搜索基于UIC標(biāo)準(zhǔn)鐵路車輪疲勞分析
2016-12-23 by:CAE仿真在線 來源:互聯(lián)網(wǎng)
列車車輪在正常運(yùn)行過程中承受著高頻循環(huán)荷載,對列車車輪進(jìn)行疲勞分析對于保證列車的安全性是至關(guān)重要的。本文提出了一種驗證滾動車輪疲勞安全性的方法,這是輪對設(shè)計過程的一部分。到目前為止,車輪的疲勞分析主要基于UIC標(biāo)準(zhǔn),應(yīng)用于實(shí)際車輪是復(fù)雜的。本文中,通過ANSYS有限元分析軟件建立了車輪的三維模型,應(yīng)用單軸疲勞應(yīng)力準(zhǔn)則與多軸Crossland疲勞應(yīng)力準(zhǔn)則對車輪疲勞進(jìn)行分析。
列車車輪在正常運(yùn)行過程中承受著高頻循環(huán)荷載,對列車車輪進(jìn)行疲勞分析對于保證列車的安全性是至關(guān)重要的。輪對由一根軸和兩個車輪組成,通常通過過盈配合進(jìn)行裝配。
車輪不僅直接承受著軌道給予的反作用力,并且必須在高循環(huán)載荷作用下工作。因此車輪的疲勞問題是設(shè)計過程中主要的考慮因素。車輪的機(jī)械響應(yīng)的驗證是先決條件。根據(jù)UIC標(biāo)準(zhǔn),車輪為軸對稱時,車輪疲勞通過使用單軸疲勞應(yīng)力準(zhǔn)則進(jìn)行驗證,當(dāng)車輪不是軸對稱時要通過使用多軸疲勞應(yīng)力準(zhǔn)則進(jìn)行驗證。
有許多多軸疲勞應(yīng)力準(zhǔn)則,如Crossland準(zhǔn)則,Dang-Van準(zhǔn)則,或Sines準(zhǔn)則。但是,在鐵路行業(yè),Crossland準(zhǔn)則是通常采用的。但在應(yīng)用Crossland準(zhǔn)則時,應(yīng)力偏張量
本文提出了一種驗證滾動車輪疲勞安全性的方法,這是輪對設(shè)計過程的一部分。到目前為止,車輪的疲勞分析主要基于UIC標(biāo)準(zhǔn),應(yīng)用于實(shí)際車輪是復(fù)雜的。本文中,通過ANSYS有限元分析軟件建立了車輪的3D模型,應(yīng)用單軸疲勞應(yīng)力準(zhǔn)則與多軸Crossland疲勞應(yīng)力準(zhǔn)則對車輪疲勞進(jìn)行分析。
車輪疲勞分析的模型,如圖1所示,車輪直徑為860mm,其他參數(shù)如下:
車輪直徑Ф860 mm
磨損直徑780 mm
車輪
輪載 9噸
車輪材料E=2.1*105MPa
μ=0.3
列車速度v = 165km/h
圖1.車輪三維模型
以一定角速度在軌道上運(yùn)行的車輪將會受到軌道給予的反作用力和離心力。我們根據(jù)UIC510-5標(biāo)準(zhǔn)計算作用在車輪上的作用力載荷。
根據(jù)運(yùn)行模式將車輪載荷工況分為三組。即直線運(yùn)行工況,曲線運(yùn)行工況,鐵路道岔運(yùn)行工況。三種工況下的載荷分別如圖2,3,4所示。
圖2.直線運(yùn)行條件下車輪受力圖(FZ=110K N).
圖3.曲線運(yùn)行條件下車輪受力圖(FZ=110 KN,Fy = 61K N).
圖4.岔道運(yùn)行條件下車輪受力圖(FZ=110K N,Fy = 35K
.
