轉(zhuǎn)K6型搖枕結(jié)構(gòu)應(yīng)力的有限元仿真

王生武 李新易 趙尚超 李向偉

摘? 要：搖枕是薄壁復(fù)雜構(gòu)件，是轉(zhuǎn)向架關(guān)鍵部件之一，其有限元仿真準(zhǔn)確性對(duì)于疲勞壽命分析具有很大的影響。文章以轉(zhuǎn)K6搖枕為對(duì)象，基于搖枕靜載試驗(yàn)和實(shí)測(cè)結(jié)果，分別構(gòu)建了多個(gè)不同接觸系數(shù)的有限元模型，分析了接觸條件對(duì)測(cè)點(diǎn)計(jì)算應(yīng)力的影響。結(jié)果表明，轉(zhuǎn)K6搖枕結(jié)構(gòu)應(yīng)力的有限元仿真中，接觸條件的摩擦系數(shù)的影響明顯，其最佳摩擦系數(shù)取值為0.4。

關(guān)鍵詞：搖枕;K6轉(zhuǎn)向架;有限元;接觸分析;網(wǎng)格劃分

Abstract： Bolster is a thin-walled complex component and one of the key components of bogies. The accuracy of finite element simulation has a great impact on fatigue life analysis. In this paper， based on the static load test and measured results of K6 swing bolster， several finite element models with different contact coefficients are constructed， and the influence of contact conditions on the calculated stress of the measuring point is analyzed. The results show that in the finite element simulation of the stress of the rotating K6 bolster structure， the influence of the friction coefficient of the contact condition is obvious， and the optimum friction coefficient is 0.4.

引言

高速重載是我國(guó)貨運(yùn)機(jī)車的發(fā)展方向，軸重提高意味著需要降低搖枕自重[1，2]。搖枕薄壁結(jié)構(gòu)應(yīng)力分布復(fù)雜且變化急劇，有限元仿真的難度相對(duì)較大。目前，在貨車搖枕結(jié)構(gòu)的有限元分析中，往往沒(méi)有根據(jù)應(yīng)力分布的變化特點(diǎn)進(jìn)行相應(yīng)的網(wǎng)格疏密劃分[3，4]，或者忽略了實(shí)際中存在的接觸問(wèn)題的影響[5，6]等。同時(shí)，也缺少一定的試驗(yàn)結(jié)果來(lái)輔助有限元仿真時(shí)的建模和修改[7，8]。這些問(wèn)題都會(huì)影響到有限元仿真結(jié)果的準(zhǔn)確性。因此，對(duì)于貨車搖枕薄壁復(fù)雜結(jié)構(gòu)的疲勞壽命分析，需要建立與實(shí)際情況一致的有限元模型從而獲得更為準(zhǔn)確的應(yīng)力結(jié)果。

本文對(duì)轉(zhuǎn)K6搖枕進(jìn)行了結(jié)構(gòu)應(yīng)力有限元仿真分析。與應(yīng)力測(cè)試結(jié)果相互比較，建立了基于接觸非線性問(wèn)題的有限元模型，并進(jìn)行了比較分析，確定了合理的摩擦系數(shù)。提高了搖枕結(jié)構(gòu)應(yīng)力的仿真準(zhǔn)確性。

1 基于試驗(yàn)建立有限元模型

1.1 加載試驗(yàn)簡(jiǎn)介

轉(zhuǎn)K6型搖枕是我國(guó)重載貨車用轉(zhuǎn)向架搖枕，為對(duì)稱結(jié)構(gòu)，長(zhǎng)2430mm，最寬470mm、位于心盤(pán)座部位。側(cè)壁厚20mm，雙筋板厚18mm，上平面厚23mm，底部厚30mm。車體載荷施加于心盤(pán)上，二系彈簧組支撐于搖枕兩端的底面[9-11]。該搖枕已依據(jù)TB/T1959-2006[12]進(jìn)行了靜載試驗(yàn)，兩端底面支撐于兩個(gè)臺(tái)架上，兩個(gè)臺(tái)架下部各由一根滾柱支撐，在心盤(pán)上施加1040.96kN的垂向載荷。搖枕結(jié)構(gòu)及測(cè)點(diǎn)位置見(jiàn)圖1。

