華 楊，趙云生，湯勁松，賈萬鵬

（1 青島理工大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，山東青島266033；2 青島四方車輛研究所有限公司 技術(shù)研究部，山東青島266031）

我國鐵路貨車廣泛使用三大件式轉(zhuǎn)向架［1］。側(cè)架作為轉(zhuǎn)向架的部件之一，有著極為關(guān)鍵的作用。如果在運(yùn)行中側(cè)架出現(xiàn)疲勞斷裂，將嚴(yán)重威脅列車運(yùn)行安全，因此，側(cè)架的疲勞問題一直是鐵道貨車行業(yè)極為關(guān)注的問題之一。隨著我國鐵道貨運(yùn)向重載高速方向的快速發(fā)展，轉(zhuǎn)向架的受力更加惡劣，給轉(zhuǎn)向架提出了更加苛刻的要求。目前，我國鐵路貨車開始大量使用軸重25 t、最高運(yùn)營(yíng)速度120km／h的轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)向架，有必要對(duì)其疲勞性能進(jìn)行研究。

1 轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)向架側(cè)架有限元靜強(qiáng)度計(jì)算

使用PROE軟件建立側(cè)架的三維模型實(shí)體，見圖1。根據(jù)幾何結(jié)構(gòu)和載荷的對(duì)稱性，取側(cè)架的1／2模型進(jìn)行分析。在ABAQUS軟件中采用二階四面體單元?jiǎng)澐钟邢拊W(wǎng)格，側(cè)架的1／2模型共劃分為104 899個(gè)單元，產(chǎn)生177 776個(gè)節(jié)點(diǎn)，其有限元模型見圖2。

實(shí)際運(yùn)行中側(cè)架承受的載荷較復(fù)雜，有限元分析時(shí)一般將其簡(jiǎn)化為簡(jiǎn)單的垂向載荷和橫向載荷。參照TB／T 1335-1996《鐵道車輛強(qiáng)度設(shè)計(jì)及試驗(yàn)鑒定規(guī)范》（以下簡(jiǎn)稱規(guī)范），在進(jìn)行應(yīng)力分析時(shí)，側(cè)架的垂向載荷取349.9kN（1.5C），橫向載荷取93.3kN（0.4C），分別作用在彈簧承臺(tái)面和立柱面上。垂向載荷作用時(shí)，在半模型的對(duì)稱面上施加對(duì)稱約束，并約束軸箱垂向支承處單元的垂向線位移自由度；橫向載荷作用時(shí)，在半模型的對(duì)稱面上施加對(duì)稱約束，并約束內(nèi)側(cè)導(dǎo)框面的橫向線位移自由度［3］。

轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)向架側(cè)架在垂向工況、橫向工況、聯(lián)合工況3種工況下的應(yīng)力云圖分別見圖3～圖5。由應(yīng)力云圖可見側(cè)架應(yīng)力較大的部位主要集中在承載鞍導(dǎo)框拐角處、承臺(tái)下部拐角處、三角透視孔下邊緣；轉(zhuǎn)8A側(cè)架的線路運(yùn)營(yíng)經(jīng)驗(yàn)表明［4］，側(cè)架的裂紋主要分布在導(dǎo)框拐角、承臺(tái)拐角、三角透視孔等部位，因此可確定轉(zhuǎn)K6側(cè)架的疲勞關(guān)鍵部位。關(guān)鍵部位的應(yīng)力（Von Mises）統(tǒng)計(jì)結(jié)果見表1。

圖1 轉(zhuǎn)K6型側(cè)架三維模型

圖2 轉(zhuǎn)K6型側(cè)架有限元模型

圖3 垂向工況下側(cè)架的應(yīng)力云圖

圖4 橫向工況下側(cè)架的應(yīng)力云圖

圖5 聯(lián)合工況下側(cè)架的應(yīng)力云圖

表1 轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)向架側(cè)架應(yīng)力計(jì)算結(jié)果 MPa

B+級(jí)鋼的許用應(yīng)力為151MPa，從有限元計(jì)算結(jié)果可以看出，側(cè)架關(guān)鍵部位均滿足靜強(qiáng)度要求。

2 轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)向架側(cè)架疲勞壽命估算

當(dāng)側(cè)架承受循環(huán)載荷作用時(shí)，可能在比靜載荷條件低得多的應(yīng)力下導(dǎo)致結(jié)構(gòu)疲勞破壞，因此應(yīng)分析循環(huán)載荷作用下側(cè)架的疲勞壽命。本文采用名義應(yīng)力法［2］對(duì)側(cè)架的壽命進(jìn)行估算。

