车辆轮轴过盈配合装配应力的一种非线性接触有限元分析_张大鹏
特种设备检验
5西藏科技62010年7期(总第208期)
车辆轮轴过盈配合装配应力的一种
非线性接触有限元分析
张大鹏 罗布次仁 刘兴萍 刘丽
(西藏自治区特种设备监督检验所,西藏 拉萨 850008)
摘 要:文中使用SolidWorks2007)))COSMOSWorks软件对车辆轮轴各种过盈配合方式进行有限元分析计算。主要考虑过盈量、有无突悬量和过渡圆弧半径对车轴应力分布的影响。计算结果表明:过盈量是决定轮对过盈配合应力的主要因素。有突悬量时,车轴的应力集中得到缓和,轮毂的应力偏大一些。过渡圆弧半径大时,过渡圆弧部位应力状态较好,轮座与轴身应力较高;过渡圆弧半径小时,轮座与轴身应力较好,圆弧中部应力变化率较大。
关键词:过盈配合 非线性有限元分析 接触应力 铁路车辆的轮对是采用过盈配合的方式组装的,过盈配合面上产生的微动磨蚀对轮座的疲劳强度影响很大。有关资料表明,微动磨蚀将减小轮座部位30%~50%的疲劳极限,该部位产生的微动损伤对车轴的安全性起着决定性的作用,但轮轴配合处的应力大小及分布情况却无法实测得到。不同的过盈配合方式在车轴轮座产生的应力对车轴会有多大影响,也是我们所关心的问题。本文使用SolidWorks2007)))COS-MOSWorks软件,对轮对过盈配合进行了有限元分析计算。
图1 轮对几何模型 图2 轮对有限元模型
过渡圆弧半径分别为75mm和55mm分别进行有限元
计算。
112 计算方法
接触问题中产生接触的两物体须满足边界不穿透约束条件。在COSMOSWorks软件中,生成控制每个要素行为的方程式,以方程式表示每个要素的性能,其中考虑了每个要素与其它要素之间的联系。这些方程式将反应出与已知的材料属性、制约和载荷相关联的关系。然后将方程组织为一个大的联立代数方程组。然后求解未知量,求解出各个节点在X、Y及Z方向上的位移。程序使用这些位移计算各个方向上的应变。最后,程序使用数学表达式计算应力。过盈问题是接触问题的一种,属于边界条件高度非线性的复杂问题,其特点是在接触问题中某些边界条件不是在计算开始就可以给出,而是计算的结果,两接触体间的接触面积和压力分布随外载荷的变化而变化。本次计算选取:紧缩套合的模式;过盈配合面采用网格控制(见图2),
1 研究对象及计算模型
111 研究对象
选取RD2型轮对为研究对象。按铁道部标准在SolidWorks中建几何模型(见图1),然后导入COSMO-SWorks软件进行分析,其车轴为实心结构,轴长2146mm,轮座直径194mm,轮座后肩(轮座与轴身的圆弧部分)过渡圆弧半径75mm。车轮为S型辐板车轮,磨耗型踏面,车轮滚动圆直径为840mm,轮毂厚30mm,轮毂孔长178mm,轮毂圆角半径为5mm,轮辋厚度50mm。轮轴采用压装方式组装,其过盈量在轮毂孔直径的018j~115j之间。本次选取计算参数:过盈量分别为012mm和0125mm;分为有突悬量和无突悬量两种工况;轮座后肩(轮座与轴身的圆弧部分)
5西藏科技62010年7期(总第208期) 细化网格提高求解精度。
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2 计算结果及分析
在轮轴过盈配合中,车轴工况更为复杂,本文对车轴轮座部位进行分析。在0120mm过盈量下,车轴径向应力及等效应力云图分别见图3~图8(取中轴线剖面便于分析)。为便于观察,只取轮毂内侧与车轴配合部位,进行局部放大(上部为轮毂,下部为车轴轮座部位及过渡圆弧)。211 计算结果
在012mm过盈量下,无突悬量、过渡圆弧半径75mm的轮轴配合径向应力图,如图3
所示。
图6 应力云纹图
在012mm过盈量下,过渡圆弧半径75mm,有突悬量的轮轴配合径向应力图,如图7
所示。
图3 应力云纹图
在012mm过盈量下,无突悬量、过渡圆弧半径55mm的轮轴配合径向应力,如图4
所示。
图7 应力云纹图
在012mm过盈量下,过渡圆弧半径55mm,无突悬量的轮轴配合等应力图,如图8
所示。
图4 应力云纹图
在012mm过盈量下,有突悬量、过渡圆弧半径75mm的轮轴配合等效应力图,如图5
