基于Solidworks的轉(zhuǎn)K2型轉(zhuǎn)向架的三維建模及有限元分析

-.z.中南大學(xué)交通運(yùn)輸工程學(xué)院數(shù)字化設(shè)計(jì)技術(shù)課程論文題目基于Solidworks的轉(zhuǎn)K2型轉(zhuǎn)向架的三維建模及有限元分析姓名所在學(xué)院專業(yè)班級學(xué)號授課教師日期年月日基于Solidworks的轉(zhuǎn)K2型轉(zhuǎn)向架的三維建模及有限元分析摘要：轉(zhuǎn)向架是機(jī)車車輛最重要的組成部件之一，其構(gòu)造是否合理直接影響機(jī)車車輛的運(yùn)行品質(zhì)、動力性能和行車平安，所以保證轉(zhuǎn)向架的應(yīng)力條件和疲勞壽命是十分重要的。但是傳統(tǒng)的轉(zhuǎn)向架強(qiáng)度的可靠性評定大多通過物理樣機(jī)的試驗(yàn)，再通過金屬探傷、磁電探傷等方法來檢驗(yàn)，本錢高，檢驗(yàn)周期長。本論文中利用Solidworks對轉(zhuǎn)K2型轉(zhuǎn)向架的構(gòu)架、輪對、車軸、搖枕進(jìn)展三維建模，然后利用Solidworks的有限元分析Simulation，對轉(zhuǎn)向架的重要組成局部：構(gòu)架、輪對、車軸、搖枕，進(jìn)展各種模態(tài)分析，以判斷其在模擬工作狀態(tài)下的模態(tài)變形、構(gòu)架強(qiáng)度、疲勞等一系列參數(shù)是否合理。關(guān)鍵字：轉(zhuǎn)向架；Solidworks；輪對；側(cè)架；搖枕；有限元分析；靜強(qiáng)度；1轉(zhuǎn)K2型轉(zhuǎn)向架概述1.1轉(zhuǎn)K2型轉(zhuǎn)向架簡介轉(zhuǎn)K2型轉(zhuǎn)向架為鑄鋼三大件式貨車轉(zhuǎn)向架。搖枕、側(cè)架材質(zhì)為B級鑄鋼，兩側(cè)架之間加裝下穿插支撐裝置；采用帶變摩擦減振裝置的中央枕簧懸掛系統(tǒng)，搖枕彈簧為兩級剛度，采用鍛造支撐座；下心盤設(shè)有尼龍心盤磨耗盤；裝用能滿足提速要求的雙列圓錐滾子軸承、50鋼車軸及LM磨耗型踏面的HDSA輕型輾鋼或HDZC輕型鑄鋼車輪；采用雙作用常接觸彈性旁承；根底制動裝置采用L型組合式制動梁、新型高摩合成閘瓦。根本尺寸：固定軸距1750mm軸頸中心距1956mm旁承中心距1520mm心盤面到軌面高〔心盤載荷86.6kN〕682mm下心盤直徑355mm下心盤面到下旁承頂面距離：自由狀態(tài)93mm工作狀態(tài)84mm側(cè)架上平面到軌面距離775mm側(cè)架下平面到軌面距離165mm車輪直徑840mm制動杠桿與車體縱向鉛垂面的夾角50°根底制動裝置制動倍率4主要性能參數(shù)：軌距1435mm軸重21t軸型RD2自重≈4.2t商業(yè)運(yùn)營速度120km/h通過半徑80m～100m曲線時，限速5km/h，通過半徑＞100m～145m曲線時，限速20km/h。圖1轉(zhuǎn)K2型轉(zhuǎn)向架三維實(shí)體圖〔圖片來自百度〕2轉(zhuǎn)向架各零件的三維建模2.1車輪的三維建模火車輪對的建模主要是其踏面的形狀不好繪制，而且我們手里沒有詳細(xì)的尺寸，所以我們只能轉(zhuǎn)向其他地方求助了，最后我們采用了車輛工程中的LMa磨耗型踏面，在實(shí)際的繪制過程中還是會有一定的問題，所以會和標(biāo)準(zhǔn)的有一定的誤差，圖2就是solidworks中車輪的草圖。圖2車輪踏面草圖然后通過【旋轉(zhuǎn)凸臺】命令，繞車輪的中心軸旋轉(zhuǎn)就可以建好車輪的簡易模型。