載荷工況1:載荷位于通過車輪輻板孔“A”的中心的平面內(nèi)(直線工況)。
載荷工況2:載荷位于通過車輪輻板孔“A”的中心的平面內(nèi)(曲線工況)。
載荷工況3:載荷位于通過車輪輻板孔“A”的中心的平面內(nèi)(岔道工況)。
載荷工況4:載荷位于通過車輪輻板孔“A”“B”中心連線中點(diǎn)的平面內(nèi)(直線工況)。
載荷工況5:載荷位于通過車輪輻板孔“A”“B”中心連線中點(diǎn)的平面內(nèi)(曲線工況)。
載荷工況6:載荷位于通過車輪輻板孔“A”“B”中心連線中點(diǎn)的平面內(nèi)(岔道工況)。
載荷工況7:載荷位于通過車輪輻板孔“B”的中心的平面內(nèi)(直線工況)。
載荷工況8:載荷位于通過車輪輻板孔“B”的中心的平面內(nèi)(曲線工況)。
載荷工況9:載荷位于通過車輪輻板孔“B”的中心的平面內(nèi)(岔道工況)。
載荷工況10:載荷位于通過車輪輻板孔“B”和對應(yīng)孔“B”的中心的平面內(nèi)(直線工況)。
載荷工況11:載荷位于通過車輪輻板孔“B”和對應(yīng)孔“B”的中心的平面內(nèi)(曲線工況)。
載荷工況12:載荷位于通過車輪輻板孔“B”和對應(yīng)孔“B”的中心的平面內(nèi)(岔道工況)。
圖5示出了用185實(shí)體單元建立的車輪有限元模型。
圖5三維有限元分析模型
本文力學(xué)行為的評估方法根據(jù)UIC 510-5 [1].
這個過程包括:
- 確定所有節(jié)點(diǎn)在三個載荷工況下的最大主應(yīng)力
- 確定所有節(jié)點(diǎn)在三個載荷工況下的最小主應(yīng)力
- 確定每個節(jié)點(diǎn)的以下應(yīng)力:
(1)
(2)
(3)
和
的計算如下:
-取
為載荷工況“ch”(
)下節(jié)點(diǎn)的主應(yīng)力矩陣。
-取
為
對應(yīng)的載荷工況
-取
方向向量的單位矢量。
-現(xiàn)在我們讓
-
為應(yīng)力在基準(zhǔn)平面法線方向上的投影,
對應(yīng)載荷“ch”表達(dá)為
(4)
通過類似的方法,取
值為所有載荷工況下
的最小值。
獲得了最大和最小的應(yīng)力后,計算
和
,
的極限值如下:
-適用于機(jī)加工車輪
-適用于機(jī)加工車輪
Crossland多軸疲勞應(yīng)力準(zhǔn)則最初的形式如下:
(5)
其中,k和
是材料常數(shù),可以根據(jù)完全逆轉(zhuǎn)單軸和扭轉(zhuǎn)疲勞極限確定[6]:
;
; (6)
其中,
是反向扭轉(zhuǎn)疲勞極限,
是反向彎曲疲勞極限。本文中,
,
是第二不變量偏量的平方根的幅值。
代表最大靜水壓力值。
確定
(7)
其中,
,
為主應(yīng)力幅值。最大靜水壓力
可由下式計算,
(8)
(9)
(10)
其中,“a”和“m”分別代表加載的幅值和平均值。
根據(jù)單軸疲勞應(yīng)力準(zhǔn)則進(jìn)行計算,我們發(fā)現(xiàn)車輪輻板外表面接近輻板孔處的點(diǎn)33430在載荷工況11下是最危險的。因此,取該點(diǎn)計算結(jié)果的
,
與標(biāo)準(zhǔn)值進(jìn)行比較如表1,2,3所示。
表1.所有負(fù)載情況下應(yīng)力計算結(jié)果
|
載荷工況 |
整體笛卡爾坐標(biāo)系中的應(yīng)力矩陣 |
||||||||
|
徑向[MPa] |
切向[MPa] |
軸向[MPa] |
|||||||
|
10 |
-70.4 |
80.45 |
-3.14 |
||||||
|
方向 |
1 |
0 |
0 |
0 |
1 |
0 |
0 |
0 |
1 |
|
11 |
87.98 |
143.05 |
1.79 |
||||||
