机车车辆轴箱结构静强度与模态分析

１ 轴箱静强度分析
ａ) 轴箱模型 为保证几何模型和有限元模型尺寸的一致性ꎬ在 ＡＮ￣
表 １ 轴箱强度计算基本参数
１.４７５ ２５
ＳＹＳ 中建立几何模型ꎮ 该轴箱为整体铸造件ꎬ且沿三个方 向均无对称结构ꎬ故应建立整体模型ꎬ 建模时忽略了半径 较小的铸造圆角和轴承孔下部的漏水孔ꎮ 轴承孔内部结 构如图 １ 所示ꎮ
依据 ＵＩＣ ５１０－ ３:１９９４ꎬ 确定载荷及载荷组合工况如 表 ２ 轴箱静强度计算工况
垂向载荷 １.２２５Ｆ ｚｍａｘ ０.７４５Ｆ ｚｍａｘ １.２Ｆ ｚ １.２Ｆ ｚ ２Ｆ ｚ 横向载荷 ０ 纵向载荷 ０ ０ Ｆ ｘｍａｘ ０
３
４
－ Ｆ ｙｍａｘ ０ ０
Ｆ ｙｍａｘ
５
－ Ｆ ｘｍａｘ
图 ３ 为第 １、２、４ 工况下轴箱静强度计算的边界条件ꎮ 由表 ２ 易知ꎬ第 ２、３ 工况横向载荷方向相反ꎬ 故第 ３ 工况 向约束作用于轴箱的对称位置ꎮ 纵向载荷方向相反ꎬ故第 ５ 工况中纵向载荷改变反向ꎬ 纵 中横向载荷和约束均作用于轴箱的对称位置ꎻ第 ４、５ 工况
刘楠ꎬ等������机车车辆轴箱结构静强度与模态分析 Ｐ－ｍ ＝ １１５. ３９ ｋＮ ２ １２０° 角范围内的面ꎻ纵向约束作用面为两侧弹簧托盘孔内 同工况下载荷的施加情况建立合适的约束ꎮ 表面沿纵向 １２０° 角范围内的面ꎮ 在轮轨接触点处根据不 各工况下载荷与约束的具体施加位置如表 ３ 所示ꎮ 表 ３ 轴箱静强度计算边界条件
垂向载荷 托盘凸台上表面
ｃ) 轴箱静强度计算载荷 表 ２ 所示ꎮ
载荷工况 １ ２ ３ ４ ５
Ｆ ｘｍａｘ ＝ ０. １(４Ｆ ｚ ＋０. ２ｍｇ)＝ ４９. ０５ ｋＮ
垂向载荷 托盘凸台上表面 轮轨接触点施加 Ｒｏｔｘꎬｙꎬｚ 及 垂向和纵向约束ꎻ 横向约施 横向载荷 轴承孔挡边 加在上文所述横向约束面 垂向载荷 托盘凸台上表面 轮轨接触点施加 Ｒｏｔｘꎬｙꎬｚ 及 垂向和纵向约束ꎻ 横向约束 横向载荷 轴承孔挡边 施加在横向约束作用面 轮轨接触 点 施 加 Ｒｏｔｘꎬ ｙꎬ ｚ 及垂 向 和 横 向 约 束ꎻ 纵 向 约束施加在上文所述纵向 纵向载荷 轮轨接触点 约束作用面 轮轨接触 点 施 加 Ｒｏｔｘꎬ ｙꎬ ｚ 垂向载荷 托盘凸台上表面 及垂 向 和 横 向 约 束ꎻ 纵 向 约束施加在上文所述纵向 纵向载荷 轮轨接触点 约束作用面 垂向载荷 托盘凸台上表面
Ｓｔｒｅｎｇｔｈ ａｎｄ Ｍｏｄａｌ Ａｎａｌｙｓｉｓ ｆｏｒ Ａｘ源自文库ｅ Ｂｏｘ ｏｆ Ｒｏｌｌｉｎｇ Ｓｔｏｃｋ
Ａｂｓｔｒａｃｔ:Ｓｔｒｅｎｇｔｈ ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ ｉｓ ｏｎｅ ｏｆ ｔｈｅ ｍａｉｎ ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ ｏｆ ｒｏｌｌｉｎｇ ｓｔｏｃｋ ｓｔｒｕｃｔｕｒｅ. Ｉｔ ｉｓ ｎｅｃｅｓｓａｒｙ ｔｏ ｅｖａｌｕａｔｅ ｔｈｅ ｓｔｒｅｎｇｔｈ
