使用有限元分析以改善重载运输车轴

文章编号:100227610(2007)0420030205

国外铁道车辆　第44卷第4期2007年7月　

使用有限元分析以改善重载运输车轴

JAMESM.PILCH,等(美)

摘　要:分析了北美铁路货运发生的车轴故障,介绍了使用有限元对F级和K级车轴进行应力分析计算,研究车轴尺寸变化对应力的影响,并提出了改善重载车轴设计的建议。

关键词:重载运输;车轴;结构

中图分类号:U270.331+.1　　　文献标识码:B

UseofFiniteElementAnalysistoImproveAxlesforHeavyHaulService

JAMESM.PILCH,etal.(U.S.A.)

Abstract:FailuresofaxlesinfreighttransportofNorthAmericanRailroadareanalyzed.Thestressanaly2siscalculationsperformedontheClassFandClassKaxlesusingfiniteelementanalysisaredescribed.Theeffectsofchangesinaxledimensionsonthestressresultsisresearched.Recommendationsforimprovedheavyhaulaxledesignsareoffered.Keywords:heavyhaulservice;axle;structure

1　车轴故障介绍

车轴作为货车的关键组成部分须具备无限使用寿

命。标准化的AAR车轴设计经受住了时间的考验,在使用中出现的故障相对较少。对坚固耐用的AAR车轴设计进行标准化获益颇多,包括鲜有故障发生、便于维护及修理、大量备用车轴通用、对生产商而言可进行大批量成本效益生产。

美国联邦铁路管理局(FRA)保存有列车事故数据库[1],可通过FRA网站查询由各机械元件引起的列车事故的详细信息。图1是1995年—2004年12

(与月中旬期间由代号为“轮座之间断裂/弯曲的车轴”

轴颈无关)的货车车轴故障引起的事故数据。请注意近年来故障增多。

　　Lonsdale和Stone报告了1998年—2002年间在北美西部两条铁路线上发生的52例车轴故障[2]。对车轴在129700kg(286000lbs)的车辆总重(GRL)与较轻载荷使用时出现的车轴故障经数据分析可知,上述二者之间存在统计上的显著差异,较高载荷水平下更易发生车轴故障。由一主要铁路提供的数据显示,约半数的车轴故障出现在轮座之间的轴身。其余车轴故障除一例外,都是由轴承后挡下面区域的摩擦腐蚀裂损引起。

2　历史背景

如Byrne在其文献[3]中所述,1896年成立的主要车辆制造厂协会(AAR的前任)的车轴委员会记录了大量的车轴故障,这些车轴在轮座之间轴身的应力为193MPa(28000psi)。然而,当轴身应力限于15816MPa(23000psi)时很少有故障记录。因此,车轴委员

会对轴身外纤维所允许的设计应力限制为15117MPa(22000psi)。

20世纪50年代记录了大量轴身直径为17416mm(6(3in)的F级车轴(尺寸6∀−×12)的车轴故

障[4]。然而,一家加拿大矿业公司数年来一直使用轴身直径为18713mm(7∃3in)的车轴,轴身未出现疲劳故障。随后AAR于1960年将轴身中央直径从17416

图1　部分FRA车轴故障数据(1995年—2004年)

收稿日期:2007204227

mm增加到18713mm,以降低应力减少故障。

由于大部分原因与使用中轴承摩擦腐蚀有关,滚

　使用有限元分析以改善重载运输车轴　JAMESM.PILCH,等(美)31

子轴承的生产商于几年前重新设计了轴承、车轴轮座外侧部分。重新设计的车轴被命名为AAR的K级车轴(尺寸6∀−×9),与AAR的F级车轴相比,K级车轴轴颈长度更短。除摩擦腐蚀减少外,K轴也降低了车轴轴肩处的应力。现在AAR要求K级车轴或较大的G级车轴(尺寸7×12)或M级车轴(尺寸7×9),用于所有生产的车辆,最新指定用于增加总重,或按照2003年12月31日之后修正的办公室手册规则88在129700kg车辆总重下运用于自由/无限制联运[5]。

