ABSTRACT

The pressed interference between the wheel seat and the wheel hub is the critical process parameters during the press-fit process of the EMU wheels, which not only affects whether the press mounting force meets the pressed curve, but also affects the strength of the wheels under the bearing condition. This paper takes the power wheels of the CRH3 EMU as the research object and analyzes the interference with the influence on strength by using ANSYS according to TB/T2368- 2005. The results show that the inside edge of the CRH3 EMU wheel hub reaches the allowable stress when the interference reaches 0.238 mm, providing the basis for the selection of the limited interference during the press-fit process.

Keywords:CRH3 EMU, Wheelset, Pressed Interference, Finite Element Analysis

压装过盈量对CRH3动车组车轮轮对强度的影响分析

柴  威¹，王全先¹，孙建军²，吴卫红²

¹安徽工业大学机械工程学院，马鞍山

²马钢晋西轨道交通装备有限公司，马鞍山

Email: ahutchaiwei@163.com

收稿日期：2014年7月12日；修回日期：2014年8月11日；录用日期：2014年8月22日

摘  要

车轴轮座与车轮轮毂孔之间的压装过盈量是动车组轮对压装工艺中的关键工艺参数，它不仅影响着压装力是否满足压装曲线还影响着轮对在承载情况下的强度水平。本文以CRH3动车组的动力轮对为研究对象，针对TB/T2368-2005载荷工况，运用ANSYS分析过盈量对轮对强度的影响。分析结果表明，当过盈量达到0.238 mm时，CRH3动车组车轮轮毂孔内侧边缘达到许用应力，为压装工艺极限过盈量的选取提供了依据。

关键词

CRH3动车组，轮对，过盈量，有限元分析

1. 引言

动车运行的高速化是轨道交通发展的主要方向之一，轮对是动车组重要的行走部件，它是保证高速动车组安全运行的关键。在当代动车组高速化发展时期，轮对可靠度方面的问题表现的越来越突出，要确保列车的行车安全，就必须对轮对的可靠性提出更高的要求[1] 。轮对属于动车组转向架簧下质量，为了减少列车高速运行中的震动和噪声，减小簧下质量是设计目标之一，降低轮对重量的同时，必须满足轮对的使用条件。但由于轮对强度计算和评定方法比较复杂，国内又没有相关标准和规程可以参考，国内外一些学者根据国际铁路联盟组织UIC510-5[2] 进行分析，但这个标准没有给出载荷加载方式以及约束方式，属于技术认可规程，只对主要载荷、许用应力等原则问题给出了明确规定，对具体的计算方法并没有详细说明。此外，铁道车辆车轮强度设计方法探讨[3] 对轮对进行有限元分析时，将车轴两端完全约束，这与轮对受力情况不符。动车组在高速运行时，实施紧急制动时对轮对的冲击比较大，本文根据TB/T2368-2005动力转向架强度试验方法[4] ，对轮对在紧急制动下，采用实际约束及载荷工况进行强度分析。

2. CRH3动车组轮对技术参数

CRH3动车组转向架轮对主要由轮对(车轮和车轴)、制动盘(轮盘和轴盘)、齿轮箱及轴轮承等组成。轮对分为动力轮对(M轮对)和拖车轮对(T轮对)，M轮对一侧安装齿轮箱装置，而T轮对则取代之以三套轴盘。动车每个车轮采用轮盘制动，拖车采用轴盘制动，每轴3个制动盘。轮对车轴采用空心车轴,车轴的材料为EA4T，屈服极限为420 MPa。车轮踏面采用经过优化的S1002外形，车轮的材料为R8T，弹性模量E = 2.06e11 Pa，泊松比，密度，屈服极限为540 MPa。轮对主要技术参数如表1所示。

3. CRH3动车组制动时轮对受力分析

CRH3动车组由8辆车构成，EC01C，IC03，IC06和EC08车是动车，TC02，BC04, FC05和TC07是拖车(如图1所示)。每辆动车与拖车承受的负荷不同，本文将分析承受负荷比较大的动车。

动力轮对采用轮盘制动，制动盘通过销联接在车轮上。本文以IC03动车为例，动车制动时，闸片与制动盘产生的制动力矩，通过销传递给轮对，轮对轴颈受到车体的冲击载荷、垂直载荷、轮轨对车轮的摩擦力以及轮轨对车轮的支撑力。紧急制动时，动力轮对的受力分析如图2所示。

图1. 动车组车辆组成

    

