高速動車組分體式軸箱體強度分析

王 坤，張德剛，趙國輝，馬小東，劉志偉，王忠平

（1 中車青島四方機車車輛股份有限公司，山東青島 266111；2 西南交通大學 牽引動力國家重點實驗室，成都 610031）

軸箱是高速動車組關鍵部件之一，該處承受較為復雜的載荷，起到傳遞垂向力、橫向力、縱向力的作用；同時將構架與輪對聯(lián)系起來，使得輪對的滾動運動轉化為列車的平動運動。分體式軸箱體是由螺栓將上下軸箱體連接成型，與一體式軸箱體在制造工藝上存在一定的差異。隨著分體式軸箱在高速動車組上的廣泛使用和列車運行速度的提高，軸箱在全壽命周期服役過程中承載條件變得更加復雜，為保障列車安全運行，對高速動車組軸箱體和軸箱體螺栓連接件進行強度分析具有重要意義。

國內(nèi)學者肖守訥基于EN 13749標準確定了機車軸箱體的載荷情況，并根據(jù)軸箱體的實際承載情況進行了多種工況組合，然后對機車一體式軸箱體進行靜強度和疲勞強度分析［1］；賈璐對于高速動車組一系垂向減振器處出現(xiàn)200g垂向加速度，導致軸箱體垂向載荷增大，因此對高速動車組一體式軸箱體進行了靜強度、疲勞強度和模態(tài)分析［2］；周新鵬等人基于UIC-615標準對高速動車組用分體式軸箱體進行了靜強度和疲勞強度分析［3］。

目前國內(nèi)也有眾多的學者對鐵道車輛一體式軸箱體進行研究，由于分體式軸箱體結構中存在螺栓連接形式，軸箱體處承受復雜的載荷，應當對分體式軸箱體處螺栓強度進行分析，但是往往忽視了分體式軸箱體連接螺栓的分析；同時目前軸箱體的疲勞強度采用傳統(tǒng)的無限壽命設計方法進行校核，但是該方法對于高速度、激勵復雜的高速動車組軸箱體疲勞強度評定是偏于安全的；因此高速動車組分體式軸箱體的強度分析還是存在一定程度上的局限性。

文中以某新研發(fā)高速動車組分體式軸箱體為研究對象，建立分體式軸箱體有限元模型，對分體式軸箱體和軸箱體螺栓連接件進行靜強度分析；同時建立高速動車組多剛體動力學模型，提取分體式軸箱體載荷譜對其進行疲勞壽命預測。

1 軸箱體設計及承載分析

1.1 軸箱體設計及選材

文中分析的高速動車組分體式軸箱體由上下2部分組成，通過螺栓連接成型，其分體式軸箱體如圖1所示。

圖1 某高速動車組分體式軸箱體

根據(jù)實際使用和制造情況，該軸箱采用機加工性能、綜合性能和鑄造性能較好的C級鋼［4］，螺栓連接件材料選用高強度鋼，其材料參數(shù)見表1。

表1 軸箱體及螺栓材料參數(shù)

根據(jù)該列車的設計方案得到該高速列車的相關設計參數(shù)，見表2。

表2 高速動車組車輛參數(shù)

1.2 軸箱體承載分析

根據(jù)BS EN 13749-2011《鐵路應用轉向架構架結構要求的規(guī)定方法》［4］和UIC 615-4-2005《動力元件轉向架和走行部轉向架構架結構強度測試》［5］分析并確定單個軸箱體所承受如下幾種超常載荷：

（1）垂向載荷

式中：M v為機車車輛的總質(zhì)量；nb為每輛車轉向架數(shù)量；na單個轉向架輪對數(shù)量；mt為一系彈簧下質(zhì)量。若列車運行工況比較惡劣可以將系數(shù)1.4增大至2。

按照高速動車組最大軸重計算超常載荷，按照最大軸重17 t，作用在一個軸箱上的最大載荷為126.89 kN，作用在一系垂向減振器安裝座上的垂向載荷為20 kN。

（2）橫向載荷

式中：F ytmin為10 kN。

同樣按照最大軸重計算得到作用在單個軸箱上的最大橫向載荷為32.76 kN。

（3）縱向載荷。

縱向載荷是由于簧下質(zhì)量引起的慣性沖擊力。按照滿軸重條件下，出現(xiàn)緊急制動時（輪軌間摩擦系數(shù)設置為0.3），作用在軸箱上的最大縱向載荷為47.92 kN。

