基于有限元法的摇枕强度计算及结构改进

杨志明，蒋全强 ，张艳兵 ，刘莹

（1.鞍钢股份有限公司技术改造部，辽宁 鞍山 114021；2.辽宁科技大学机械与自动化学院，辽宁 鞍山114051）

摇枕是连接车辆车体和转向架的连接装置，是转向架的重要组成部分［1］。摇枕运行时的工况比较恶劣，在运行过程中容易出现裂纹甚至断裂，进而造成较大危险及损失［2］。相关数据显示，摇枕是转向架中可靠性最差的零部件［3-4］。随着重载铁水车的发展，保证摇枕的安全至关重要，故对摇枕强度进行研究具有重要意义。

本文以弹簧元的形式考虑了摇枕两侧弹簧的支撑作用，在此基础上建立了摇枕的三维有限元模型，对其进行了应力分析。结合应力分析结果，对摇枕局部进行了结构改进，通过对改进前后的应力分布结果进行对比，证明改进效果比较明显。

1 摇枕应力场的有限元分析

摇枕应力场有限元分析分为模型建立和边界条件处理等几个步骤。

1.1 实体模型的建立

根据实际尺寸，利用Solidworks软件，建立了摇枕的三维模型，如图1所示。

1.2 材料属性和弹簧刚度的确定

1.2.1 材料属性

摇枕主体材料选择为铸造碳钢，相关参数［5］如表1所示。

表1 材料参数

1.2.2 弹簧的刚度计算

根据弹簧刚度计算公式［6］：

式中，kF为弹簧刚度，N/mm；G 为切变模量，MPa；d为弹簧丝直径，mm；D为弹簧中径，mm；n为弹簧的有效圈数。

摇枕两侧实际弹簧布置为：共计24根弹簧，12个弹簧安置点，每个安置点各有两根弹簧，以并联方式安置。根据并联弹簧刚度计算原则，将两根弹簧刚度叠加等效为一根弹簧。经计算，弹簧刚度取值为kF=1 000 N/mm。

1.3 分析模型的建立

根据摇枕模型具有对称性，以及考虑其最大受力为受垂向载荷作用［7］，垂向载荷在摇枕上具有对称性，为了简化计算，取摇枕的二分之一模型进行计算。并根据实际受力情况，对摇枕的局部进行了简化，简化后的分析模型如图2所示。有限元模型采用Solid45实体单元和COMBIN14弹簧—阻尼单元联合使用，共计建立6个弹簧单元。网格划分采用自由网格划分，控制单元的边长为0.015 m，共计划分单元155 070个单元。

1.4 载荷施加

根据相关文献及资料显示，摇枕最大应力是在受垂向载荷作用时发生的［7］，故本文对摇枕的受力情况进行分析时，只考虑其受垂向载荷。

垂向载荷工况：摇枕两端通过弹簧支撑，弹簧下端施加全约束；垂直方向作用力F按实际的受力状态将其以面载荷P的形式均匀的作用在心盘安装面上，其中F值为一个转向架承受的垂向静载荷，其值等于转向架轴重与轴数的乘积减去转向架的自重［8］，并在其对称面施加对称载荷。

式中，F为一个转向架承受的总载荷，N；G为轴重，t，G=55.63 t；H 为一个转向架重量，t，H=6.8535 t；g为重力加速度。

经计算可得：

根据公式：

式中，P为加在心盘上的压力值，MPa；S为心盘面积。

1.5 结果分析

通过ANSYS软件，对摇枕二分之一模型进行了静力分析，其应力分布如图3所示。

从图3看出，摇枕的最大应力为199 MPa，小于其屈服极限248 MPa。摇枕的最大应力出现在心盘座与摇枕交界处附近，且此处存在较大应力突变。为了更好的观察摇枕受力情况，做路径图，路径应力曲线如图4所示。

图4显示，在心盘座与摇枕交界处附近，应力发生了较大的突变，突变幅值在80 MPa左右，这种受力状态很容易引起此处发生疲劳损坏，造成较大的危险及损失，故需对此处进行结构改进，降低其应力值及应力突变。

2 结构改进

针对心盘座与摇枕交界处出现的较大应力突变现象，对其进行结构改进，在此处增加半径为25 mm的圆倒角，结构改进后的模型如图5所示。通过ANSYS软件对改进后的模型进行应力计算，其应力如图6所示。

从图6可以看出，改进后模型最大应力值为170 MPa，比原模型应力值199 MPa降低14.6%。最大应力值出现在漏沙口附近。为了更好的观察摇枕受力情况，选取与图3相同的路径，做路径图曲线如图7所示。

从图7可以看出，改进后心盘座与摇枕交界处的应力突变幅度较原模型明显减少，突变幅值约为40 MPa，且突变处最大应力值减小为144 MPa，较原模型突变处最大应力值165 MPa降低了12.7%。证明改进是有效的。改进后的模型已应用于实际工作中，应用效果良好。

3 结语

（1）摇枕静力强度计算结果表明，其应力分布在1～199 MPa，小于材料的屈服极限248 MPa。通过路径图发现，心盘座与摇枕交界处应力突变幅值为80 MPa，易引起材料疲劳损坏。

（2）对摇枕进行了结构改进，在心盘座与摇枕交界处增加半径为25 mm的圆倒角，并用ANSYS软件对改进后的模型进行了应力计算。通过计算发现，改进后的模型应力分布为1～170 MPa，较原模型降低了14.6%；改进后的模型突变幅值由原来80 MPa降为40 MPa，较原模型降低50%，证明改进是有效的。

［1］ 夏祥春.基于有限元法的摇枕疲劳强度分析［J］.装备制造技术，2012 （7）:17-19.

［2］王丹丹，谢基龙，王斌杰.基于实测载荷谱的转K6转向架摇枕的疲劳寿命仿真分析［J］.铁道机车车辆，2008（2）:23-25.

［3］ 施治才，侯卫星.货车转向架疲劳强度规范［M］.青岛:铁道部四方车辆研究所，1989.

［4］ T.Ghidini，C.Dalle Donne.Fatigue life predictions using fracture mechanics methods ［J］.Engineering Fracture Mechanics，2008（11）:1-15.

［5］ SCHIJVE J.Fatigue of structures and materials in the 20th Century and the state of the art ［J］.International Journal of Fatigue，2003（25）:679-702.

［6］ 濮良贵，纪名刚.机械设计［M］.北京：高等教育出版社，2006：397-398.

［7］ 姜建东.转向架摇枕强度的计算及结构优化［J］.机车车辆工艺，2006（3）:4-6.

［8］廖永亮，卜继玲，傅茂海.重载货车转向架摇枕有限元分析及结构优化［J］.铁道机车车辆，2008（5）： 28-31.