静强度计算结果显示ꎬ 第 １、２、３ 工况下ꎬ 轴箱结构整 体应力分布情况相似ꎬ且最大应力均出现在低位弹簧托盘 内侧立板圆弧的螺栓孔处ꎬ如图 ４( ａ) 所示ꎬ但应力值均未 超过材料的屈服极限ꎮ 第 ４ 工况中ꎬ轴箱结构大部分区域 出明显的应力集中现象ꎬ如图 ４( ｂ) ꎻ第 ５ 工况中轴箱结构 整体的应力分布情况与第 ４ 工况相似ꎬ由于纵向载荷的方 同样表现出明显的应力集中现象ꎮ 向相反ꎬ最大应力出现在另一侧 ( 低位 ) 弹簧托盘孔边缘ꎬ 应力值较低ꎬ仅在高位弹簧托盘孔边缘应力值较大ꎬ 表现
利用 ＡＮＳＹＳ 软件对轴箱进行静强度分析ꎬ 得到各工
表 ４ 各载荷工况下轴箱结构最大应力节点位置
结构最大应力出现位置 低位内侧立板圆弧孔处 低位内侧立板圆弧孔处 低位内侧立板圆弧孔处 高位弹簧托盘孔边缘 低位弹簧托盘孔边缘
接触单元ꎻ梁单元的另一端即为轮轨接触点ꎮ 横向载荷作 用于轴承孔上部与轴承外圈接触的挡边上ꎻ垂向载荷作用 于两侧弹簧托盘凸台的上表面ꎮ ������１８������
( Ｓｃｈｏｏｌ ｏｆ Ｍｅｃｈａｎｉｃａｌ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇꎬ Ｓｏｕｔｈｗｅｓｔ Ｊｉａｏｔｏｎｇ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙꎬ Ｃｈｅｎｇｄｕ ６１００３１ꎬ Ｃｈｉｎａ)
ＬＩＵ Ｎａｎꎬ ＦＵ Ｍａｏ￣ｈａｉꎬ ＪＩＮ Ｘｉｎꎬ ＷＡＮＧ Ｐｉｎｇ
Ｋｅｙｗｏｒｄｓ:ａｘｌｅ ｂｏｘꎻ ＡＮＳＹＳꎻ ｆｉｎｉｔｅ ｅｌｅｍｅｎｔ ｍｅｔｈｏｄꎻ ｓｔａｔｉｃ ｓｔｒｅｎｇｔｈꎻ ｍｏｄａｌ ａｎａｌｙｓｉｓ 轴箱装置是铁道机车车辆转向架的重要零部件之一ꎬ 将轮对和构架联系在一起ꎬ传递各个方向的作用力ꎮ 轴箱 定位装置不仅对车辆系统动力学性能有重要影响ꎬ在实际 运行中还会影响到车辆的运行安全性、稳定性ꎮ 作用ꎮ 对于新设计的轴箱结构ꎬ必须确保其在运用载荷作 用下具有足够的承载能力ꎬ保证其在使用期间内的安全性 和可靠性ꎻ由于轴箱是簧下质量ꎬ 因此在保证强度和刚度 的同时ꎬ还应尽可能减小自身结构质量ꎬ 充分发挥结构的 整体承载能力ꎮ 轴箱结构中的轴承孔、 腹板、 加强筋等结 构均属于易发生振动的部位ꎬ轴箱的振动特性是结构承受 动载荷的重要参数ꎮ 度与模态分析ꎬ依据 ＵＩＣ、ＥＮ 等标准对轴箱的静强度性能 利用有限元分析软件 ＡＮＳＹＳ 对轴箱结构进行了静强 图 １ 轴箱部分模型 ｂ) 静强度分析载荷确定 在实际运用中ꎬ轴箱结构同时受到静载荷和动载荷的
图 ５ 轴箱结构的部分振型 ｂ) 模态分析结果 如表 ５ 所示ꎮ
３３. ５ ＭＰａꎻ第 ５ 工况下最大应力值为 ３５６. ０１９ ＭＰａꎬ 比首个 响ꎬ适当加大网格密度可以获得更为精确的结果ꎮ ２) 在
Ｍｅｔｈｏｄ) ꎬ提取轴箱的前十阶模态ꎬ其固有频率和相应振型 模态分析结果显示:
在轴箱的轴承孔上部与轴承接触面的 １２０° 角范围内建立
边界条件时ꎬ将车轴简化为截面形状为圆形的梁单元ꎬ 并
为尽可能模拟轴箱在运用中的真实受力情况ꎬ在添加
ｈｔｔｐ:∥ＺＺＨＤ.ｃｈｉｎａｊｏｕｒｎａｌ.ｎｅｔ.ｃｎ Ｅ￣ｍａｉｌ:ＺＺＨＤ＠ ｃｈａｉｎａｊｏｕｒｎａｌ.ｎｅｔ.ｃｎ « 机械制造与自动化»