車輪的三維如圖3所示。圖3車輪三維模型圖2.2車軸三維建模根據(jù)查閱車輛工程這本書，我們選定車軸為空心車軸，參照上面的草圖，以及相應(yīng)局部的軸徑，在Solidworks中做軸的草圖，各段尺寸如圖4所示。圖4軸的草圖然后通過【旋轉(zhuǎn)凸臺】命令，使草圖繞軸的中心旋轉(zhuǎn)，建好車軸的三維模型，建好的模型如圖5所示。-.z.圖5軸的三維模型2.3側(cè)架的三維建模由于本次建模為小組合作，側(cè)架建模任務(wù)由其他同學(xué)完成，所以我就不贅述建模的詳細(xì)步驟和過程，側(cè)架三維模型圖如圖6所示。圖6側(cè)架三維模型2.4搖枕三維建模搖枕是左右對稱的，但是搖枕的建模步驟比擬的繁瑣，而且倒了很多的圓角，所以我就不贅述建模的詳細(xì)步驟和過程，搖枕的三維模型圖如圖7所示。圖7搖枕三維模型-.z.2.5彈簧三維建模轉(zhuǎn)K2型轉(zhuǎn)向架是有外圓彈簧的，而且外圓簧是左旋的，圓簧是右旋的，彈簧的畫法是通過【曲線】中【插入螺旋線】插入彈簧的螺旋，然后通過【掃描】特征建好彈簧的三維模型。彈簧的三維模型如圖8所示。圖8彈簧三維模型3轉(zhuǎn)向架裝配裝配的過程比擬的繁瑣，其中包括了車輪與車軸、軸承、承載鞍、彈簧、側(cè)架還有搖枕等一系列零部件的裝配，而且在裝配的時候插入了很多的基準(zhǔn)面，所以詳細(xì)的裝配過程，就不在贅述了。轉(zhuǎn)K2型轉(zhuǎn)向架的具體裝配圖如圖9所示。圖9轉(zhuǎn)K2型轉(zhuǎn)向架裝配體4轉(zhuǎn)K2型轉(zhuǎn)向架有限元分析4.1側(cè)架的有限元分析隨著鐵路運(yùn)輸向高速、重載的技術(shù)方向開展，對鐵路貨車轉(zhuǎn)向架提出了新的要求。轉(zhuǎn)K2型轉(zhuǎn)向架的研制成功為鐵路貨運(yùn)更加適應(yīng)新形勢的開展提供了保證。轉(zhuǎn)K2側(cè)架材質(zhì)為B級鋼，成品重量為381kg，按Q/QC35—090—2000"轉(zhuǎn)K2型轉(zhuǎn)向架技術(shù)條件"和運(yùn)裝貨車［1999］39號文件之附件"鐵道貨車用B級鋼搖枕、側(cè)架供貨技術(shù)條件〔試行〕"制造驗(yàn)收【1】。4.1.1定義材料根據(jù)查閱相關(guān)資料【2】，選定側(cè)架的材料為B級鋼，其彈性模量為172GPa，泊松比為0.3。在Solidworks進(jìn)展靜應(yīng)力分析時，因?yàn)椴恢繠級鋼材料的具體性能指標(biāo)，所以近似的用電鍍鋼來近似替代，其彈性模量為200GPa，泊松比為0.29。4.1.2邊界條件及載荷工況實(shí)際運(yùn)行中，側(cè)架承受的載荷較為復(fù)雜，有限元分析時，一般簡化為簡單的垂向載荷和橫向載荷。根據(jù)TB／T1335_1996"鐵道車輛強(qiáng)度設(shè)計(jì)及試驗(yàn)鑒定規(guī)"(以下簡稱"規(guī)")【3】，確定計(jì)算載荷在側(cè)架彈簧承臺面上施加垂向載荷1.5C，,在側(cè)架兩立柱上施加垂直于側(cè)架平面的橫向載荷0.4C,C為輪對兩軸頸的垂向靜載重，其值等于軸重減去輪對自重,，轉(zhuǎn)K2型轉(zhuǎn)向架軸重為205．8kN，輪對自重為41.16kN，則C=205.8-10.64=164.64kN，1.5C=246.96kN，0.4C=65.856kN．施加載荷時，垂向載荷平均作用在7處彈簧支承面上，每處載荷246.96/7=35.28kN，因取半個側(cè)架為模型對象，所以中間彈簧支承面上的載荷為35.28／2=17.64kN，其余3個彈簧支承面上的載荷為35.28kN。