Figure 2. The power wheel’s stress analysis on the braking mode

图2. 动力轮对制动模式下的受力分析

3.1. CRH3动车组的制动力

在制动力计算时需要考虑到：①动车的总重量及转动质量 (每辆拖车3 t；每辆动车6 t)；②空气阻力。

3.1.1. 空气阻力的计算

表2为CRH3车辆数据[5] ，空气阻力由式(1)计算得到。

空气阻力：

(1)

式中：——列车的质量(t)；——轴数；——动车速度()；——车辆数；——正截面的面积(m²)。

3.1.2. 制动力的计算

在规定的载客人数，按正常的无坡度的情况，速度实施制动(减速度)[6] 可以计算动车制动力：

(2)

3.1.3. 车轮销孔作用力的计算

CRH3动车组制动时，闸片与制动盘之间产生的摩擦力矩作用在车轮与制动盘联接的销上，最后

通过销孔作用力传递给车轮。制动盘与车轮由18个销联接，则由公式(3)~(6)可得式(7)计算销孔作用力。

(3)

(4)

(5)

(6)

(7)

式中：——销孔所在圆的半径(mm)。

3.2. 轮对的冲击载荷

3.2.1. 商用载荷的计算

CRH3动车组的载重要根据实际运行情况进行确定，IC03动车的座位席为87位，每位的乘客的重量为80 kg，超大行李间为2个，行李间总面积约为1.49 m²，每平方米行李间载重300 kg，走廊长度约为24.175 m，走廊的宽度约为0.5 m[7] 。则商用载荷为：

(8)

式中：——商用载荷质量(kg)。

3.2.2. 轮对轴颈冲击载荷的计算

CRH3动车组的IC03动车有两个动力转向架，每个动力转向架由两个轮对组成。则轮对轴颈受到的冲击力为：

(9)

(10)

式中：——转向架数；——整备下空车的质量(kg)；——转向架质量(kg)；——等效作用在轮对上的转向架质量(kg)；——等效作用在转向架的垂直质量(kg)。

3.3. 轮对受到的垂直载荷

根据《200 km/h及以上速度级铁道车辆强度设计及实验鉴定暂行规定》[7] ，确定CRH3动车组轮对轴颈受到车体作用的垂向载荷。

(11)

式中：重力加速度。

轮对受力初参数表如表3所示。根据2.1、2.2、2.3力的计算方法，得出动车组动力轮对所受力的大小如表4所示。

4. 轮轨接触斑计算

根据Hertz接触理论对轮轨滚动接触斑进行计算。钢轨有一定的磨损时，可以把轮轨接触当作矩形均匀分布[8] ，轮轨接触斑沿运动方向的长度的计算公式如公式(12)所示。

(12)

式中：——车轮垂直作用力(kg)；——车轮半径(mm)；——钢轨的弹性模量(kg/mm²)；——接触面的宽度，沿轴向方向，取其值为12 mm。

最后，把CRH3动车组的参数代入公式(12)，求出。以此得到有限元分析时，轮轨接触面积的大小。

5. 轮对ANSYS强度分析

5.1. 轮对有限元模型的建立

以轮对为研究对象，根据CRH3动车组轮对的参数，将Pro/E中建好的轮对三维模型导入ANSYS中，选用8节点的Solid45单元，设置轮对的材料属性，最大单元长度为10 mm。CRH3动车组动力轮对直线制动有限元模型如图3所示，CRH3动车组动力轮对曲线制动有限元模型如图4所示。

5.2. 轮对载荷的施加

动车组车体上的载荷实际是通过转向架构架传给轴箱，轴箱再经轴承传给车轴轴颈，所以将轮对所受车体的载荷加载在轴颈上。轴颈垂直载荷与轴颈冲击载荷以集中力的形式加载到轴承与轴颈接触的面上，销孔作用力也以集中力的形式加载在孔面上且与销孔所在圆的半径相切，轮对所受载荷示意图如图2所示。

5.3. 轮对约束的处理

5.3.1. 轮对直线制动的约束

假设轮轨之间在制动时刻，没有发生相对滑动，在轮轨接触区域加径向约束和周向约束。在相同载荷及车轴轴端完全约束的情况下，预先通过有限元分析，选取轴身上轴向变形量最小的节点，然后释放轴端全约束，在该节点上加轴向约束，这样符合工况约束条件下的有限元分析，如图3所示。

