【某客车转向架的动车组车轮强度有限元分析案例3600字】

某客车转向架的动车组车轮强度有限元分析案例目录TOC\o"1-3"\h\u18855某客车转向架的动车组车轮强度有限元分析案例 121131.1载荷工况 1305501.1.1静强度计算载荷及工况 1207001.1.2疲劳强度设计载荷及工况 265681.2车轮应力计算模型 387361.2.1车轮有限元模型建立 3305481.2.2边界条件 598121.3疲劳强度评估方法 5241111.1.1疲劳极限法 6138201.1.2多轴应力转化法 617041.1.4许用应力 8189141.4车轮强度计算及评估 9266651.1.1静强度评估 9323551.1.2静强度结果分析 13本章主要对非动力转向架的车轮进行强度分析，根据相关标准对不同工况下的车轮强度运用有限元法进行计算。对车轮疲劳强度的计算中将使用Ansys16.0有限元分析软件对车轮进行有限元模型的强度计算。1.1载荷工况1.1.1静强度计算载荷及工况根据EN13979车轮强度计算标准对转向架中的整体车轮的静强度进行计算，在机车车辆运行过程中，车轮承受的主要载荷包括轮轨接触点作用力、轮轴过盈配合产生的力以及车轮高速转动所产生的离心力。机车车辆再线路中运行时会遇到不同的线路情况，根据该标准将车车辆运行过程中划分为三个正常工况，以及一个超常载荷工况，超常载荷主要是为了校核车轮的静强度性能。超常载荷工况：轮轨垂向力Fzlim+轮轨横向力Fylim+轮轴过盈配合Δ+车轮最高运行速度对应的角速度ω。车轮的轮轨垂向力以及轮轨横向载荷又公式（4-1）以及公式（4-2）确定，两载荷施加位置与方向与曲线运行工况相同。FF式中Q0——轮重，为机车车辆满载情况下每个车轮施加在轨道上的垂向载荷，此次车轮轮重采用轴重的一半即81.3kN。1.1.2疲劳强度设计载荷及工况根据机车车辆正常运行过程中，主要对以下三个工况进行疲劳强度计算。直线运行工况：轮轨垂向载荷Fz1+轮轴配合过盈量Δ+车轮最高运行速度对应的角速度ω。F曲线运行工况：轮轨垂向载荷Fz2+轮轨横向载荷Hy2+轮轴配合过盈量Δ+车轮最高运行速度对应的角速度ω。F（3）岔道运行工况：轮轨垂向载荷Fz3+轮轨横向载荷Hy3+轮轴配合过盈量Δ+车轮最高运行速度对应的角速度ω。F式中α、β——为轮轨横向载荷系数，根据标准分别为0.7与0.6Fz——车轮所受垂向力的大小（kN）Fy——车轮所受横向力的大小（kN）车轮上各个载荷在不同工况下作用位置以及作用方向如图4-1所示。图4-1车轮上载荷作用位置及方向1.2车轮应力计算模型1.2.1车轮有限元模型建立当前对于车轮结构强度的计算方法在国内外都有着很多的方法，不过绝大多数计算法方法都是先对车轮建立三维实体，之后将建立的实体模型在有限元分析软件中划分网格，通过有限元的方法计算出车轮上各个位置的应力值。由于车轮为对称结构并且车轮上的载荷也是对称分布的，所以在本次有限元软件中只对车轮的一半进行建模，使用Solid185单元对车轮进行有限元网格的划分。在划分网格前对车轮模型进行优化，去除一些不影响计算结果的倒角圆角等结构。而且在车辆运行过程中车轮与车轴为过盈配合，所以还需要建立与车轮配的车轴的有限元模型，在ANSYS软件中设置车轮与车轴的过盈配合接触，过盈量根据我国TB/T1718《铁道车辆轮对组装技术条件为容许平均值。并在建立的有限元模型上施加对称约束，在不同工况下施加不同的载荷。车轮有限元模型如图4-2、图4-3所示。此次新车轮有图4-2新车轮有限元模型图4-3磨耗轮有限元模型限元模型共由23917个节点以及21064单元组成，磨耗到极限的车轮则由19558个节点组成和17044单元组成。1.2.2边界条件在后续的计算中为了更好的计算出结果，还需要对车轮与车轴进行约束。由于车轮与车轴均建立了1/2的有限元实体模型，所以应对车轮与车轴的对称面施加对称约束；在车轴的上下表面施加固定约束即三个方向位移为零；对于车轮上载荷的时间参照图3-1施加横向力与纵向力。1.3疲劳强度评估方法车辆在运行过程中车轮承受着交变载荷，并且大多数情况下作用在车轮上的载荷都是随机变化的，所以车轮的最主要的失效形式便是疲劳破坏。车轮在远远低于材料的拉伸强度极限的情况下随机载荷的重复作用下，出现裂纹并因此而产生突然断裂的情况，称之为疲劳破坏[9]。科学家对于材料疲劳破坏的问题已经进行了一个多世纪的实验与探索，最终形成了现在工程上广泛运用的Palmgren-Miner线性积累法则。