如表1就是我分析時對應(yīng)的相應(yīng)的工況。表1靜載荷試驗(yàn)表載荷工況垂向力橫向力〔向〕橫向力〔向外〕工況11.5C工況21.5C0.4C工況31.5C0.4C工況42.14C工況50.57C注：C=164.64kN4.1.3生成網(wǎng)格側(cè)架的整體建模還是比擬規(guī)的，沒有太多的圓角，且是對稱的一個實(shí)體，所以在劃分網(wǎng)格時只需用默認(rèn)的設(shè)置就行了，圖10就是已經(jīng)劃分好的網(wǎng)格。圖10側(cè)架網(wǎng)格化圖10中定義的單元大小為32.5295mm，公差為1.62647mm，劃分網(wǎng)格后節(jié)總數(shù)為230731，單元總數(shù)為137267。4.1.4側(cè)架有限元分析結(jié)果由于側(cè)架橫向構(gòu)造不對稱，橫向載荷要分向和向外加載，在模型的對稱截面上施加對稱約束，并約束軸箱垂向支承處單元的垂向線位移自由度和外側(cè)軸箱面的橫向線位移自由度【4】。表2靜載荷試驗(yàn)試驗(yàn)結(jié)果載荷工況最大應(yīng)力位置最大應(yīng)力值〔GPa〕許用應(yīng)力值〔GPa〕最大位移〔m〕工況1軸箱拐角處154.871510.000597833工況2承臺拐角處121.481510.000682367軸箱拐角處250.48151工況3承臺拐角處127.791510.000678231軸箱拐角處212.55151工況4承臺拐角處182.541510.000738536簧枕臺下處120.2151工況5側(cè)架外立柱處119.291510.000980732軸箱拐角處98.292151注：最大應(yīng)力值都是通過在最大應(yīng)力附近位置屢次探測取平均值，許用應(yīng)力值參考【5】表2是根據(jù)表一的工況，再按照上面介紹的約束情況和加載情況施加載荷得到的結(jié)果，由結(jié)果我們可以得到在各種工況下，軸箱拐角處的的應(yīng)力值都很危險，有的時候最大的應(yīng)力值，遠(yuǎn)遠(yuǎn)超過了許用的應(yīng)力值，我覺得可能是側(cè)架在進(jìn)展三維建模的時候，構(gòu)造和尺寸可能有點(diǎn)偏差，導(dǎo)致了我們的結(jié)果和標(biāo)準(zhǔn)的值相差很大。以下是各個工況下具體的應(yīng)力圖。圖11工況一應(yīng)力圖由圖11工況一應(yīng)力圖我們可以發(fā)現(xiàn)軸箱拐角處的應(yīng)力值是最大的，最大應(yīng)力為154.87MPa，已經(jīng)超過了許用的應(yīng)力值：151MPa；但是因?yàn)檐囕v實(shí)際運(yùn)行時并不是時時刻刻都是最糟的承載工況，所以是可以承受的。圖12工況二應(yīng)力圖圖12工況二為加載了垂向和橫向向外的載荷，由應(yīng)力圖我們可以發(fā)現(xiàn)，此時的承臺拐角處的應(yīng)力值為121.48，滿足許用應(yīng)力值，而軸箱拐角處的*點(diǎn)的應(yīng)力值已經(jīng)到達(dá)了250.48MPa，超過了許用應(yīng)力值100MPa，很容易出現(xiàn)裂紋，斷裂。圖13工況三應(yīng)力圖圖13工況三是將工況二中向外的橫向載荷變?yōu)榱讼虻臋M向載荷，此時軸箱拐角處的應(yīng)力值為212.55MPa，還是超出了許用應(yīng)力值，由工況二和工況三知軸箱拐角處是十分危險的。