可变轨距转向架制动夹钳随动装置结构强度分析

刘 阳，付茂海，马成成，汪 洋

(西南交通大学 机械工程学院，四川 成都 610031)

0 引言

国际联运和区域间运输是国家间经贸交流的重要途经[1]，与其他运输方式相比，铁路运输优势显著。在铁路系统中，线路标准轨距为1 435 mm，也是运用最为广泛的轨距。但由于历史等种种原因，不同国家铁路采用的轨距不尽相同，阻碍了铁路运输和国际联运的发展[2]。因此，要充分发挥铁路运输运量大、成本低、环保等优势，推动国际贸易快速发展，解决不同轨距间的联通问题就显得尤为重要。

可变轨距转向架具有成本低、效率高的优点，是目前实现不同轨距间转换的主要方式之一[3]。作为可变轨距转向架的关键部件，制动夹钳随动装置(以下简称“随动装置”)的可靠性对实现变轨距具有重要意义[4]。本文以某型可变轨距转向架制动夹钳随动机构为研究对象，利用有限元软件ANSYS进行仿真分析，研究其结构强度是否满足变轨距和制动性能要求，为可变轨距转向架随动装置的研发提供理论依据。

1 随动装置基本结构

随动装置主要由拨杆、连接块、外壳体、越程轨以及移动块等部分组成，如图1所示。拨杆和连接块分别通过定位销、螺钉与移动块连接，移动块和越程轨置于外壳腔内，外壳通过螺栓与动力转向架构架的随动机构安装座连接。该装置适用于1 435/1 520 mm轨距之间切换，同时在两种轨距下具有锁紧功能。下面以轨距从1 435 mm到1 520 mm的变轨过程为例简述随动装置的工作原理。

图1 随动装置结构组成

车辆进入地面变轨装置后，车轮开始发生向外横移运动，当横移量达到10 mm时，车轮与随动装置的拨杆相接触，锁紧装置开始解锁，移动块和越程装置均无动作。车轮横移量由10 mm到17 mm的过程中，车轮挤压拨杆压缩弹簧，弹簧推动插条使得锁紧装置完成解锁，移动块开始移动，越程装置开始沿越程轨上滑。车轮继续横移达26.5 mm时，锁紧装置处于解锁状态，移动块移动26.5 mm，越程装置跨过越程轨中部开始下滑，轮对完成变轨。由于越程恢复弹簧此时还处于压缩状态，越程装置下降，推动移动块继续移动，解锁装置处于解锁状态。移动块继续移动17 mm，越程装置到达越程轨底部，解锁装置锁闭，随动结束。整个过程越程装置移动43.5 mm，即单侧车轮横移量为43.5 mm(轮对内侧距由1 353 mm变为1 440 mm)。

2 建立有限元模型

随动装置有限元分析采用空间笛卡尔坐标系，在该坐标系下，X轴指向车辆运行方向，Y轴与运行方向垂直，Z轴垂直于轨道平面，正方向为竖直向上。发生制动时，越程装置位于壳体两侧，此时随动装置容易发生强度失效。因此，本文计算模型中，取越程装置位于1 520 mm轨距时进行分析。

随动装置有限元模型采用8节点实体单元Solid 45和20节点实体单元Solid 95进行离散，共离散为286 939个节点，形成实体单元259 868。螺栓预紧力通过预紧力单元Pretension 179模拟，拨杆与移动块间的定位销用Beam 188模拟。定位销上下两端节点和拨杆建立点面接触，中间节点和移动块与定位销接触面耦合自由度。连接块销轴下端与闸片摩擦中心之间建立梁单元Beam 188，得到的随动装置有限元模型如图2所示。

图2 随动装置有限元模型

3 载荷工况

在超常载荷和模拟运营工况下，随动装置主要受到制动时的垂向载荷以及惯性振动载荷的作用。垂向载荷施加在闸片摩擦中心处，惯性振动载荷以振动加速度的形式施加在整个有限元模型上。根据EN 13749标准,超常载荷和模拟运营工况下的垂向载荷基本计算参数如表1所示。

表1 垂向载荷基本计算参数

超常载荷工况下各制动单元闸片摩擦中心处的垂向载荷FD,max为：

(1)

模拟运营工况下各制动单元闸片摩擦中心处的垂向载荷FD为：

(2)

超常载荷和模拟运营工况下随动装置的振动加速度如表2所示。

表2 不同工况下的振动加速度

制动力和振动加速度相互组合，并考虑垂向重力加速度，便可得到夹钳随动机构计算工况组合，如表3所示。

表3 夹钳随动装置计算工况组合

4 强度校核

4.1 静强度校核

根据标准要求，随动装置各部件在各超常载荷工况下产生的最大von_Mises应力不得超过材料的许用应力。随动装置材料为Q345E，其力学性能如表4所示。

表4 Q345E力学性能

利用ANSYS对随动装置在超常载荷下的16个工况进行校核，得到S-1～S-16各工况下的最大应力值，如表5所示。

表5 随动装置在超常载荷下16个工况的最大应力值

计算结果表明：在各超常载荷下，S-7工况应力最大，为257.38 MPa，该应力值小于材料许用应力，因此，结构静强度满足要求。S-7工况下随动装置的应力分布云图如图3所示，最大应力位于外壳体螺栓孔处。其余工况最大应力也均位于外壳体螺栓孔处。

图3 S-7工况下随动装置应力分布云图

4.2 疲劳强度校核

基于裂纹扩展方向与最大主应力方向垂直的基本现象，国际铁路联盟研究试验委员会给出了将多轴应力转换为单轴应力的方法。计算时，首先获得各节点在各模拟运营计算工况下的应力分布，寻找最大拉伸主应力及其方向；然后，将节点在其余工况下的应力向最大主应力方向投影，并获得最小应力；最后，将计算得到的节点应力循环特征点入Goodman曲线，评估结构疲劳强度。Q345E材料的Goodman-Smith疲劳曲线如图4所示。其中,σ为疲劳极限应力，σmean为平均应力。

图4 Q345E材料的Goodman-Smith疲劳曲线

对模拟运营工况下的随动装置各部件进行考察，计算结果表明移动块最容易出现疲劳失效。移动块各节点在Goodman-Smith图中的位置如图5所示。分析结果表明，节点212086的疲劳强度最薄弱，节点安全系数为1.01。因此，随动装置疲劳强度满足要求。

图5 移动块节点应力特征

5 结语

本文参照欧洲标准EN13749∶2011，制定了可变轨距转向架制动夹钳随动装置的载荷工况，并利用有限元软件ANSYS计算了该随动装置的静强度和疲劳强度。结果表明：在依据BS EN 13749∶2011 “Railway application-Methods of specifying structural requirements of bogie frames”确定的计算载荷工况下，随动装置的静强度与疲劳强度均符合标准要求，能够确保车辆顺利变轨距和安全运行。