2 軸箱體靜強度分析

2.1 軸箱體有限元模型及邊界條件

基于《機械產(chǎn)品結構有限元力學分析通用準則》［6］采用HyperMesh軟件對軸箱體進行網(wǎng)格離散。軸箱體采用一階六面體單元Solid-185進行離散，單元總數(shù)為91 049。轉臂定位處的橫向和縱向剛度采用彈簧單元Combin14模擬，螺栓連接采用梁單元Beam188模擬，在軸箱端蓋與軸箱體連接處和軸箱體（上）與軸箱體（下）連接處建立接觸對，為了便于對螺栓強度校核結果的分析對軸箱體螺栓進行編號。軸箱體有限元模型如圖2（a）所示，軸箱體螺栓編號如圖2（b）所示。

圖2 軸箱體有限元模型

邊界條件：①一系彈簧安裝座和垂向止檔處，通過節(jié)點力的形式施加垂向載荷。②垂向減振器安裝座處，通過節(jié)點力形式施加垂向載荷。③軸箱軸承安裝座處施加彈簧約束和固定約束。④轉臂定位處施加彈簧剛度約束，通過節(jié)點力形式施加橫向和縱向載荷。

2.2 軸箱體靜強度分析工況組合

根據(jù)EN 13749標準中規(guī)定的不同載荷的組合原則以及列車運行實際承載情況，對用于進行軸箱體靜強度分析的超常載荷進行組合，組合后得到以下4種用于靜強度分析的超常載荷工況。具體的軸箱體靜強度分析載荷工況（超常載荷工況）見表3。

表3 軸箱體靜強度分析載荷工況（超常載荷工況）單位：k N

2.3 軸箱體靜強度結果分析

2.3.1軸箱體靜強度結果

將建立的軸箱體有限元分析模型導入到Ansys軟件中經(jīng)過長時間的迭代計算得到計算結果。4種靜強度分析工況下軸箱體最大等效應力及發(fā)生位置見表4。

表4 軸箱體最大等效應力及發(fā)生位置

根據(jù)表4可以得到：軸箱體的最小安全系數(shù)為2.15，軸箱體的危險位置發(fā)生在軸箱體（上）轉臂與軸箱軸承安裝孔處的過渡部分、垂向減振器安裝座與軸箱體連接處，具體的軸箱體等效應力云圖如圖3所示。

圖3 軸箱體靜強度分析等效應力云圖

根據(jù)表4和圖3分析得：軸箱體在所有靜強度分析工況下等效應力均小于材料的屈服強度，并且安全系數(shù)大于2，則該高速動車組軸箱體靜強度較好地滿足設計要求。

2.3.2軸箱體螺栓靜強度校核

根據(jù)VDI 2230-2003高強度螺栓計算準則［7］中提供了螺栓工作應力計算公式，螺栓工作應力計算為式（4）：

式中：σreb，B為螺栓工作應力；σzmax為螺栓最大軸向應力；kτ為減少系數(shù)，推薦值為0.5；τmax為螺栓最大剪切應力。

若螺栓在極限載荷作用下，能夠滿足式（5）要求，則螺栓靜強度滿足設計要求。

式中：[σ]為材料屈服強度。

提取計算后4個工況下軸箱體螺栓的軸力和剪力，由于工況和螺栓數(shù)目較多，只列舉工況1下軸箱體軸箱端蓋螺栓和軸箱體連接螺栓的軸力和剪力情況，提取整理后的工況1作用下的螺栓軸力與剪力見表5。

表5 工況1下軸箱體螺栓軸力與剪力 單位：N

根據(jù)表4分析可得：軸箱體螺栓在上述4個工況中主要承受軸向拉壓載荷，承受的剪切載荷較小，則可以間接得到軸箱體螺栓在列車運行過程中所承受軸向拉壓載荷較為嚴重。

該高速動車組軸箱體連接螺栓以及軸箱端蓋連接螺栓主要參數(shù)見表6。

表6 軸箱體螺栓參數(shù)

根據(jù)軸箱體螺栓參數(shù)和提取的軸箱體靜強度分析4個工況下螺栓軸力和剪力數(shù)據(jù)，將其帶入式（4）中計算得到軸箱體螺栓工作應力，然后根據(jù)式（5）判斷螺栓靜強度是否滿足設計要求，則軸箱體螺栓靜強度分析結果見表7。