圖14工況四應(yīng)力圖圖14工況四為考慮垂向載荷為2.14C時的應(yīng)力情況，其模擬的是機(jī)車超載時對轉(zhuǎn)向架的負(fù)荷情況，由應(yīng)力圖，我們可以看到承臺拐角處的最大應(yīng)力值為182.54MPa，超過餓了許用應(yīng)力值。所以超載很可能使轉(zhuǎn)向架超負(fù)荷，影響轉(zhuǎn)向架的平安性能。圖15工況五應(yīng)力圖圖15工況五中只加了0.57C的橫向力，其側(cè)架外立柱處的最大應(yīng)力值為119.29MPa，軸箱拐角處的最大應(yīng)力值為98.292MPa，兩者都滿足許用應(yīng)力的要求。4.1.5結(jié)果分析側(cè)架的最大計(jì)算應(yīng)力多發(fā)生在軸箱導(dǎo)框的彎角處，搖枕彈簧承載臺拐角處，摩擦斜塊滑動倒槽的拐角處，還有就是魚腹枕的魚腹處。所以這些地方在加工和制造的時候應(yīng)該特別注意，應(yīng)按照相應(yīng)的標(biāo)準(zhǔn)來檢驗(yàn)。4.2彈簧靜應(yīng)力分析與疲勞分析4.2.1靜應(yīng)力分析轉(zhuǎn)K2型轉(zhuǎn)向架的中央懸掛裝置由10個外圓彈簧，10個圓彈簧組成。下面是轉(zhuǎn)K2彈簧組性能參數(shù)【6】。表3轉(zhuǎn)K2彈簧組性能參數(shù)4.2.1.1定義材料和約束查閱相關(guān)的資料【7】，定義彈簧的材料為"不銹鋼〔鐵素體〕〞材料，其彈性模量為200GPa，泊松比為0.28。為了方便加載和定義夾具，我們分別在彈簧的兩端拉伸一個凸臺，一邊定義為"固定幾何體〞，然后約束彈簧只能沿軸向壓縮或伸長。4.2.1.2生成網(wǎng)格圖16彈簧網(wǎng)格化圖16中定義的單元大小為11.0687mm，公差為0.553435mm，劃分網(wǎng)格后節(jié)總數(shù)為14032，單元總數(shù)為6971，網(wǎng)格的品質(zhì)為：高。4.2.1.3有限元分析結(jié)果圖17彈簧靜應(yīng)力圖由圖17應(yīng)力結(jié)果圖我們可以看到，外圓簧在31972.1kN的作用下，經(jīng)過在發(fā)生最大應(yīng)力處多點(diǎn)測量取平均值的方法，可以看出最大應(yīng)力為740.28GPa滿足圖16轉(zhuǎn)K2彈簧組性能參數(shù)中的許用應(yīng)力950GPa。4.2.2疲勞分析本論文只針對轉(zhuǎn)K2型轉(zhuǎn)向架彈簧的外簧進(jìn)展垂向特性分析，圓簧和外圓簧有限元分析的步驟是一樣的，只是所加的力不一樣，所以就不在具體闡述。4.2.2.1添加事件實(shí)驗(yàn)時，定義外圓簧載荷的周期為1000，材料為不銹鋼〔鐵素體〕，其彈性模量為200GPa，泊松比為0.28，圖18就是其疲勞曲線圖。圖18不銹鋼〔鐵素體〕S—N曲線4.2.2.2疲勞分析結(jié)果圖19生命圖解由圖19生命圖解我們可以看出生命周期為100次圖20損壞圖解由圖20損壞圖解我們可以看出，損壞的可能性為100%，圖21載荷因子圖解由圖21載荷因子圖解也可以看到，彈簧的平安因數(shù)最小為0.006，是危險的。4.2.3結(jié)果分析由以上的分析可以得出彈簧的靜應(yīng)力強(qiáng)度是滿足要求的，但是考慮到疲勞情況之后，彈簧的疲勞是有問題的，完全達(dá)不到要求的疲勞情況；我分析可能是我們材料的選擇上有問題，或是疲勞分析時，定義的周期有問題，因?yàn)閷?shí)際情況不能為1000的。