向载荷的离散对于车轴合成应力的影响很大。

表1显示了用于10个FEA仿真方案的各车轴尺寸和载荷参数。除非表1中另有规定,所有的垂向轴颈载荷适于129700kg车辆总重。

表1　用于各方案分析的车轴尺寸和载荷

FEA序号

1

有限元分析描述———车轴尺寸、载荷参数等　现用K轴,轴身直径187.3mm,车轮压入载荷,车辆总重129700kg的轴颈载荷,无横向载荷

　现用K轴,轴身直径187.3mm,车轮压入载荷,车辆总重129700kg的轴颈载荷,横向载荷3630kg　现用K轴,轴身直径171.5mm,车轮压入载荷,车辆总重129700kg的轴颈载荷,无横向载荷

　现用K轴,轴身直径171.5mm,车轮压入载荷,车辆总重129700kg的轴颈载荷,横向载荷3630kg　现用K轴,轴身直径187.3mm,车轮压入载荷,轴颈载荷37970kg,横向载荷9890kg

　现用F轴,轴身直径187.3mm,车轮压入载荷,车辆总重129700kg的轴颈载荷,无横向载荷

　现用F轴,轴身直径187.3mm,车轮压入载荷,车辆总重129700kg的轴颈载荷,横向载荷3630kg　改进的K轴,轴身直径200mm,车轮压入载荷,车辆总重129700kg的轴颈载荷,无横向载荷

　改进的K轴,轴身直径200mm,车轮压入载荷,车辆总重129700kg的轴颈载荷,横向载荷3630kg　改进的K轴,轴身直径200mm,车轮压入载荷,车辆总重129700kg的轴颈载荷,横向载荷9890kg

注意到当采用K级车轴时对轴身没有进行改动。

2

3　有限元分析———车轴尺寸及载荷参数

进行10个方案FEA仿真,以确定轴型、载荷水平、载荷类型及轴身直径对作用于车轴上各个部位的最大合成弯曲应力的影响。当前AARK级车轴有一个最小的新轴身直径18713mm。但使用过的K级车轴允许其最小轴身直径为17115mm(6∃/in)。对建议改进的轴身直径为200mm(7(3in)的K级车轴及广泛使用的AARF级车轴一起进行分析。

对于每次FEA仿真采用两次载荷法,某些情况下也增加第三次载荷。所有情况下的第一次载荷均使用ANSYS810(ANSYS是综合目标有限元软件包)内的专用接触和目标单元对车轮轮毂孔和车轴轮座之间的过盈配合进行仿真。专门形成这些单元来模拟两物体之间的接触。在所有情况下直径过盈量为012mm(01008in)。第二次载荷使用垂向轴颈力时,接触单元被ANSYS定义为“粘结”。

每次FEA的第二次载荷在轴承轴颈中央的一个单独节点处施加轴颈载荷。同样的载荷方法被用于现行K轴、改进K轴和F轴仿真。车轴/车轮组合基本上是一个简单支撑元件,且在其车轮支撑的外侧施加轴颈载荷,因此,所产生的主要拉伸应力由弯曲引起。

轮轨界面的反作用力通过在车轮底部限定一个单节点进行模拟。利用对称法减少结构单元数目和后续运行时间。对轴颈和轮座圆角处的网格进行细化,计算K级和F级车轴用H36车轮。

适于129700kg车辆总重的轴颈载荷用于大多数的分析,但更高的垂向和横向载荷用于确定附加载荷的影响。据北美一主要铁路进行干线远程运输试验时所收集到的现场数据,选择3630kg(8000lbs)的横向载荷用于几次FEA仿真。干线远程运输试验数据中的最大值被用于两个附加仿真。一个较高的横向载荷9890kg(21800lbs)用于方案5和方案10,同时最大的垂向轴颈载荷37970kg(83700lbs)也用于方案5。尽管很少发生,这些载荷的使用显示垂向和横

34

5

6

7

8

9

10

方案8、方案9、方案10使用的改进K级车轴在轮座之间的轴身上没有锥度。整个轴身直径均为200mm。其他的车轴有锥形轴身且最小的轴身尺寸位于车轴中央。

4　应力分析结果

表2(从L1到L4)显示在各种载荷条件下及在车轴上各个位置的FEA应力结果(最大弯曲应力)。L1到L4代表在车轴的各位置,L1=车轴轴肩,L2=轮座外侧肩部,L3=轮座内侧肩部,L4=车轴中央。横向载荷对轮座外侧肩部和车轴轴肩的最大弯曲应力作用甚小。因此,只显示对方案2、方案3、方案4、方案7、方案9、方案10的轮座内侧和轴身中央的应力结果。请注意,方案2、方案3、方案4是方案1的变化;方案7是方案6的变化;方案9、方案10是方案8的变化。所有变化的方案均有附加横向载荷。方案5作为特殊情况阐明过大的垂向和横向载荷的效果。4.1　车轴类型的影响