所示。
212 结果分析
在无突悬量时,比较过渡圆弧半径75mm和55mm的轮轴配合径向应力云图。在图3中过渡圆弧与轴身出现拉应力区域,其值为41278MPa,说明在0120mm过盈量下,无突悬量,过渡圆弧半径75mm时此处为薄弱环节。该工况轮座部分应力较高,其轮座接触部分压力均值为52179MPa。用传统公式:
P=E#E#,
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图5 应力云纹图
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图8 应力云纹图
在012mm过盈量下,有突悬量、过渡圆弧半径55mm的轮轴配合等效应力图,如图6
所示。
其中:E=211@10MPa,
E)))过盈量比,等于过盈量/轮座直径,K=b/c,
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在0125mm过盈量下,轮轴各向应力分布规律与0120mm过盈量时相似,只是应力数值大些。计算结果表明,过盈量变大时,车轮和车轴上的应力水平明显提高。在轮轴接触部位,轮座与轮毂孔表面径向应力基本相当。
b)))轮毂外径之半,(D型车轮:b=13615mm),c)))轮毂内径之半,(RD2型车轮:c=9710mm)。求得轮座接触部分压力均值为5315MPa,与有限元分析结果相近。随着接触压力的增大,轴的微动疲劳强度降低,而圆弧部位应力状态较好;在图4中对应点的应力为019281MPa,过渡圆弧半径55mm时在轮座后肩顶部出现高应力区,其值为22153MPa,圆弧部位顶部径向应力偏高,但轮座接触部分径向应力较低。
在有突悬量时,比较过渡圆弧半径75mm和55mm的轮轴配合等效应力云图。在图5中过渡圆弧半径75mm时在轮座后肩顶部出现高应力区,其值为86174MPa,说明在0120mm过盈量下,有突悬量,过渡圆弧半径75mm时此处为应力集中区域,较图6中工况的微动损伤会更严重,而圆弧部位应力状态较为平缓。在图6中对应点的应力为73.07MPa,优于图5中应力状态,轮座接触部分应力较低。在过渡圆弧半径55mm时在圆弧中部2、3点之间应力变化率较大,说明该区域相对薄弱。
在过渡圆弧半径75mm时,比较有、无突悬量时轮轴配合径向应力云图。在图7中有突悬量时在轮座微动疲劳强度后肩顶部出现高应力区,其径向压应力值为-12613Mpa。当接触压力大于80MPa时,微动疲劳强度保持不变。所以对轴的微动疲劳强度影响不大,这样的结构会使轮毂的微动损伤严重一些。在图3中无突悬量时,由轮座后肩至轮座中心,轴最表层由拉应力变为压应力,轴表面应力变化梯度较大,在轮毂配合处半径R=5mm的外侧出现峰值。此处的微动幅值为28~32Lm,处于微动磨损的混合区,此处即是微动磨损最严重之处,该区域也最易产生微动疲劳裂纹。
在过渡圆弧半径55mm时,比较有、无突悬量时轮轴配合等效应力云图。在图6中有突悬量时轮座后肩顶部应力偏高,其值为73107MPa,向轴身中部递减,圆弧部位应力云图没有出现峰值。在图8中对应部位应力较低,其值为27129MPa,但在过渡圆弧与轴身出现应力反升的区域,其值为22157MPa,说明此处薄弱。
以上分析结果与铁道部在日本住友公司的实验结果基本吻合。
3 结论
311 采用SolidWorks2007)))COSMOSWorks软件计算分析的结果与日本住友公司的实验结果相吻合,该软件计算出的数值与传统公式计算结果非常接近,与ANSYS软件分析结果相近。
312 过盈量是决定轮对过盈配合应力的主要因素。313 有突悬量时,车轴轮座应力集中得到缓和,轮毂的应力偏大一些;无突悬量时车轴轮座轴肩的应力由压应力变为拉应力,有峰值。
314 过渡圆弧半径大时,过渡圆弧部位应力状态较好,轮座与轴身应力较高;过渡圆弧半径小时,轮座与轴身应力较好,圆弧中部应力变化率较大。
参考文献
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编校 土登达杰