模 态 分 析 采 用 分 块 的 兰 索 斯 法 ( Ｂｌｏｃｋ Ｌａｎｃｚｏ
４５３. ８５ Ｈｚ－７７３. ３ Ｈｚꎬ在这一频率范围内ꎬ 轴箱结构作为一 切的耦合振动ꎬ且振动不明显ꎮ 个整体在振动ꎬ主要表现为扭转、弯曲、剪切以及弯曲和剪 ２) 第 ５－１０ 阶模态为高频振动ꎬ此类模态的振动主要
ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ ｏｆ ｔｈｅ ｎｅｗｌｙ ｄｅｓｉｇｎｅｄ ａｘｌｅ ｂｏｘ ｉｎ ｏｒｄｅｒ ｔｏ ｅｎｓｕｒｅ ｉｔｓ ｓａｆｅｔｙ ａｎｄ ｒｅｌｉａｂｉｌｉｔｙ ｉｎ ｓｅｒｖｉｃｅ. Ｔｈｒｏｕｇｈ ｔｈｅ ｍｏｄａｌ ａｎａｌｙｓｉｓ ｔｈｅ ｖｉ￣ ｐａｐｅｒ.Ｔｈｅ ｂａｓｉｓ ｉｓ ｐｒｏｖｉｄｅｄ ｆｏｒ ｅｖａｌｕａｔｉｎｇ ｉｔｓ ｓｔａｔｉｃ ｓｔｒｅｎｇｔｈ ａｎｄ ｍｏｄａｌ ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ. ｂｒａｔｉｏｎ ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ ｏｆ ｔｈｅ ａｘｌｅ ｂｏｘ ｉｓ ｋｎｏｗｎ ａｂｏｕｔ. Ｓｔａｔｉｃ ｓｔｒｅｎｇｔｈ ａｎｄ ｍｏｄａｌ ａｎａｌｙｓｉｓ ａｒｅ ｄｏｎｅ ｂｙ ｕｓｉｎｇ ＡＮＳＹＳ ｓｏｆｔｗａｒｅ ｉｎ ｔｈｉｓ
作用位置 约束作用位置 轮轨接触点施加全约束
横向约束作用面为两侧弹簧托盘孔内表面沿横向
轴箱承受的横向载荷
考虑车辆的侧滚运动时ꎬ轮重的增 / 减载率 α ＝ ０. ２５５ Ｆ ｙｍａｘ ＝ ５＋ 纵向载荷 Ｐｇ ＝ ４５. ８７５ ｋＮ ６
Ｆ ｚｍａｘ ＝ １. ５Ｆ ｚ ＝ １７３. ０９ ｋＮ
载荷工况载荷类型 １ ２
(a)a a
(b)
图 ４ 最大应力出现位置 第 ４、５ 工况中轴箱结构的最大应力值均超出了材料
a
b
的屈服极限ꎬ进行初步分析后认为出现这个结果可能有两 种原因:１) 进行静强度分析时ꎬ有限元模型中单元的数量 和质量会在一定程度上影响计算结果ꎮ 针对 ４、５ 两工况 单元的有限元模型ꎮ 对该模型加载求解后得到的结果显 新分网后网格密度加大ꎬ 得到总体单元数量为 １１６ ８７７ 个 中出现的情况ꎬ将弹簧托盘孔周围的网格进行了细化ꎬ 重
进行了评定ꎻ通过模态分析ꎬ 获得了轴箱结构的固有频率 和振型ꎬ为了解结构的薄弱环节、 动态性能评定及结构综 合强度性能的评定提供依据ꎮ
１３７４９:２００５ 中关于焊接构架进行模拟超常载荷静强度试 验时的加载方式ꎬ确定轴箱的静强度载荷ꎮ 该轴箱计算基本参数如表 １ꎮ
轴重 Ｐ / ｔ
根据车辆的运行特点ꎬ依据 ＵＩＣ ５１０－３:１９９４ 以及 ＥＮ
轴箱为整体铸造件( 图 ２) ꎬ采用 ８ 节点实体单元 Ｓｏｌ￣
图 ３ 轴箱静强度计算边界条件 ３) 计算结果分析 图 ２ 轴箱有限元模型 ２) 边界条件
况下轴箱的应力计算结果如表 ４ꎮ
工况 结构最大应力 / ＭＰａ １ ２ ３ ４ ５ ２７４.８６ ２６７.１９ １６２.００ ３５２.２７ ３９９.８７