4.3搖枕有限元分析搖枕的作用是將車體作用在下心盤上的力傳遞給支撐在其兩端的枕簧上，另外還用于把轉(zhuǎn)向架左右兩側(cè)架聯(lián)系成一個整體，其可靠性能影響機(jī)車的走行品質(zhì)和平安性，必須滿足一定的強(qiáng)度要求。隨著計(jì)算機(jī)的普及和計(jì)算方法的開展，有限元法已成為搖枕強(qiáng)度分析的主要方法。4.3.1轉(zhuǎn)K2型轉(zhuǎn)向架搖枕構(gòu)造特點(diǎn)為適應(yīng)搖枕中央部位受彎矩大、兩端受彎矩較小的情況，搖枕中央的截面比兩端大，使中央部位具有較大的截面模數(shù)，這種形式的搖枕稱為魚腹形搖枕【7】，下列圖22是我已經(jīng)建好的搖枕模型。圖22搖枕三維模型4.3.2載荷計(jì)算主要根據(jù)"鐵道車輛強(qiáng)度及試驗(yàn)鑒定規(guī)"【3】，同時考慮實(shí)際情況予以適當(dāng)調(diào)整，轉(zhuǎn)K2型轉(zhuǎn)向架的主要參數(shù)已經(jīng)在前面摘錄了。4.3.2.1垂向靜載荷垂向靜載荷Pst的計(jì)算公式為： (1)式中：PR為允許軸重，n為轉(zhuǎn)向架的軸數(shù)，PT為轉(zhuǎn)向架的自重。根據(jù)轉(zhuǎn)K2型轉(zhuǎn)向架的主要參數(shù)帶入上式：〔kN〕4.3.2.2車體制動下的縱向力和橫向力查閱相關(guān)資料【8】制動情況下產(chǎn)生的縱向力為77kN,橫向力為120kN.4.3.3搖枕載荷工況由于轉(zhuǎn)向架搖枕受垂向力、縱向力和橫向力，根據(jù)實(shí)際的情況考慮以下幾種工況：只受垂向載荷，該工況模擬列車靜止或勻速直線運(yùn)動情況；②受垂向載荷與橫向載荷，該工況模擬列車勻速通過曲線情況；受垂向載荷與縱向載荷，該工況模擬列車直線制動時的情況；④受垂向載荷、縱向載荷與橫向載荷共同作用，該工況模擬列車過曲線時進(jìn)展制動的情況，此種工況是工作條件最惡劣的工況。表4搖枕設(shè)計(jì)載荷工況工況實(shí)際情況模擬載荷名稱載荷大小〔kN〕1靜止/勻速直線運(yùn)動垂向載荷垂向：3082曲線垂向載荷+橫向載荷垂向：308

橫向：1203直線制動垂向載荷+縱向載荷垂向：308

縱向：774曲線制動垂向載荷+橫向載荷+縱向載荷垂向：308

橫向：120

縱向：774.3.4定義材料查閱機(jī)車車輛這本書，定義搖枕的材料為"鑄造不銹鋼〞材料，其彈性模量為190GPa，泊松比為0.26。4.3.5約束條件和加載位置在有限元計(jì)算中，模型約束條件采用剛性邊界元，垂向邊界元均施加在旁承支座，而橫向和縱向邊界元施加在牽引銷上。垂向載荷施加在搖枕的彈簧座處，橫向載荷施加在搖枕彈簧座以及橫向止擋處。當(dāng)施加制動力時，縱向載荷施加在搖枕的牽引拉桿座上。4.3.6有限元分析結(jié)果圖23工況一的應(yīng)力圖圖23工況一模擬的是靜止/勻速直線運(yùn)動的情況，這種情況下只加308kN的垂向載荷，這時搖枕彈簧承載面與魚腹面拐角處的最大應(yīng)力值為98.42MPa，滿足許用應(yīng)力值為185MPa的要求。圖24工況一的位移圖〔最大位移為0.000334584m〕由圖24工況一的位移圖我們可以看到位移是0.000334584m，是十分小的，滿足要求。圖25工況二的應(yīng)力圖圖25工況二是模擬車輛通過曲線時的工況，由應(yīng)力圖我們可以看到最大應(yīng)力值在旁承盒下中間立板處，最大應(yīng)力值為232.71MPa，超過了許用應(yīng)力值，可以發(fā)現(xiàn)旁承盒子是十分危險的。