阮保榮

（北京京北職業(yè)技術(shù)學(xué)院 機(jī)電工程系，北京 101400）

鐵路關(guān)鍵貨部車件主[要1-2用]，于其運中送搖各枕種是貨轉(zhuǎn)物向，架轉(zhuǎn)的向重架要是部鐵件路[3]。貨搖車的枕的作用是將車體作用在下心盤上的力傳遞給支撐在其兩端的枕簧上，另外還用于把轉(zhuǎn)向架左右兩側(cè)架聯(lián)系成一個整體，其可靠性能影響機(jī)車的走行品質(zhì)和安全性，必須滿足一定的強(qiáng)度要求。隨著計算機(jī)的普及和計算方法的發(fā)展，有限元法已成為搖枕強(qiáng)度分析的主要方法。

1 轉(zhuǎn)向架搖枕的結(jié)構(gòu)特點

為適應(yīng)搖枕中央部位受彎矩大、兩端受彎矩較小的情況，搖枕中央的截面比兩端大，使中央部位具有較大的截面模數(shù)，這種形式的搖枕稱為魚腹形搖枕[4]。這種結(jié)構(gòu)既能保證搖枕具有足夠的強(qiáng)度，又可以節(jié)約材料和減輕自重。以下分析的搖枕是速度為 160 km/h 的貨車，結(jié)構(gòu)為魚腹型，實體模型如圖1 所示。

2 搖枕有限元模型

選用 ANSYS 軟件作為有限元分析工具。為了保證計算精度，在建立有限元模型時，根據(jù)搖枕結(jié)構(gòu)特征及載荷情況，按照與實際情況相符合的原則建立搖枕模型，取該搖枕的 1/2 結(jié)構(gòu)進(jìn)行網(wǎng)格劃分[5]，搖枕沿縱向軸的一半有限元模型如圖2 所示，其共有 102 595 個單元，189 350 個節(jié)點。

3 載荷計算及工況

3.1 載荷計算

計算的搖枕匹配的轉(zhuǎn)向架為新型轉(zhuǎn)向架，同時設(shè)計速度較高，載荷計算時以 TB/T1335-1996《鐵道車輛強(qiáng)度及試驗鑒定規(guī)范》為主要依據(jù)，同時考慮實際情況予以適當(dāng)調(diào)整。轉(zhuǎn)向架的主要參數(shù)如表1 所示。

表1 轉(zhuǎn)向架主要技術(shù)參數(shù)

3.1.1 垂向靜載荷

垂向靜載荷Pst為：

式中：PR為允許軸重，t；n為轉(zhuǎn)向架的軸數(shù)；PT為轉(zhuǎn)向架的自重，t。

3.1.2 垂向動載荷

垂向動載荷 Pd為：

式中：kdy為垂向動荷系數(shù)。kdy的計算為：

式中：fj為車輛在垂向靜載荷下的彈簧靜撓度；v 為車輛的構(gòu)造速度；a 為系數(shù)，取值1.50；b 為系數(shù)，取值 0.05；c 為系數(shù)，取值 0.427；d 為系數(shù)，貨車取值 1.65。

3.1.3 垂向總載荷

垂向總載荷 P 為垂向靜載荷與垂向動載荷之和，即：

3.1.4 側(cè)向力引起的附加垂向載荷

式中：Hk為側(cè)向力，包括風(fēng)力 Ha和離心力 Hb；h 值取決于 Hk，若為風(fēng)力則 h 取車體側(cè)面積形心至車軸中心線所在水平面之間的垂向距離 h1，h1＝2.487 m，若為離心力則 h 取車體重心至車軸中心線所在水平面之間的垂向距離 h2，h2＝1.435 m；2b2為輪對兩軸頸中心線之間的水平距離，2b2＝2.0 m；m0為車輛一側(cè)的軸箱數(shù)，m0＝4。

其中，Ha的計算為：

式中：P 為風(fēng)壓力，S 為車體側(cè)向投影面積。由參考文獻(xiàn)[4]可知，P＝540 N/m2，S＝46.01 m2，則Ha＝25 kN。由參考文獻(xiàn)[4]得，Hb＝0.1×2Pst≈62 kN。則每一軸箱的垂向增減載荷為：

3.1.5 側(cè)向力和輪軌間作用力所引起的水平載荷

側(cè)向力和輪軌間作用力所引起的水平載荷Hk為：

式中：Ha為風(fēng)力；Hb為車輛通過曲線時的離心力。

根據(jù)以上公式計算得：Hk＝25＋62＝87 kN。

作用在轉(zhuǎn)向架心盤上的側(cè)向力 H＝Hk/2＋Hz≈49 kN，輪軌間的滑動摩擦力F＝22.5 kN，則H/(4F) ＝49/90＝0.544；由 a 與 H/(4F) 的關(guān)系圖和 a 與Y1/(4F) 的關(guān)系圖，查得 Y1＝91 kN[4]。則滾動軸承必須給予軸頸的作用力如下。

