力作用截面与作用截面之间横向距离ymm车轴任意计算截面与作用截面之间横向距离Г/车轮与闸瓦之间平均摩擦系数车轴计算截面应力K/疲劳集中应力系数Rmm车轮滚动圆半径dmm车轴截面直径Dmm确定K的直径rmm确定K的过度圆弧半径S/安全系数G/重心4.2.2车轴受力分析及计算模型在本次设计的车轴强度计算中，依据涵盖材料力学原理的EN13103-2009《轮对和转向架/非驱动车轴-设计方法》进行。因此，在强度分析时，需使用材料力学的受力分析特征，并结合相应的坐标系。具体到轮对受力分析的坐标系定位，如图4-1所展示，其中X轴与行进方向平行，Y轴与车轴本身对齐，而Z轴垂直向下，指向轨道表面。图4-1车轴受力分析坐标系在本次设计的范围内，聚焦于无动力且具有较大轴重的货车车轴。遵循EN13103标准的要求，在进行受力分析时，主要关注以下两类载荷：1.由车辆重量产生的载荷；2.制动时作用于车轴的载荷。由车辆自重引起的载荷作用在垂直平面上（YZ平面），并与车轴的中心线相交。这种载荷导致车轴上产生的弯矩与X轴平行，其影响可以参照图4-2中的示意图进行理解。图4-2运动质量载荷引起的弯矩作用示意图作用在车轴任何截面上的Mx都是由、、、、、和引起的，计算过程主要基于图4-3中展示的受力情形进行。该图描述的是计算中考虑的最为严苛的载荷状态，具体来说，是指载荷分布呈现不均匀的状况。图4-3运行质量载荷作用下车轴受力示意图EN13103中规定了、、、、、的计算方法，本设计专注于非导向型轮对的车轴。因此，所采纳的计算策略将遵循非导向轮对车轴的专门计算方法。具体的计算公式如下所述：(4-1)(4-2)针对标准轨距与传统框架设计的轮对，适用前述计算公式。在考虑到所描述的运营载重影响下，对于车轴上不同部位的弯矩，其计算方式根据表4-2进行整理。表4-2运行质量载荷作用下车轴上的计算公式车轴部位计算公式和作用截面与两车轮滚动圆截面之间和两车轮滚动圆之间续表4-2在车轴上的一般分布规律作用力的示意可以参见图4-4。。图4-4制动载荷引起的车轴力矩示意图在详细说明中：1.第一个力矩成分是由垂直力（与Z轴平行）引发的弯矩，该弯矩沿X轴展开；2.第二个力矩成分源于水平力（与X轴平行）所产生的弯矩，沿Z轴延伸；3.第三个力矩成分是由轮辋承受的纵向剪切力造成的扭矩，其方向与车轴的中心线即Y轴一致。针对本项目设计的是承担重载的大型货车轮对，选择了单侧制动衬块的制动机制。基于EN13103-2009《车轮组与非驱动车轴—设计方法》标准，所述力矩分量的计算采取标准中提供的单侧制动衬块制动配置下的相关公式。相关的计算公式及力矩作用图解都在表4-3中展示。表4-3力矩分量、和计算公式和作用示意图力矩和矩分量、和制动方式单侧闸瓦制动轴颈力及作用截面和两车轮滚动圆之间左右两车轮滚动圆与车轴截面之间续表4-34.2.3车轴应力计算在所述载重影响之下，车轴各个计算断面处的总合力矩的计算方式如下所示;(4-3)MX和MZ引起的是弯曲应力，而MY导致的是剪切应力。基于上述方程以及材料力学的理论，可以导出车轴的弯曲应力和扭转应力的计算方程，具体如下所示：车轴弯曲应力的计算方法如下：（4-4）车轴扭矩应力计算公式：（4-5）（4-6）（4-7）通常，鉴于弯曲应力的数值明显超过剪切应力，根据莫尔应力理论，选取等效应力作为直径为d的断面的验算应力：（4-8）由于因此，对于实心车轴，其计算断面应力的计算方程可以被简化为：(4-4)在该公式中，K代表疲劳应力集中的计算系数；d指的是车轴截面的直径。参照欧洲标准EN13103，疲劳应力集中系数K可通过比例尺寸r/d和D/d来界定。本设计选用的是闸瓦制动系统，并且车辆非驱动型，因此疲劳应力集中系数仅在轮轴结合区域出现。具体的结构形态和对应的疲劳集中应力系数K，在文档的图4-5中有所展示。