结果清晰显示K轴比F轴有较低的车轴轴肩应

32国外铁道车辆　第44卷第4期2007年7月　

力,但K轴在轮座外侧和内侧圆弧及车轴轴身中央有

较高应力。通过比较方案1和方案6的结果可以看出:F轴轮座内侧应力为75MPa,K轴是7913MPa。F轴轴身中央应力为6018MPa,而K轴轴身中央应力为6419MPa。方案2和方案7的结果显示,当增加横向载荷3630kg时,在K轴和F轴的轮座内侧和轴身应力可见类似的增加。在车轴上的所有位置(轴身中央除外),有更大轴身中央直径的改进K轴和现用K轴有相同的应力水平。

　　　表2　FEA仿真的车轴最大弯曲应力结果　MPa(psi)

FEA序号

1

L169.5

(10085)

L278.3(11357)

L379.3(11505)110.3(16003)79.2(11481)110.1(15970)

161　　(23346)84.7(12287)

166.9(24204)64.6(9363)

248.6(36048)74.9(10865)105.5(15300)

69.5(10083)

78.3(11356)

79.8(11576)111　　(16102)148.5(21535)

L464.9(9411)82.9(12018)84.7(12282)108.3(15708)200.3(29044)60.8(8812)78.7(11415)53.3(7728)68　(9856)85.3(12376)

示,当再施加横向载荷3630kg时,轴身直径为18713mm的车轴,其最大弯曲应力是8219MPa,轴身直径

为17115mm的车轴,其最大弯曲应力为10813MPa。上述结果建议车轴轴身直径应增大。4.3　横向载荷影响

施加3630kg的横向载荷时,显著增加轮座内侧圆弧部和轴身中央部位的应力。比较方案1与方案2、方案3与方案4、方案7与方案8、方案9与方案10

的各车轴类型和尺寸,可看出此效果。例如:对于K轴,作用于其轮座内侧和轴身中央的应力值(无横向载荷)分别为7913MPa和6419MPa。当增加横向载荷时,应力值分别变为11013MPa和8219MPa。

计算无横向载荷的方案8和施加横向载荷3630kg的方案9,显示的结果用于轴身直径为200mm的

2

改进K轴。方案8显示在轴身中央处弯曲应力最大值为5313MPa,方案9显示在轴身中央处弯曲应力最大值为68MPa。这些应力值远远小于类似的横向载荷加到更小轴身直径车轴的方案(见方案2、方案4、方案7)时的应力值。这些数据进一步支持应增大车轴最小轴身中央直径。

最大横向载荷的影响出现在方案5和方案10的结果中。方案10中,施加9890kg的横向载荷,改进K轴在其轮座内侧和轴身中央处承受更高的应力。两

3

4

5

6

处分别出现了最高弯曲应力:14815MPa和8513MPa。

4.4　极端垂向载荷的效果

7

8

由于车轮踏面擦伤、通过道叉及菱形交叉、经过轨道低洼处等,在运行中会出现极端垂向车轮载荷。这种比正常水平更高的垂向载荷的影响见方案5对K轴分析的结果。在方案5中,同时施加37970kg(83700lbs)的垂向载荷和一非常高的横向载荷9890kg。可知车轴上所有位置的应力均比来自方案1中

9

10

4.2　轴身直径的影响的“基本情况”的结果显著增大。

目前,K轴和F轴所允许的最小新轴身直径为18713mm。但AAR规程允许检修过的车轴轴身直径为17115mm。同时,由于各种磨损及(或)机械维修轮座之间轴身,使运用中的车轴直径在17115mm～18713mm之间变化。因此,在使用中可发现车轴轴身的弯曲应力值的多种变化。

结果清晰显示使用相同载荷的方案中,较大车轴轴身在轴身中央的最大弯曲应力将有所降低。方案1、方案3中,K轴轴身直径为18713mm,其最大弯曲应力值为6419MPa,K轴轴身直径为17115mm,其最大弯曲应力值为8417MPa。如方案2、方案4所

