空心车轴结构设计及工艺

空心车轴结构设计及工艺
西南交通大学机车车辆研究所 黄志辉
1 引言
车轴是所有机车车辆零部件中最重要的零件之一,其质量好坏直接影响行车安全。

高速动力车运行速度快,国家下达的设计任务规定:最高运行速度250 km／h,试验速度280 km／h,为减轻轮轨之间的动作用力,要尽量减轻车轴质量,尤其是簧下质量。

在充分考虑我国目前的制造水平及工艺措施的条件下,对所有零部件的细小结构都作了减小质量的考虑。

车轴属簧下质量,必须考虑减轻质量,为此,将车轴设计成空心车轴。

车轴与车轮的应力一样,每转一周,应力将循环一次,随着运行速度提高,循环频率加快,易发生疲劳,设计时应保证车轴有足够的安全裕度,即有足够的疲劳寿命。

这要通过精心设计并采取相应的工艺措施来保证。

2 空心车轴结构设计
大量实践经验及试验结果表明,车轴的结构设计与其疲劳寿命有着非常密切的关系,因而对车轴的结构设计必须给予仔细分析与研究。

2.1 空心车轴轴身内、外径的确定
在保证车轴所受的最大应力不变的条件下,空心车轴轴身外径越大,内孔直径越大,则减轻质量的效果越好。

但为了减小轮轨动作用力,高速动力车采用双空心轴驱动,在此情况下,为避免内外空心轴及车轴在运动过程中相互干涉,其间必须留有足够的间隙,因此,车轴轴身外径的选择受到空间的限制。

经综合考虑,轴身外径定为 183 mm,见图1。

确定车轴内孔直径,首先要保证有足够的强度,其次是减轻质量,两者需协调;同时,车轴内孔直径不仅影响车轴的强度和应力分布,还影响轮轴的过盈量及压装工艺。

图1空心车轴局部结构图
1.轴身
2.轮座
3.过渡圆弧
4.轴颈
5.内孔
车轴主要承受弯、扭两种载荷,可从车轴的最大弯曲和扭应力来分析其强度。

车轴受弯和受扭的分析相同,得到的结论也一致,因此,仅分析车轴受弯的情况。

设截面模量为W （m3）,车轴内、外径分别为d （m）、D （m）,车轴的最大弯矩为M （N*m）,则车轴的最
大应力为σmax＝M／W,单位为 （Pa）。

设实心车轴与空心车轴受到的弯矩M相等,车轴外径也相等,则空心轴与实心轴的最大应力之比σK／σs＝1／〔1－（d／D）4〕
在结构允许的条件下,尽可能使空心轴与实心轴应力相等,则：
式中:d K、D K、D s——空心轴内、外径及实心轴外径 （mm）。

d K／D K＝0．6，则D s／D K＝0．955。

说明要保证空心轴与实心轴具有相等的应力,在空心轴内外径之比为0.6时,空心轴外径应比实心轴外径大4.5%。

结合我国机车工业的加工现状,且国家攻关课题资金紧张,空心轴采用内孔为直孔结构,它虽不如收口孔心轴减轻质量的效果好,但两者相差不大,且直孔给加工带来很大方便。

从结构分析,轮座与轴肩过渡圆弧处受力状况良好。

收口孔心轴不足之处是轮座处壁厚较薄,而此处正是靠过盈量压装车轮来保证轮轴装配的,见图2。

2.2 轮座直径与轴身直径比及过渡圆弧半径的确定
据统计,机车车辆86%左右的车轴在轮座靠内侧处发生裂损,车轴轮座中间部分承受着最大的弯曲应力,并存在擦伤、腐蚀,以及由于压装车轮所引起的应力集中,致使轮座部分疲劳强度明显下降。

根据疲劳试验的结果,得到了一条重要结论:车轴轮座部分比相邻轴身应有较大的直径,从轮座边缘应平滑地过渡到直径较小的轴身。

（a）收口空心轴轮座 （b）直孔空心轴轮座
图2空心轴轮座
图3是日本对轴身直径d＝50 mm、轮座直径D＝75 mm的试样进行试验得到的直径比D／d 与疲劳强度的关系曲线。