|
方向 |
1 |
0 |
0 |
0 |
1 |
0 |
0 |
0 |
1 |
|
12 |
-188.54 |
32.93 |
-6.70 |
||||||
|
方向 |
1 |
0 |
0 |
0 |
1 |
0 |
0 |
0 |
1 |
表2主應(yīng)力計算
|
載荷工況 |
主應(yīng)力矩陣 |
||||||||
|
最大值[MPa] |
均值[MPa] |
最小值[MPa] |
|||||||
|
10 |
80.84 |
-2.00 |
-71.94 |
||||||
|
方向 |
-0. 0512 |
0.9 987 |
0. 0004 |
-0. 1272 |
-0. 0069 |
0.9 919 |
0.9 906 |
0.0 507 |
0.1 274 |
|
11 |
143.31 |
88.83 |
0.68 |
||||||
|
方向 |
-0. 0692 |
0.9 976 |
0.0 000 |
0.9 913 |
0.0 688 |
0.1 123 |
-0. 1121 |
-0. 0077 |
0.0 937 |
|
12 |
33.46 |
-4.02 |
-191.76 |
||||||
|
方向 |
-0. 0487 |
0.9 988 |
-0. 0041 |
-0. 1195 |
-0. 0018 |
0.9 928 |
0.9 916 |
0.0 489 |
0.1 194 |
表3疲勞分析
|
|
評估 |
疲勞 |
||||||
|
|
工況 |
在
|
[MPa] |
[MPa] |
|
|||
|
工況10 |
工況11 |
工況12 |
||||||
|
|
143.31 |
11 |
80.79 |
143.31 |
33.37 |
33.37 |
88.34 |
54.97 |
|
|
88.83 |
11 |
-71.87 |
88.83 |
-191.66 |
-191.66 |
-51.42 |
140.25 |
|
|
143.31 |
11 |
80.79 |
143.31 |
33.37 |
33.37 |
88.34 |
54.97 |
|
|
88.83 |
11 |
-71.87 |
88.83 |
-191.66 |
-191.66 |
-51.42 |
140.25 |
從表3中可以看出,計算出的動應(yīng)力
小于極限值180MPa。
圖6~9展示出了在載荷工況1到12作用下利用ANSYS進(jìn)行的有限元分析結(jié)果。圖6~9中的有效應(yīng)力是根據(jù)Crossland多軸疲勞應(yīng)力準(zhǔn)則計算每個載荷工況下得到的,均小于疲勞極限
圖6.根據(jù)Crossland準(zhǔn)則在標(biāo)準(zhǔn)負(fù)載圖7.根據(jù)Crossland準(zhǔn)則在標(biāo)準(zhǔn)負(fù)載
1 – 3下的有效應(yīng)力4-6下的有效應(yīng)力
圖8.根據(jù)Crossland準(zhǔn)則在標(biāo)準(zhǔn)負(fù)載圖9.根據(jù)Crossland準(zhǔn)則在標(biāo)準(zhǔn)負(fù)載
7-9下的有效應(yīng)力 10-12下的有效應(yīng)力
為了驗證列車車輪的安全性,建立了車輪完整的三維模型,基于單軸和多軸疲勞應(yīng)力準(zhǔn)則,使用ANSYS進(jìn)行了疲勞分析。基于本文的分析結(jié)果,給定車輪的疲勞安全性符合要求。
作為進(jìn)一步的研究,應(yīng)力分析應(yīng)該包括基于熱機(jī)原理的制動盤制動時作用于車輪輻板的熱載荷,確保溫度上升后車輪應(yīng)力滿足要求。
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