5　车轴疲劳推断

绘制改进的Goodman图用于表1中所列的各种FEA方案,量化各个车轴设计的抗疲劳性。这些图

中,横坐标表示平均轴向弯曲应力,纵坐标表示轴向弯曲应力幅度。假设材料的抗拉强度和屈服强度分别为

689MPa(100000psi)和34418MPa(50000psi)。这个屈服强度是用于AARF类(钢)(经两次正火回火)新车轴抗拉试验可接受的最小值。将34418MPa的屈服强度值降低为15117MPa,用以建立一个假设的疲劳极限(无限疲劳寿命)。

　使用有限元分析以改善重载运输车轴　JAMESM.PILCH,等(美)33

基于Shigley方法[6]绘制的疲劳包络线显示在各图中。横坐标上的两点是压缩和拉伸状态下的屈服强度,纵坐标上的点是假设的疲劳极限。另外两点是由极限抗拉强度、疲劳极限及屈服强度值来确定的。疲劳包络线在故障出现时规定。在各象限中两线的交叉处是疲劳故障和屈服引起故障之间的过渡点。对给定假设值来绘制的图线,如果一个点在包络线之内则不会出现部件的疲劳故障。然而一旦点在包络线之外就会出现故障。

本文中包含几个基于FEAQ结果的改进Good2man图。由于考虑到空间有限,并不是所有的FEA方案都包括在内。车轴上各点分别在图2～图4中可以找到,平均弯曲应力和弯曲应力幅度(由FEA方案计算得出),分别显示在各图中。

图2是改进的Goodman图,显示的是FEA方案2中使用直径为18713mm的K轴的应力结果。此方案的载荷包括车轮压入载荷、车辆总重129700kg的轴颈载荷、3630kg的横向载荷。注意所有的点均在疲劳包络线之内,因此不会发生疲劳故障。

荷方案是不真实的,并认为不会出现在铁路运行中。

为准确预测车轴的疲劳损害,应使用运行中全时段实际疲劳载荷谱。然而这种类型的分析超出了本文的范围。

图3　FEA方案4的改进Goodman图

图4　FEA方案5的改进Goodman图

图2　FEA方案2的改进Goodman图

图3是用于FEA方案4直径为17115mm的K轴应力结果的改进Goodman图。此方案的载荷包括车轮压入载荷、车辆总重129700kg的轴颈载荷、3630kg的横向载荷。此图的应力点增加,并接近疲

6　关于车轴疲劳的其他评论

如改进的Goodman图(见图2～图4)所示,建立

疲劳极限是决定一车轴是否由疲劳引起故障的关键因素。在我们的例子中,使用15117MPa,这个值比AAR的F类钢的屈服强度的一半稍低。如果疲劳极限低,只要应用的载荷足够高使得应力点移到包络线之外,疲劳引起的故障就会增多。在北美货车运营中并未出现大量的由疲劳引发的故障,因此,绝大多数车轴其运行应力低于疲劳极限。然而,出现故障的车轴确实是受到一些情形的影响引起应力水平超过无限寿命的安全应力水平。这些情形可能包括表面损坏、高工作载荷等。

TTCI的Koch和Otter最近发布了车轴运行应力的数据和系列FEA仿真报告结果[7],数据来自于加

劳包络线。这是由于使用较小的车轴直径。

对FEA方案其应力点在疲劳包络线之外的一个例子见图4。该图显示方案5的结果,此方案使用的是直径为18713mm现用K轴。分别使用很高的垂向和横向载荷:37970kg和9890kg,这使得应力点出现在包络线之外。

尽管相对较少并且不大可能会同时发生,FEA方案5的垂向和横向载荷都是在使用中可能并确实是出现过的。如果这些载荷经常在车轴使用中出现,改进的Goodman图4预测会有疲劳发生。我们知道此载

34国外铁道车辆　第44卷第4期2007年7月　

速运行试验(FAST)。他们发现车轴的最高应力出现

在转向架导向车轴上,此最高应力经常出现在车轴的外轨侧。通过5°或6°曲线或道岔时产生最高峰值应力。横向载荷对于车轴疲劳而言尤其重要。

TTCI分析工作包括使用累计损坏技术以评估疲劳寿命。他们的结果显示轴身的仿真凹痕缺陷显著降低了车轴的疲劳寿命。磨削修复这些仿真缺陷之后,使疲劳寿命增加到可被认为是无限的寿命。对于带有表面凹痕和表面修理的车轴,运行速度增加同样负面影响到车轴的疲劳寿命。

