輪對是機車走行部中最......



輪對是機車走行部中最重要的部件，在我國廣泛使用裝配式車輪，其由車軸、輪輞和輪箍組成，如圖1所示。
圖1所示的裝配式機車輪對，與整體車輪相比，當輪箍的輪緣與踏面磨損到一定程度后，町通過更換輪箍重新投入使用，大大延長了輪對的使用壽命。裝配式車輪的輪箍與輪輞是通過過盈連接來傳遞牽引力和制動力的，在運用過程中會因為磨損、溫升等使實際過盈量小于必要的過盈量，導致輪箍與輪輞之間發生相對運動，這種相對運動稱之為弛緩。輪箍弛緩會造成機車脫軌等重大安全事故，如2003年8月4日27031次貨物列車機車車輪A節1、2、4位軸發生輪箍弛緩外竄的嚴重故障緊急停車，造成隴海下行線中斷9 h。為了防止內燃機車裝配式車輪輪箍弛緩造成的機車脫軌事故，提出了給裝配式機車輪對輪箍加裝扣環的方案，如圖2所示。
機車輪對輪箍加裝扣環后，能有效地防止 輪箍弛緩而造成的機車脫軌等重大事故。輪箍加裝扣環后，輪惘與輪箍的配合面變短，輪輞受力中心外移；扣環槽部不可避免會有應力集中。機車輪對輪箍加裝扣環后導致的上述變化，對輪對在運用過程中的應力及其分布狀態有何影響對輪箍的踏面和輪緣使用可靠性是否發生改變因此，必須對加裝扣環后的車輪進行分析研究，為保證鐵路機車運行安全提供理論依據。
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1 分析計算工況載荷及邊界條件
機車在牽引工況(或制動工況)時所產生的軸重的變化稱為軸重轉移。機車走行部的結構型式和傳動裝置不同，軸重轉移的方式也不一樣，這里以DF4B型機車為例進行計算。
DF4B型內燃機車采用彈性4旁承、一系彈簧獨立懸掛的轉向架，其牽引電機順置排列，且前后轉向架牽引電動機布置相對車體中間對稱。DF4B型內燃機車的軸重轉移，就為轉向架在牽引力的作用下相對于車體底架產生前后傾斜引起的轉向架內的軸重轉移和轉向架間的軸重轉移。機車在通過彎道時會因為軌道超高和離心慣性力的作用，以及側風的作用而使同一車軸上兩車輪的輪重發生變化。作用在輪對上的載荷還有牽引齒輪傳遞給車軸上的扭矩。另外，機車在運行過程中由于輪軌表面的缺陷、軌道的不平順、軌縫等所引起的動載荷。在分析計算時，必須綜合考慮上述各載荷的作用與影響。
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2 有限元模型的建立
在SolidWorks下建立實體幾何模型，建模時對輪對進行了必要的簡化，通過Parasolid文件格式導入到ANSYS中。輪對模型是軸對稱的，但由于牽引力等具有不對稱性，因此在此采用整個車輪進行計算。輪對的有限元模型如圖3所示。
3 計算結果分析與評價
圖4、圖5是在載荷作用下加裝扣環機車輪對有限元分析的應力分布云圖，圖6為加裝扣環后輪箍、輪輞配合面以及扣環槽部沿軸向的應力分布曲線。
對于上述計算結果按強度理論進行評價。
(1)靜強度分析及評定
為使車輪滿足運用強度要求，車輪各關鍵位置點的最大Von mises應力應小于車輪材料的屈服極限σB，這里σB=420MPa，Von mises應力的計算公式為：
(2)疲勞強度分析及評定
由于車輪的轉動，其上各點的應力呈三向交變的應力狀況，本次采用等效應力幅及等效平均應力對車輪各點關鍵點進行疲勞強度校核。疲勞強度滿足要求的條件是車輪上各點(奇異點除外)的疲勞安全系數應大于等于1，即n≧1。其計算公式為：將車輪各點關鍵點上應力最大點及直徑方向上對應點的主應力值、平均應力值提取出來，各主應力值作為計算數據。經分析計算，其疲勞安全

系數為：其中σa1、σa1、σa3為主應力幅；σm1、σm2、σm3為主應力幅方向的平均應力；σ-1為材料在對稱循環下的疲勞極限。
Kσ為有效應力集中系數；εσ為尺寸系數；β表面系數；φσ不對稱循環系數。在同樣的邊界條件下對無扣環輪對進行了分析計算，并進行了比較。
4 結論
在相同的邊界條件下，加裝扣環后車輪輪箍的應力，尤其是輪箍扣環部位的應力有所增大，這是因為扣環環槽的應力集中，輪輞與輪箍的配合面變短，輪輞受力中心外移所致。與無扣環的車輪比較，位于扣環部位應力值增大了2O～30MPa，但應力值仍然處于安全的限度以內。
對于輪箍磨耗到極限狀態車輪的校核，其扣環處靜應力值為342．71 MPa，小于其屈服強度420MPa；其疲勞安全系數n為2．2，大于其許用安全

系數1。即靜強度和疲勞強度均滿足要求。
加裝扣環的車輪與沒有加裝扣環的車輪在相同極限狀態相同載荷作用下的比較，可以看出加裝了扣環的車輪在應力值上比未加裝扣環的車輪僅大了20—30MPa，而除了輪箍與輪輞接觸處外，其他部位的應力分布趨勢大致相同。