2.1 材料和構(gòu)件的S—N曲線

S—N曲線即材料和構(gòu)件的應(yīng)力—壽命曲線。在雙對(duì)數(shù)坐標(biāo)系中，材料的S—N曲線為兩條直線，考慮疲勞強(qiáng)度降低系數(shù)Kf，對(duì)兩段直線的交點(diǎn)所對(duì)應(yīng)的疲勞極限進(jìn)行修正，并以此為縱坐標(biāo)，以N=106為橫坐標(biāo)確定一點(diǎn)；再以N=103所對(duì)應(yīng)的材料的疲勞極限為縱坐標(biāo)（不修正），以N=103為橫坐標(biāo)確定另一點(diǎn)。通過這兩點(diǎn)所確定的直線即為構(gòu)件的S—N曲線的斜線部分。另外，將S—N曲線在大于106循環(huán)的部分按-（2｜k｜-1）（k為S—N曲線在小于106循環(huán)的直線斜率）的斜率往下延伸，以考慮小應(yīng)力幅值循環(huán)對(duì)壽命的影響。

對(duì)于鑄鋼件，Kf相當(dāng)于由于存在鑄造缺陷而導(dǎo)致構(gòu)件S-N曲線的下降程度。Kf的變化主要反映了金屬內(nèi)部缺陷程度（如裂紋、氣孔、夾碴、縮孔）的變化。AAR標(biāo)準(zhǔn)中的有關(guān)試驗(yàn)數(shù)據(jù)表明，Kf=1.5～2的中等缺陷代表鑄件的正常質(zhì)量水平，而且有很高的統(tǒng)計(jì)出現(xiàn)概率，2＜Kf＜3甚至Kf＞3的裂紋大缺陷也可能存在，可視大缺陷為偏離了正常的質(zhì)量和良好的鑄造工藝，質(zhì)量管理的任務(wù)就是消除此類缺陷。表2為不同疲勞強(qiáng)度降低系數(shù)時(shí)的S—N曲線方程。

表2 不同疲勞強(qiáng)度降低系數(shù)下的S－N曲線方程

2.2 側(cè)架疲勞載荷譜的確定

本文分別選用AAR機(jī)務(wù)標(biāo)準(zhǔn)M—1001—97第Ⅶ章"新造貨車的疲勞設(shè)計(jì)"中載重90.7t（29.5t）高邊敞車搖枕垂向總載荷譜和大秦線實(shí)測(cè)載荷譜。假設(shè)搖枕垂向總載荷與軸重成線性關(guān)系，這樣可將AAR機(jī)務(wù)標(biāo)準(zhǔn)中的29.5t軸重?fù)u枕垂向總載荷譜換算成本文所要用的25t軸重?fù)u枕垂向總載荷譜，載荷譜的換算系數(shù)為1.18。

（1）側(cè)架垂向載荷譜

AAR機(jī)務(wù)標(biāo)準(zhǔn)中提供了搖枕垂向總載荷譜數(shù)據(jù)，取搖枕垂向總載荷的一半作為側(cè)架垂向載荷；大秦線實(shí)測(cè)載荷譜中提供了轉(zhuǎn)向架重車垂向（承載鞍）載荷譜，?。ǔ休d鞍）載荷譜的兩倍作為側(cè)架垂向載荷譜。利用表1中垂向載荷的有限元應(yīng)力計(jì)算結(jié)果，按載荷與應(yīng)力成線性關(guān)系由側(cè)架載荷譜換算成側(cè)架應(yīng)力譜。

（2）側(cè)架橫向載荷譜

AAR機(jī)務(wù)標(biāo)準(zhǔn)和大秦線實(shí)測(cè)載荷譜中均未提供側(cè)架橫向載荷譜數(shù)據(jù)。借用皮爾巴哈鐵礦石車M系列30.0t軸重側(cè)架橫向載荷譜［5］，按載荷與軸重成線性關(guān)系換算成本文所要用的25t軸重側(cè)架橫向載荷譜，載荷譜的換算關(guān)系為1.2。利用表1中橫向載荷的有限元應(yīng)力計(jì)算結(jié)果，按載荷與應(yīng)力成線性關(guān)系由側(cè)架橫向載荷譜換算成側(cè)架的應(yīng)力譜。

