摘要：装配式车轮机车轮对在运用过程中有可能会产生弛缓，轮箍加装扣环后，可有效地防止因轮箍弛缓而造成的机车脱轨等重大事故。介绍了加装扣环方案、运行工况载荷与边界条件，进行了轮对有限元分析，并进行了强度评价和对比评价。
关键词：机车轮对；轮箍弛缓；有限元
轮对是机车走行部中最重要的部件，在我国广泛使用装配式车轮，其由车轴、轮辋和轮箍组成，如图1所示。
图1所示的装配式机车轮对，与整体车轮相比，当轮箍的轮缘与踏面磨损到一定程度后，町通过更换轮箍重新投入使用，大大延长了轮对的使用寿命。装配式车轮的轮箍与轮辋是通过过盈连接来传递牵引力和制动力的，在运用过程中会因为磨损、温升等使实际过盈量小于必要的过盈量，导致轮箍与轮辋之间发生相对运动，这种相对运动称之为弛缓。轮箍弛缓会造成机车脱轨等重大安全事故，如2003年8月4日27031次货物列车机车车轮A节1、2、4位轴发生轮箍弛缓外窜的严重故障紧急停车，造成陇海下行线中断9 h。
为了防止内燃机车装配式车轮轮箍弛缓造成的机车脱轨事故，提出了给装配式机车轮对轮箍加装扣环的方案，如图2所示。
机车轮对轮箍加装扣环后，能有效地防止 轮箍弛缓而造成的机车脱轨等重大事故。轮箍加装扣环后，轮惘与轮箍的配合面变短，轮辋受力中心外移；扣环槽部不可避免会有应力集中。机车轮对轮箍加装扣环后导致的上述变化，对轮对在运用过程中的应力及其分布状态有何影响?对轮箍的踏面和轮缘使用可靠性是否发生改变?因此，必须对加装扣环后的车轮进行分析研究，为保证铁路机车运行安全提供理论依据。
1 分析计算工况载荷及边界条件
机车在牵引工况(或制动工况)时所产生的轴重的变化称为轴重转移。机车走行部的结构型式和传动装置不同，轴重转移的方式也不一样，这里以DF4B型机车为例进行计算。
DF4B型内燃机车采用弹性4旁承、一系弹簧独立悬挂的转向架，其牵引电机顺置排列，且前后转向架牵引电动机布置相对车体中间对称。DF4B型内燃机车的轴重转移，就为转向架在牵引力的作用下相对于车体底架产生前后倾斜引起的转向架内的轴重转移和转向架间的轴重转移。
机车在通过弯道时会因为轨道超高和离心惯性力的作用，以及侧风的作用而使同一车轴上两车轮的轮重发生变化。
作用在轮对上的载荷还有牵引齿轮传递给车轴上的扭矩。另外，机车在运行过程中由于轮轨表面的缺陷、轨道的不平顺、轨缝等所引起的动载荷。在分析计算时，必须综合考虑上述各载荷的作用与影响。
2 有限元模型的建立
在SolidWorks下建立实体几何模型，建模时对轮对进行了必要的简化，通过Parasolid文件格式导入到ANSYS中。轮对模型是轴对称的，但由于牵引力等具有不对称性，因此在此采用整个车轮进行计算。轮对的有限元模型如图3所示。
3 计算结果分析与评价
图4、图5是在载荷作用下加装扣环机车轮对有限元分析的应力分布云图，图6为加装扣环后轮箍、轮辋配合面以及扣环槽部沿轴向的应力分布曲线。
对于上述计算结果按强度理论进行评价。
(1)静强度分析及评定
为使车轮满足运用强度要求，车轮各关键位置点的最大Von mises应力应小于车轮材料的屈服极限σB，这里σB=420MPa，Von mises应力的计算公式为：
(2)疲劳强度分析及评定
由于车轮的转动，其上各点的应力呈三向交变的应力状况，本次采用等效应力幅及等效平均应力对车轮各点关键点进行疲劳强度校核。疲劳强度满足要求的条件是车轮上各点(奇异点除外)的疲劳安全系数应大于等于1，即n≧1。其计算公式为：
将车轮各点关键点上应力最大点及直径方向上对应点的主应力值、平均应力值提取出来，各主应力值作为计算数据。经分析计算，其疲劳安全系数为：
其中σa1、σa1、σa3为主应力幅；σm1、σm2、σm3为主应力幅方向的平均应力；σ-1为材料在对称循环下的疲劳极限。
Kσ为有效应力集中系数；εσ为尺寸系数；β表面系数；φσ不对称循环系数。
在同样的边界条件下对无扣环轮对进行了分析计算，并进行了比较。
4 结论
在相同的边界条件下，加装扣环后车轮轮箍的应力，尤其是轮箍扣环部位的应力有所增大，这是因为扣环环槽的应力集中，轮辋与轮箍的配合面变短，轮辋受力中心外移所致。与无扣环的车轮比较，位于扣环部位应力值增大了2O～30MPa，但应力值仍然处于安全的限度以内。
对于轮箍磨耗到极限状态车轮的校核，其扣环处静应力值为342．71 MPa，小于其屈服强度420MPa；其疲劳安全系数n为2．2，大于其许用安全系数1。即静强度和疲劳强度均满足要求。
加装扣环的车轮与没有加装扣环的车轮在相同极限状态相同载荷作用下的比较，可以看出加装了扣环的车轮在应力值上比未加装扣环的车轮仅大了20—30MPa，而除了轮箍与轮辋接触处外，其他部位的应力分布趋势大致相同。
由以上分析可以得出，装配式车轮加装扣环方案是可行的。在极限状态范围内，能满足静强度和疲劳强度的要求。