圖26工況三應(yīng)力圖圖26工況三是模擬直線制動時的工況，要加上垂向力和縱向力，由應(yīng)力圖我們可以看到牽引拉桿座附近的最大應(yīng)力值為55.588MPa，旁承盒下中間立板處的最大應(yīng)力值為113.95MPa,都滿足許用應(yīng)力值的要求，圖27工況四的應(yīng)力圖圖27工況四是模擬曲線制動時的情況，這種工況是最復(fù)雜的情況，這時要在搖枕上加上橫向力、縱向力和垂向力，這時由應(yīng)力圖我們看到旁承盒下中間立板處的應(yīng)力值是最大的，最大應(yīng)力值為345.5MPa，嚴(yán)重超出了許用應(yīng)力值185MPa。下表是上面各種工況的匯總。表5搖枕設(shè)計(jì)工況實(shí)驗(yàn)結(jié)果工況實(shí)際情況模擬最大應(yīng)力位置最大應(yīng)力值(MPa)許用應(yīng)力值〔MPa〕最大位移〔m〕1靜止/勻速直線運(yùn)動搖枕彈簧承載面與魚腹面拐角處98.421850.0003345842曲線旁承盒下中間立板處232.711850.001082713直線制動牽引拉桿座附近55.5881850.000276777旁承盒下中間立板處113.951854曲線制動旁承盒下中間立板處345.81850.000634604注：許用應(yīng)力值參考【8】4.3.7結(jié)果分析在各種載荷和約束條件下轉(zhuǎn)向架構(gòu)造的應(yīng)力，位移變化不大，說明構(gòu)造設(shè)計(jì)較合理，承載均勻。危險點(diǎn)在兩邊接觸面與突出體結(jié)合處，還有旁承盒下中間的立板處，說明該處應(yīng)力集中較大，為構(gòu)造脆弱點(diǎn)。但是考慮到圓角等精細(xì)構(gòu)造在網(wǎng)格劃分的可能性，所以必須對他們進(jìn)展必要的簡化，而且實(shí)際建模中，我們的尺寸沒有取好，使分析的轉(zhuǎn)向架的搖枕不能滿足要求。4.4車軸靜應(yīng)力分析4.4.1工況與定義材料 定義車軸的材料為50號車軸鋼，在車軸的靜應(yīng)力分析中，我們主要考慮機(jī)車在勻速或靜止?fàn)顟B(tài)下的工況，此時，車軸主要受到的力為垂向力，垂向力的大小為102900N，4.4.2約束條件 轉(zhuǎn)向架實(shí)際的運(yùn)行情況和相應(yīng)的簡化，我將車軸的約束定義為：滾動軸承約束，約束的具體位置在車軸與滾動軸承接觸的位置，然后在定義好車軸的材料、加外部載荷，劃分網(wǎng)格，點(diǎn)擊運(yùn)行，就可以得到相應(yīng)的運(yùn)行結(jié)果。4.4.3有限元分析結(jié)果圖28車軸靜應(yīng)力圖由圖28車軸靜應(yīng)力圖中我們可以得到最大靜應(yīng)力為25.485MPa，符合185的的許用靜應(yīng)力要求。4.4.4結(jié)果分析 車軸的靜應(yīng)力分析是保證轉(zhuǎn)向架平安、平穩(wěn)運(yùn)行的根底，在對車軸的靜應(yīng)力分析中我們看到車軸的靜應(yīng)力完全符合標(biāo)準(zhǔn)，所以其滿足平安、可靠性，而借用Solidworks對其分析，大大的節(jié)省了相關(guān)的驗(yàn)證時間和步驟。5優(yōu)化在整個的分析中，我查閱了大量的相關(guān)文獻(xiàn)，對施加的約束，外部載荷的大小，加載的位置等一系列的問題，都需要明確。按照上面的分析步驟，我對轉(zhuǎn)向架車軸、搖枕、彈簧、側(cè)架都進(jìn)展了靜應(yīng)力分析，還對彈簧進(jìn)展了疲勞分析，在分析之后發(fā)現(xiàn)一些