2.3 非零應(yīng)力均值的修正及疲勞壽命估算

材料的S-N曲線大都是在對(duì)稱循環(huán)條件下（即R=-1，應(yīng)力均值為零）得到的，而側(cè)架上所受的應(yīng)力都是非對(duì)稱循環(huán)，應(yīng)力均值不為零。為此，引入Goodman經(jīng)驗(yàn)公式對(duì)應(yīng)力均值進(jìn)行修正，即：

式中σa為應(yīng)力幅值；σ為應(yīng)力均值；σ-1a為對(duì)稱循環(huán)下的應(yīng)力幅；σb為B+級(jí)鑄鋼的強(qiáng)度極限。

根據(jù)Goodman經(jīng)驗(yàn)公式（3）將非對(duì)稱循環(huán)應(yīng)力轉(zhuǎn)化為對(duì)稱循環(huán)后的應(yīng)力幅為：

側(cè)架的壽命為：

式中β表示每公里譜總循環(huán)數(shù)。

按照上述方法計(jì)算了不同疲勞強(qiáng)度降低系數(shù)時(shí)側(cè)架的疲勞壽命，見圖6、圖7。具體計(jì)算結(jié)果見表3、表4。

圖6 AAR載荷譜下不同疲勞強(qiáng)度降低系數(shù)時(shí)側(cè)架的疲勞壽命

圖7 大秦線實(shí)測(cè)載荷譜下不同疲勞強(qiáng)度降低系數(shù)時(shí)側(cè)架的疲勞壽命

表3 AAR載荷譜下側(cè)架的疲勞壽命

表4 大秦線實(shí)測(cè)載荷譜下側(cè)架的疲勞壽命

從圖中可以看出，疲勞強(qiáng)度降低系數(shù)Kf在1.5～2之間，側(cè)架疲勞壽命急劇降低；而疲勞強(qiáng)度降低系數(shù)Kf在2～3之間，側(cè)架疲勞壽命的變化則趨于平緩。由此可見，疲勞強(qiáng)度降低系數(shù)是影響側(cè)架疲勞壽命的重要因素之一。

根據(jù)表3、表4，在AAR載荷譜和大秦線實(shí)測(cè)載荷譜下，側(cè)架正常鑄造水平Kf=1.5～2.0時(shí)，其壽命大于1 000萬km，近似按重車每年運(yùn)行20萬km計(jì)算，該側(cè)架的壽命大于40年。

3 結(jié)論

（1）同等疲勞降低系數(shù)下，由AAR載荷譜估算的側(cè)架疲勞壽命比大秦線實(shí)測(cè)載荷譜下所估算的壽命要短，即大秦線載荷譜較AAR載荷譜有很大的強(qiáng)度余量。這是因?yàn)锳AR載荷譜是北美典型路況下所編制的載荷譜，采集時(shí)間長(zhǎng)，信息豐富；而大秦線實(shí)測(cè)載荷譜是局部路況下所編制的載荷譜，采集時(shí)間短，采集次數(shù)較少，其線路具有較大的局限性，因此，該載荷譜目前僅適用于運(yùn)行于大秦線的車輛。

（2）側(cè)架的疲勞壽命隨著疲勞降低系數(shù)的增大而急劇降低，可見疲勞降低系數(shù)對(duì)疲勞壽命有重大的影響。因此應(yīng)提高側(cè)架的整體鑄造水平，盡量減少關(guān)鍵部位的鑄造缺陷，從而降低其疲勞降低系數(shù)，有助于提高其疲勞壽命。

（3）為了更加準(zhǔn)確的預(yù)測(cè)我國鐵路貨車疲勞壽命，建議盡快開展通用線路的載荷譜測(cè)試工作。

［1］嚴(yán)雋耄.車輛工程［M］.北京：中國鐵道出版社，1999.

［2］徐 灝.疲勞強(qiáng)度［M］.北京：高等教育出版社，1988.

［3］劉德剛，楊愛國，李 鐵.轉(zhuǎn)8A型轉(zhuǎn)向架側(cè)架疲勞壽命分析［J］.鐵道車輛，2003，41（10）：11-16.

［4］黃詩堯.K6型轉(zhuǎn)向架關(guān)鍵部位的疲勞應(yīng)力研究［D］.西南交通大學(xué)，2006.

［5］何 瑩.30t軸重貨車轉(zhuǎn)向架側(cè)架疲勞壽命及斷裂安全性評(píng)價(jià)［D］.北京交通大學(xué)，2009.

［6］運(yùn)裝貨車［2009］318號(hào)，關(guān)于新型大軸重鐵路貨車技術(shù)研究有關(guān)工作的通知［S］.