1.1.1疲劳极限法根据EN13797-1标准中对整体车轮疲劳强度评价的计算方法，为了计算车轮在疲劳强度，根据不同工况下应力计算结果确定对应工况下的计算疲劳应力的参量，即车轮的应力幅与平均应力，其计算方法见下式：σσ式中σminσmaxσmσa根据此方法便可以确定车轮考核部位的平均应力与应力幅值，然后再根据车轮材料的修正Goodman疲劳极限图对车轮的疲劳强度进行计算，验证车轮是否符合要求。根据极限工况载荷的应力平均值与应力幅计算得到的值若在疲劳极限图的要求范围内，则车轮的考核部位符合要求，反之则不符合。若不符合要求则需要对车轮的实体模型进行修改，对于关键结构进行优化。1.1.2多轴应力转化法机车车辆承载结构在工作载荷作用下，其应力状态大多数为三向应力状态。对于此类问题疲劳强度分析计算主要采用局部应力应变法，但是这种方法虽然计算精度高、但是理论基础复杂、并且在计算时需要制造材料的机械性能参数较多，所以在实际的工程中很难应用。根据国际铁路联盟试验中心的研究报告OREB12/RP17以及相关结构的文献指出，结构产生疲劳裂纹的方向与最大主应力方向互相垂直，根据这一特点，便可以将三向应力状态转化为单向应力状态，计算应力循环的平均应力与应力幅值，再根据使用的材料的修正Goodman曲线进行结构疲劳强度评定。三向应力状态转化为单向应力状态方法和结构疲劳强度的评定的具体方法为：确定车轮在不同的载荷工况下的主应力方向和数值。将所有载荷工况作用下的最大主应力方向确定为基本应力分布方向，其值与最大计算主应力相等，计算出其与车轮基准线的夹角α，如图4-3（a）所示。将在其他载荷工况作用下的主应力投影到基本应力分布方向上，其投影值为最小主应力，如图4-3（b）所示。根据最大应力与最小应力计算得到平均应力与应力幅，用Goodman疲劳曲线进行疲劳强度的评估。（a）（b）图4-4主应力方向确定及其投影示意图1.1.4许用应力车轮疲劳强度评估Goodman疲劳极限图如图4-5所示。本次设计车轮材料为R8T，基于此材料的对称循环疲劳极限，用Goodman平均应力修正方程可以计算出其他情况下的疲劳极限，修正的Goodman曲线如图4-5所示。图4-5车轮修正Goodman曲线1.4车轮强度计算及评估1.1.1静强度评估车轮作为承载整个车体质量并与轮轨相接触的重要部件，必须保证车轮在运行过程中不会发生永久性变形。根据第四强度理论对车轮进行静强度评价：σ式中σeqσ1σs新轮在直线工况载荷作用下应力云图如图4-6所示，最大应力出现在车轮与车轴过盈配合出，从图中可以得到最大应力为320MPa。其值小于车轮材料的屈服极限355MPa，满足车轮的静强度要求。图4-6新轮直线工况下von_Mises应力分布新轮在曲线工况载荷作用下应力云图如图4-7所示，最大应力出现在车轮与车轴过盈配合出，从图中可以得到最大应力为324MPa。其值小于车轮材料的屈服极限355MPa，满足车轮的静强度要求。图4-7新轮曲线工况下von_Mises应力分布新轮在岔道工况载荷作用下应力云图如图4-8所示，最大应力出现在车轮与车轴过盈配合出，从图中可以得到最大应力为335MPa。其值小于车轮材料的屈服极限355MPa，满足车轮的静强度要求。图4-8新轮岔道工况下von_Mises应力分布新轮在极限工况载荷作用下应力云图如图4-9所示，最大应力出现在车轮与车轴过盈配合出，从图中可以得到最大应力为339MPa。其值小于车轮材料的屈服极限355MPa，满足车轮的静强度要求。图4-9新轮极限载荷工况下von_Mises应力分布磨耗轮在直线工况载荷作用下应力云图如图4-10所示，最大应力出现在车轮与车轴过盈配合出，从图中可以得到最大应力为321MPa。其值小于车轮材料的屈服极限355MPa，满足车轮的静强度要求。图4-10磨耗轮直线工况下von_Mises应力分布磨耗轮在曲线工况载荷作用下应力云图如图4-11所示，最大应力出现在车轮与车轴过盈配合出，从图中可以得到最大应力为327MPa。其值小于车轮材料的屈服极限355MPa，满足车轮的静强度要求。图4-11磨耗轮曲线工况下von_Mises应力分布磨耗轮在曲线工况载荷作用下应力云图如图4-12所示，最大应力出现在车轮与车轴过盈配合出，从图中可以得到最大应力为337MPa。其值小于车轮材料的屈服极限355MPa，满足车轮的静强度要求。图4-12磨耗轮岔道工况下von_Mises应力分布磨耗轮在极限工况载荷作用下应力云图如图4-13所示，最大应力出现在车轮与车轴过盈配合出，从图中可以得到最大应力为343MPa。其值小于车轮材料的屈服极限355MPa，满足车轮的静强度要求。图