表7 軸箱體螺栓靜強度分析結果

通過表7可以看出，無論哪個工況下軸箱體螺栓在極限載荷作用下的工作應力均小于螺栓材料的屈服強度。螺栓最大工作應力發(fā)生在工況4時軸箱端蓋連接處8號螺栓上，其最大工作應力為530.54 MPa，安全系數(shù)為1.21，軸箱體所有工況下螺栓的靜強度安全系數(shù)均在1.2以上，則軸箱體連接螺栓和軸箱端蓋連接螺栓靜強度滿足設計要求。

3 軸箱體疲勞壽命預測

3.1 高速動車組動力學模型

為了更加準確、便捷地提取高速動車組軸箱處的動態(tài)載荷譜，采用Simpack軟件建立高速動車組多剛體動力學模型，模型中包含一二系懸掛、輪對、軸箱、構架、車體等部件，軌道激勵采用實測軌道譜，列車運行速度為350 km/h。建立高速動車組動力學模型如圖4所示。

圖4 高速動車組動力學模型

3.2 軸箱體疲勞壽命分析載荷譜

通過建立的高速動車組動力學模型，提取最惡劣工況下，軸箱體中一系彈簧安裝座垂向載荷譜、垂向減振器安裝座垂向載荷譜、轉臂定位處橫向載荷譜、轉臂定位處縱向載荷譜，由于動力學仿真分析時存在一定的干擾導致載荷數(shù)據(jù)產(chǎn)生干擾信號，為了準確地分析軸箱體的疲勞壽命，需要對動力學仿真分析平臺獲得的載荷譜進行濾波處理去除奇異值和漂移信號，濾波后的軸箱體載荷譜如圖5所示。

圖5 軸箱體疲勞分析載荷譜

3.3 軸箱體疲勞分析S-N曲線

BS EN 1993-1-9：2005《Eurocode3：Design of Steel Structures-Partl-9：Fatigue》［8］標準中提供了96種鋼結構對應焊接接頭的14條名義應力疲勞分析S-N曲線，如圖6所示，文中將采用Eurocode3標準中提供的標準的名義應力S-N曲線進行軸箱體疲勞壽命分析。

圖6 Eurocode3標準中提供的S-N曲線

為了充分保證該軸箱體在服役過程中的疲勞安全性要求，文中選擇FAT=50的S-N曲線進行軸箱體的疲勞壽命分析。

3.4 軸箱體疲勞壽命預測結果

將軸箱體的靜力分析結果、載荷譜、材料參數(shù)以及材料的S-N曲線導入到Ncode軟件中，建立軸箱體疲勞壽命預測分析模型。

分析后得到在該載荷譜作用下，軸箱體疲勞損傷最大值為1.07×10-8，最小疲勞壽命為9.35×107次，節(jié)點號34159，發(fā)生位置為軸箱體軸承安裝孔轉臂連接拐角處。具體的軸箱體疲勞損傷云圖如圖7所示。

圖7 軸箱體疲勞損傷云圖

根據(jù)Miner線性累計損傷理論，該高速動車組服役壽命為1 200萬km，則換算得到該高速動車組分體式軸箱體服役期間最大損傷值為0.066，安全系數(shù)為15.15，則該軸箱體在服役期間疲勞壽命滿足設計要求。若軸箱體疲勞損傷極限為1時分析，該高速動車組軸箱體可安全服役18 170萬km。

4 總結

文中針對某新研發(fā)高速動車組分體式軸箱體以及軸箱體連接螺栓進行靜強度分析，并采用損傷力學方法對分體式軸箱體進行了疲勞壽命預測。分析后得到如下結論：

（1）根據(jù)EN 134749和UIC 615-4-2005標準制定分體式軸箱體靜強度分析工況，計算分析后得到分體式軸箱體最大等效應力為193.10 MPa，安全系數(shù)為2.15，則高速動車組分體式軸箱體靜強度滿足設計要求，并且安全裕度較大。

（2）基于VDI 2230標準對分體式軸箱體螺栓連接件進行靜強度分析，分析后得到分體式軸箱體所有連接螺栓安全系數(shù)均大于1.2，分體式軸箱體螺栓靜強度均滿足設計要求。

（3）基于損傷力學方法對高速動車組分體式軸箱體進行疲勞壽命預測，分析后得到在高速動車組實際服役壽命為1 200萬km的條件下，該高速動車組分體式軸箱體服役期間最大損傷值為0.066，安全系數(shù)為15.15，較好地滿足疲勞設計要求。