图4-5两个圆柱截面的过渡对于所展示结构，其疲劳应力集中系数的确定可以依据以下计算式进行：(4-5)X=r/dY=D/d对照本设计的具体情形，疲劳应力集中系数仅涉及轮座区域。据此，梳理出所需的计算参数，依照公式执行计算，得到轮座相应的K值，其详细结果见表4-4。表4-4轮座部位对应的疲劳集中应力系数计算表参数D(mm）d(mm)r(mm)XYAK数值315200750.381.580.0311.0314.2.4车轴强度评价进行车轴强度的评估时，遵循的主要步骤如下：1.确定计算截面。依照《车辆车轴设计与强度计算方法》TB2705-1996标准，任何区域如果存在装配引起的应力集中、几何形状变化导致的应力集中、最大弯矩或最小截面直径，这些位置都应被选为计算截面；2.从左侧轴颈垂直载荷作用点开始，向右对计算截面进行排序编号，并记录相应的距离尺寸；然后，计算这些确定的截面处的应力；3.对于每个确定的截面，将其疲劳许用应力与计算出的应力对比，通过公式计算得到各截面的强度安全系数n。通过判断安全系数n是否超过1.0，来确定车轴的安全性。在本设计中，根据EN13103标准，车轴上不同位置的许用应力有所不同。设计采用的EA1N型钢的疲劳许用应力值已经在表4-5中给出。表4-5EA1N钢用于实心车轴时的疲劳许用应力值安全系数S部位1的疲劳许用应力N/mm部位2的疲劳许用应力N/mm1.2166100部位1轴身、圆弧过渡区域部位2轮座、滚动轴承配合处4.3车轴强度分析4.3.1车轴计算参数在这项设计中，所选用的车轴为实心轴型，其设计载重为32吨，使用的材料为EN1A型钢。制动系统设计为单侧制动片类型，每个车轮配备一个制动片。车轴的关键尺寸包括：轴颈直径设为160毫米，防尘板座直径定为190毫米，轮座的直径为230毫米，而轴身的直径为200毫米。关于车轴计算的相关参数及其计算结果已经整理在表4-5中，具体信息如表所示:表4-5车轴强度参数计算表项目单位参数值Kg31321Kg1179Kg32500g9.81PN159412.5N153629.5N258390N140140N95650续表4-5N47825HN47825N293280N105250N0N635702bmm20042smm1493mm2464Г/0.25K/1.031或1Rmm457.5.3.1作用于车轴力矩计算结果参考表4-5展示的车轴特性，依照4.2.1节详述的扭矩计算方法，在运行载重与制动载重影响下，得到的车轴扭矩数值分别在图4-6至图4-10中展现。图4-6描绘了由运行载重引起的弯矩情况。图4-6运行质量载荷引起的弯矩矩，单位：在制动力影响下，由Z轴方向的垂直力产生的弯矩在图4-7中进行了展示。图4-7制动载荷载荷引起的弯矩矩，单位：制动作用力下，车轮所受纵向剪切力产生的扭矩情况，展示于图4-8中。图4-8制动载荷载荷引起的弯矩矩，单位：受制动负荷影响，X轴平行作用的水平力导致的弯矩被呈现在图4-9。图4-9制动载荷载荷引起的弯矩矩，单位：由运行重量载荷和制动力载荷产生的总合力矩MR，在图4-10中展示。图4-10合力矩MR图单位：图4-10揭示，在名义滚动圆与左侧车轴交界截面处，车轴承受的总力矩达到峰值。4.3.2危险截面选择遵循TB2705-1996《车辆车轴设计与强度计算方法》标准的指导，应将装配应力集中、由截面尺寸变化引起的几何应力集中、最大弯矩区域以及最小直径截面认定为关键应力分析区域。基于这些准则，选定的关键计算截面在图4-11中进行了标注。图4-11车轴危险截面依据EN13103标准，选定的截面2、5、6、7、10的允许应力标准为166MPa，而截面1、3、4、8、9、11的允许应力为100MPa。在这些截面中，截面4是车轴承受最大弯矩的位置，而截面3、5、8、9位于车轴与车轮的结合部。另外，截面1、2、6、7、10、11则是由于截面