1.2 建立有限元模型

在不影響分析結(jié)果的前提下，省略搖枕兩側(cè)不受力的凸臺(tái)、掛耳結(jié)構(gòu)。同時(shí)，忽略搖枕兩端底面上的圓臍，因?yàn)樵囼?yàn)中圓臍與臺(tái)架并不接觸。由于心盤(pán)載荷豎直向下均勻加載，故將心盤(pán)與心盤(pán)座設(shè)為一體。

選四面體單元（S3D4）進(jìn)行單元?jiǎng)澐?。?duì)于有孔薄壁結(jié)構(gòu)，應(yīng)力集中現(xiàn)象一般出現(xiàn)在孔邊。因此對(duì)排水孔和側(cè)孔這些應(yīng)力集中的部位進(jìn)行網(wǎng)格細(xì)化，最小單元邊長(zhǎng)設(shè)為最薄壁厚度的1/10，即2mm。模型的網(wǎng)格劃分情況見(jiàn)圖2。

轉(zhuǎn)K6搖枕由B+級(jí)鋼鑄造而成，彈性模量E為172GPa，泊松比v為0.3[11]。試驗(yàn)臺(tái)架剛度遠(yuǎn)高于搖枕，因此將臺(tái)架和滾柱均設(shè)為剛體。對(duì)心盤(pán)網(wǎng)格上每個(gè)節(jié)點(diǎn)施加相同豎直向下的載荷，總載荷等于試驗(yàn)載荷1040.96kN。并對(duì)滾柱軸心線上的各節(jié)點(diǎn)除繞軸旋轉(zhuǎn)以外的自由度均施加約束。

搖枕兩端底面與臺(tái)架頂面之間按接觸非線性問(wèn)題建模。綜合考慮工程實(shí)際中疲勞裂紋形成于數(shù)平方毫米區(qū)域內(nèi)和加載試驗(yàn)中應(yīng)變片的敏感柵面積，本文對(duì)有限元計(jì)算獲得的應(yīng)力進(jìn)行取平均值處理。

2 基于試驗(yàn)進(jìn)行有限元分析

為分析摩擦系數(shù)對(duì)應(yīng)力計(jì)算結(jié)果的影響，分別設(shè)置摩擦系數(shù)μ=0.2、0.3、0.4、0.5、0.6進(jìn)行計(jì)算。有限元應(yīng)力計(jì)算結(jié)果、加載試驗(yàn)應(yīng)力實(shí)測(cè)值，及差值見(jiàn)表1，與μ之間的變化曲線見(jiàn)圖3。

在上述μ值范圍內(nèi)，測(cè)點(diǎn)的有限元應(yīng)力結(jié)果和差值均與μ呈線性變化。由圖3可以看出，對(duì)于測(cè)點(diǎn)4、5-1、5-2、6、7位置，隨著μ的增大而逐漸接近0;對(duì)于測(cè)點(diǎn)1、2、3、8位置，均與零軸有交點(diǎn)，其中測(cè)點(diǎn)1、3、8位置約在μ=0.4時(shí)交于同一點(diǎn)，且此時(shí)的差值接近0。當(dāng)μ=0.4時(shí)，測(cè)點(diǎn)7位置的差值絕對(duì)值為最大，也僅為7.2MPa。此誤差水平已經(jīng)滿足有限元疲勞分析的計(jì)算誤差要求，因此可認(rèn)為0.4為相對(duì)最為合理的摩擦系數(shù)選值。

3 結(jié)束語(yǔ)

本文在與搖枕靜載試驗(yàn)結(jié)果相互比較的基礎(chǔ)上，進(jìn)行了K6轉(zhuǎn)向架搖枕結(jié)構(gòu)應(yīng)力的有限元仿真。由分析結(jié)果可知，對(duì)于轉(zhuǎn)K6型搖枕靜載試驗(yàn)，接觸摩擦系數(shù)對(duì)應(yīng)力計(jì)算結(jié)果的影響較為顯著，其合理的接觸摩擦系數(shù)應(yīng)為0.4。本文所建立的有限元模型，可獲得相對(duì)合理的K6型轉(zhuǎn)向架搖枕的疲勞壽命分析結(jié)果。

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