5.3.2. 轮对曲线制动的约束

假设轮轨之间在制动时刻，没有发生相对滑动，在轮轨接触区域加径向约束和周向约束。在轮缘与轨道接触处施加轴向约束，如图4所示。

图3. 轮对直线制动有限元模型

图4. 轮对曲线制动有限元模型

5.4. 静强度评定标准

应力按许用应力法评价，对于复杂应力部位采用等效当量应力，等效当量应力不准超过许用应力。本文取轮对的安全系数，则车轮的许用应力，车轴的许用应力。

5.5. 轮轴过盈量的选取及应力分析

轮座与轮毂孔采取过盈配合，过盈配合接触问题是非线性接触问题，轮座与轮毂孔配合面选用面面接触单元CONTA174和TARGE170进行过盈配合模拟。根据TB/T1718-2003 铁道车辆轮对组装技术条件的规定[9] ，过盈量为轮座直径的0.08%~0.15%，CRH3动力轮对的轮座直径为Φ198 mm，本文分别选取过盈量为0.158 mm、0.178 mm、0.198 mm、0.218 mm、0.238 mm、0.248 mm、0.297 mm。

5.5.1. 轮对直线制动的有限元分析

在直线紧急制动情况下，对轮对进行了ANSYS有限元分析，当过盈量为0.248 mm时，动车轮对的Von-Mises应力云图如图5所示。

其中车轮的最大等效当量应力为360.44 Mpa，出现在轮毂孔内侧边缘处，如图6所示，车轴的最大等效当量应力为254.93 Mpa，出现在轮座位置轴孔内表面，如图7所示。

5.5.2. 轮对曲线制动的有限元分析

在曲线紧急制动情况下，对轮对进行了ANSYS有限元分析，当过盈量为0.248 mm时，动车轮对的Von -Mises应力云图如图8。

其中车轮的最大等效当量应力为387.33 Mpa，出现在轮毂孔内侧边缘处，如图9所示，车轴的最大等效当量应力为238.01 Mpa，出现在轮座与轮毂孔接触的外表面，如图10所示。

图5. CRH3轮对直线制动的Von-Mises应力云图(0.248 mm)

图6. CRH3直线制动车轮Von-Mises应力云图(0.248 mm)

图7. CRH3直线制动车轴Von-Mises应力云图(0.248 mm)

图8. CRH3轮对曲线制动的Von-Mises应力云图(0.248 mm)

图9. CRH3曲线制动车轮Von-Mises应力云图(0.248 mm)

图10. CRH3曲线制动车轴Von-Mises应力云图(0.248 mm)

表5，表6给出了CRH3动车的轮座与轮毂孔取不同过盈量时，轮对的最大当量应力及最大当量应力出现的位置。其中，当动车直线制动与曲线制动时，车轮的最大当量应力出现的部位都是轮毂孔内侧边缘；当动车直线制动时，车轴的最大当量应力出现的部位是轮座位置轴孔内表面；当曲线制动时，车轴的最大当量应力出现的部位是轮座与轮毂接触的外表面及轮座位置轴孔内表面。

根据表5，表6可以得出，随着过盈量的增加，轮对在承载情况下产生的等效应力也逐步增加，当过盈量为0.238 mm时，轮对在曲线紧急制动下，车轮最大等效应力已经超过车轮的许用应力，尽管TB/T1718-2003铁道车辆轮对组装技术条件的规定过盈量范围为0.158~0.297 mm，但过盈量不能超过0.238 mm。

6. 结论

1) ANSYS有限元分析时，取整个轮对为研究对象，轮对模型中车轮与车轴的几何形状与CRH3动车组的轮对完全一致，在有限元分析中，轴端不约束，约束与载荷的处理更符合轮对实际工作情况，所得结果可信度高。

2) 过盈量对轮对的等效当量应力影响比较大，在满足压装曲线与国标中过盈量的范围，随着过盈量的增加，轮对最大等效应力随之增加。计算结果表明，当过盈量比较小时，车轮的最大当量应力直线制动的应力比曲线制动的应力大；当过盈量比较大时，车轮的最大当量应力直线制动的应力比曲线制动的应力小，随着过盈量的增加，车轴的最大当量应力直线制动的应力比曲线制动的应力大。在曲线紧急制动工况下，当过盈量为0.238 mm时，车轮轮毂孔表面的最大等效当量应力为369.48 Mpa，达到了车轮的许用应力；在直线紧急制动工况下，当过盈量为0.238 mm时，车轴最大等效应力为243.85 Mpa，安全系数可达到1.72，本文所得结论为轮对压装时过盈量的选取提供了有价值的参考。

基金项目

安徽省2012年科技攻关计划项目(12010202144)。

参考文献 (References)