图中,R为轴身与轮座两段间的过渡圆弧半径,σw2为疲劳断裂破坏的极限;σw3为磁粉探测确定的发生裂纹的疲劳极限;σw1为显微镜观察确定的裂纹发生疲劳极限。

图3D／d与疲劳强度的关系曲线
图4过渡圆弧曲线半径
由图3知,选取D／d为1.1左右较为合适,大于1.16时,疲劳极限反而下降(图中未表示)。

D ／d为1．10～1．16时,轮座处与过渡圆弧处疲劳寿命接近。

法国铁道科学研究所建议TGV动力车空心轴轮座处直径与相邻轴身直径之比为1．15～1．16,略大于以前提出的1．10。

德国ICE 动力车空心轴轮座处阶梯直径比为1．106,推荐采用阶梯直径比为1．10～1．16。

我国首台高速动力车空心轴阶梯直径比为208／183＝1．126,见图1,是根据图3的试验曲线,并结合车轴的实际结构要求,同时参照了德国ICE动力车、法国TGV动力车空心轴的结构而确定的,目前还不能完全由计算来确定,只能作定性分析。

当车轮与车轴转动时,轮毂内轴孔的前端10 mm左右部分因压装塑性变形而扩大成锥形。

在弯矩作用下车轴转动时,轮座内端与轮毂的轴孔相互摩擦,在车轴的轮座表面就很快形成擦伤腐蚀和凹痕擦伤,应力集中更趋严重,形成日后发生疲劳裂纹的核心。

如果轮座与轴身结构设计成阶梯状,使车轴在弯矩作用下的挠曲变形发生在过渡段内,轮座擦伤就大为减小,从而提高疲劳寿命,但阶梯直径比过大,疲劳破坏会转移到过渡圆弧部分,因此,寿命反而降低。

阶梯直径比选定后,可设计过渡圆弧曲线半径R（见图4）。

R越大,则轮座部分的疲劳极限越低,过渡圆弧部分的疲劳极限越大;反之亦然。

当R最佳时,两者疲劳极限接近或相等。

轴肩过渡圆弧采用椭圆弧曲线为理想曲线,这样可以兼顾轮座处与轴肩圆弧处的疲劳极限,当轴径比D／d＝1．15时,过渡圆弧曲线由R15和R55两段圆弧组成。

德国ICE动力车、法国TGV 动力车车轴都采用空心车轴,且都由R15和R75两段圆弧组成的近似椭圆的过渡圆弧。

2.3 突悬量的选择
多次现场调研发现,使用过一段时间的车轴退轮以后,轮座表面可分为三个区:第一区为磨光区,靠近轮座内侧,该区钟口间隙大,接触压力小,滑动振幅大,微颗粒状的氧化物不易生成,同时也易排出,因此,两表面被磨光;第二区为腐蚀区,该区紧靠磨光表面,钟口间隙小,接触压力大,轮座表面与轮毂孔内表面间在循环载荷作用下,产生反复滑动,而且滑动振幅小,会产生大量的氧化磨损颗粒,两表面磨损严重,从放大的照片及实物看,该区磨蚀严重,是车轴疲劳破坏的危险区,疲劳裂纹多发生在该部位;第三区为配合良好区。

采用突悬结构(见图5),让出轮毂内轴孔前端表面因压装车轮而引起的塑性变形区,就可有
效地提高轮座处的疲劳强度。

图5突悬结构
1.轮座
2.轮毂
3.轴身
图6所示为突悬量δ与疲劳极限的关系曲线,由图可知,随着突悬量δ的增大,轮座处疲劳破坏的疲劳极限σw2显著增大。

试样有效突悬量为0 mm～4 mm（相当于实物0 mm～15 mm）时,σw2为最佳范围。

有效突悬量δ为名义突悬量δ′与轮毂轴孔倒角或圆角r之差。

高速动力车空心轴名义突悬量δ′为5 mm,圆角r为2.5 mm,实际突悬量2．5 mm。

为了保证车轮压装方便,在车轴轮座处设计了一个小锥度的引入端。

图6
3 工艺措施
3.1 表面粗糙度
表面加工愈粗糙,疲劳极限愈低。

3.2 表面滚压强化
表面滚压强化是将滚轮以一定压力与车轴表面相接触的工艺处理方法,能使车轴的疲劳极限大为提高,其原因是:滚压后表面产生较大的残余压应力,从而抵消一部分车轴受载后产生的拉应力,而过大的拉应力是产生裂纹的原因;同时,表面滚压后,改变了材料的物理性能,提高了硬度。

3.3 车轴材料
高速动力车空心轴材料为30CrMoA，属于中、低碳钢一类,适宜滚压加工轴身和过渡圆弧。

材料选择除考虑材料的疲劳强度外,还要考虑车轴经常受到冲击载荷的作用,因此,要考虑材料有足够的韧性。

空心轴已成功通过了铁道部科学研究院的车轴疲劳试验。

试验结果表明:空心轴结构设计是成功的,工艺措施是适当的,可为今后的设计和分析提供参考。