簧下质量 ｍ / ｔ
单个轴箱承受的垂向静载荷
作者简介:刘楠(１９８７－) ꎬ女ꎬ新疆乌苏人ꎬ硕士研究生ꎬ研究方向:机车车辆结构设计ꎮ Ｍａｃｈｉｎｅ Ｂｕｉｌｄｉｎｇ Ａｕｔｏｍａｔｉｏｎꎬ Ｊｕｎ ２０１４ꎬ ４３( ３) :１７ ~ １９ꎬ２３
������１７������
������机械制造������ Ｆｚ ＝ 最大垂向载荷
������机械制造������
刘楠ꎬ等������机车车辆轴箱结构静强度与模态分析 表 ５ 轴箱固有频率及振型
阶数 １ ２ ３ ４ ５ ６ ７ ８ ９ １０ 频率 / Ｈｚ ４５３.８５ ５８３.８５ ５８７.１７ ７７３.３０ ８１７.５１ １ ２６０.３２ １ ２８０.５９ １ ３３６.４７ １ ４１７.２１ １ ４５０.０３ 振型 轴承孔部绕 ｚ 轴扭转 整体 ｙ 方向( 纵向) 剪切 整体 ｙ 方向剪切ꎬ绕 ｘ 向( 横向) 弯曲 整体绕 ｚ 轴弯曲 整体绕 ｘ 向弯曲 高位托盘下部腹板向外弯曲ꎬ低位托盘扭转 高位托盘下部腹板向内弯曲ꎬ低位托盘扭转 轴承孔下部沿 ｙ 向外扩 高位托盘下部腹板向外弯曲 高位托盘下部腹板同向弯曲
１. ７２×１０３ ꎬ泊松比为 ０. ３ꎬ屈服极限为 ３４５ ＭＰａꎮ １) 有限元模型 ｄ) 轴箱有限元分析
轴箱材料为各向同性 的 Ｂ ＋ 级 钢ꎬ 材 料 弹 性 模 量 为
ｉｄ４５ 对主结构进行离散ꎻ下部腹板与弹簧托盘孔结合处的 ８９ ４８９ 个单元ꎮ 局部不规则区域采用 Ｓｏｌｉｄ９５ 号单元ꎮ 模型整体离散为
������机械制造������
刘楠ꎬ等������机车车辆轴箱结构静强度与模态分析
机车车辆轴箱结构静强度与模态分析
刘楠ꎬ傅茂海ꎬ金鑫ꎬ王平
( 西南交通大学 机械工程学院ꎬ四川 成都 ６１００３１) 保其在运用载荷作用下具有足够的承载能力ꎬ保证其在使用期间内的安全性和可靠性ꎻ轴箱在 用有限元分析软件 ＡＮＳＹＳ 对某型转向架轴箱进行了静强度和模态分析ꎬ为其综合强度性能评 定提供依据ꎮ 关键词:轴箱ꎻＡＮＳＹＳꎻ有限元ꎻ静强度ꎻ模态 中图分类号:ＴＨ１３３ 文献标志码:Ａ 文章编号:１６７１￣５２７６( ２０１４) ０３￣００１７￣０３ 进行轻量化设计后ꎬ整体刚度有所降低ꎬ 振动加剧ꎬ 模态分析有助于了解轴箱的振动特性ꎮ 利 摘 要:强度性能是评价机车车辆结构性能的主要依据之一ꎬ 对于新设计的轴箱结构ꎬ 必须确
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示ꎬ 前三个工况的计算结果与第一个有限元模型的计算 结果相比ꎬ整体应力分布情况相似ꎬ 最大应力出现的位置 相同ꎬ且最大应力变化值很小ꎬ 误差均在 ５ ＭＰａ 以内ꎮ 第 ４ 工况下的最大应力为 ３１８. ６７４ ＭＰａꎬ 比首个模型降低了 域ꎬ网格划分的密度和质量会对分析结果产生明显的影 处安装橡胶件ꎬ且孔边缘有铸造圆角ꎬ 这两个因素均在一 定程度上减轻应力集中的现象ꎮ 弹簧托盘孔内表面施加了刚性约束ꎬ而实际运用情况下该 模型降低了 ４３. ８ ＭＰａꎮ 这说明在可能发生应力集中的区