近期提议的AAR/TTCI全尺寸车轴疲劳试验可为当前生产的K级车轴建立疲劳极限,此K轴用于车辆总重为129700kg的运行。这种试验工作也将包括确定各种类型和尺寸的表面缺陷对于疲劳寿命的影响,并包括使用来自“realworld”干线远程运输试验数据的各种载荷谱。

轴身直径是一致的。

(2)用于车辆总重为129700kg的检修K轴和F轴,增加其最小允许轴身直径,也许可增加到至少为17718mm(7in)。按建议新轴身直径为200mm制造的车轴,检修后轴身直径应不小于18713mm。应通过进一步试验确定其报废直径。

(3)应继续采取措施改善车轴的加工方法,以减少轴身上出现缺口、凹痕等。车轴表面的应力集中对疲劳寿命有害,尽管可修复这些缺陷,但会减小车轴直径。

(4)在车轮车间对整个车轴进行磁粉检测(MPI),这对发现和消除裂纹车轴是一个谨慎的步骤。目前车间使用MPI来检测轮座和轴径区域,不检测轴身。应检测在129700kg车辆总重下重载运输的车轴轴身。

(5)对车辆总重为129700kg运用的AARK级车轴进行全尺寸疲劳试验。该试验应包括有各种表面缺陷的车轴,并用通过来自干线远程运输试验得到的载荷谱来对车轴进行试验。

(6)如果发现轮座处或轮座内侧到轴身之间过渡圆角的故障成为比较严重的问题,应考虑重新设计车轴的这些部位。半径的改变可降低圆角处的应力。

参考文献:

[1]　FederalRailroadAdministration.TrainAccidentsbyCauseFrom

FormFRAF6180154.FRAwebsite,http://safetydata.fra.dot.gov,2004.

[2]　CameronLonsdaleandDanielStone.NorthAmericanAxleFailure

Experience.ProceedingsoftheInstitutionofMechanicalEngi2neers2Vol.18PartF:J.RailandRapidTransit,IMechE,2004.[3]　R.Byrne.RailroadAxleDesignFactors.ASMEPaper№672RR2

3,January23,1967.

[4]　OscarHorger.Wheel,AxleandRailStressProblemsRelatedto

HigherCapacityCars—AxleProblems.ASMERailroadDivisionWinterAnnualMeeting,Philadelphia,PA,November,1963.(其他参考文献略)

7　结束语

本文描述的是给定一系列假设载荷和车轴尺寸,

通过使用FEA仿真来确定车轴弯曲应力。结果显示,更小的车轴轴身有更高的应力。因此,更可能导致使用中出现疲劳损伤。如果轴身出现缺口、凹痕等,则应力级别增大从而加速其损坏。对轴身进行的磨削或加工维修尽管修补了损坏部分,却将造成轴身直径的减小。

AAR近期批准标准钢铁公司(有条件的批准)生产4000辆车装用轴身直径更大的新K级车轴。加大的车轴被命名为“K+”车轴,其轴身直径为200mm,而目前使用的车轴轴身为18713mm,同时轮座之间的轴身没有锥度。使用这种低应力的车轴应有助于降低运行中出现车轴轴身疲劳故障。

本文利用FEA专门探讨了已被实施的有助于减少车轴故障的措施。其他感兴趣的方面由Dahlman、Lonsdale和Dedman[8]的论文进行论述,包括使用合金车轴来提高屈服强度、建议修改AAR规程用于新车轴、更改用于车轮车间的AAR规程。通过上述和其他有效措施,将能帮助减少北美货运铁路工业中车轴故障出现的频率。

任　海　提供刘新明　校

8　建议

基于本文的结果和参考信息,作者推荐采取下列

措施:

(1)将用于车辆总重为129700kg的新造K轴和F轴最小允许轴身直径增加到200mm。由于存在弯曲应力,应去掉轴身的锥度,这样在整个长度范围内

欢迎订阅《国外铁道车辆》!

欢迎在《国外铁道车辆》发布广告!