前輪對每側(cè)軸頸：H1＝22.5 kN，T1＝22.5 kN；后輪對每側(cè)軸頸：H2＝1 kN，T2＝17 kN。

通過力和力矩平衡計算可得，搖枕所受橫向載荷：H''＝H＝44 kN；搖枕所受縱向載荷：一側(cè)承臺受力17 kN，方向向后，另一側(cè)承臺受力6 kN，方向向前。

3.1.6 縱向力所引起的附加垂向載荷

縱向力所引起的附加垂向載荷 Pc為：

式中：N1為車體自重產(chǎn)生的慣性力；N2為轉(zhuǎn)向架自重產(chǎn)生的慣性力；N3為車輛所載貨物產(chǎn)生的慣性力；h3為重載車體的重心至自動車鉤中心線的垂向距離，h3＝1.0527 m；h4為自動車鉤中心線與心盤面之間的垂向距離，h4＝0.215 m；L 為車輛定距，L＝15 m。

因此，縱向力引起的搖枕附加垂向載荷：Pc≈132 kN。

3.1.7 制動引起的載荷

（1）制動力。由制動缸最大推力可知，每一制動吊梁端部最大受力為23 kN，一側(cè)受力方向向上，另一側(cè)受力方向向下[4]。

（2）制動引起的附加載荷。制動時，鋼軌給予車輛的最大制動力 F 由下式?jīng)Q定：

式中：P1為車輛垂向靜載荷，即車體自重與載重之和，由參考文獻(xiàn)[4]可知，P1取值61.6 t；μ 為輪對間的粘著系數(shù)，一般取 μ＝0.25；g為重力加速度，計算時取 10 m/s2。

在制動力 F 作用下，車輛的最大減速度：a1＝F/P1＝μg＝0.25×10＝2.5 m/s2。

車體的縱向慣性力 Q 將引起前、后 (按車輛運行方向) 轉(zhuǎn)向架的垂向增減載荷 Pa，以及作用在轉(zhuǎn)向架心盤處的水平載荷 Ta，根據(jù)車體受力平衡，得：

式中：h' 為重載車體的重心至心盤面的垂向距離，h'＝h3＋h4＝1.052 7＋0.215＝1.267 7 m；Q為車體的縱向慣性力，Q＝F＝P1a1＝2.5×P1。

制動載荷下，車體縱向慣性力Q＝2.5×P1＝154 kN。則：Pa＝13 kN；Ta＝77 kN。

3.2 搖枕載荷工況

搖枕各載荷工況如表2 所示。

表2 搖枕設(shè)計載荷工況

3.3 約束和載荷的加載

加載包括給模型施加各種力和約束邊界條件。當(dāng)搖枕受到載荷工況 1～4 時，搖枕受力的大小和方向是左右對稱，因此用搖枕沿縱向軸的一半來加載，如圖3 所示。當(dāng)搖枕受到載荷工況 5 時，搖枕受力的大小和方向是前后對稱，因此用搖枕沿橫向軸的一半來加載，如圖4 所示。

4 計算結(jié)果及分析

搖枕結(jié)構(gòu)復(fù)雜，需要用第四強(qiáng)度理論進(jìn)行評價，即算出當(dāng)量應(yīng)力 (Von Mises 應(yīng)力)，檢查其是否超過許用應(yīng)力。表3 為搖枕各載荷工況的最大應(yīng)力值、相應(yīng)工況許用應(yīng)力值和發(fā)生部位。

表3 搖枕各載荷工況的最大應(yīng)力值、相應(yīng)工況許用應(yīng)力值和發(fā)生部位

5 結(jié)束語

依據(jù)TB/T1335—1996《鐵道車輛強(qiáng)度及試驗鑒定規(guī)范》，對速度為 160 km/h 的貨車搖枕進(jìn)行了有限元分析，用當(dāng)量應(yīng)力對靜強(qiáng)度進(jìn)行了評定，在各載荷工況下，搖枕的強(qiáng)度均滿足要求。通過有限元分析，還可以找出搖枕在主要載荷下的薄弱部位，為結(jié)構(gòu)設(shè)計和優(yōu)化提供理論依據(jù)。

[1]傅茂海，李 芾，于 明，等. 160 km/h高速貨車轉(zhuǎn)向架方案及其動力學(xué)性能分析[J]. 鐵道車輛，2003，41(11)：1-6.

[2]于 明，徐世峰，謝素明，等. 160 km/h高速貨車轉(zhuǎn)向架的研制[J]. 鐵道車輛，2006，44(7)：8-12.

[3]于會彬，盧 靜. 我國現(xiàn)行鐵路貨車鑄鋼搖枕、側(cè)架標(biāo)準(zhǔn)與AAR標(biāo)準(zhǔn)的對比分析[J]. 鐵道技術(shù)監(jiān)測，2009，37(6)：1-4.

[4]嚴(yán)雋耄. 車輛工程[M]. 北京：中國鐵道出版社，2005.

[5]杜平安. 有限元網(wǎng)格劃分的基本原則[J]. 機(jī)械設(shè)計與制造，2000(1)：34-36.