毕设铁路论文翻译.docx

毕设铁路论文翻译.docx

《毕设铁路论文翻译.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《毕设铁路论文翻译.docx（18页珍藏版）》请在冰点文库上搜索。

毕设铁路论文翻译

残余应力和腹板形状对铁路车轮的疲劳寿命的影响

摘要

铁路车轮是铁路车辆中最关键的组分之一。

铁路车轮的疲劳设计是最重要的因素之一。

车轮上的损害可分为三种类型，例如踏面的接触疲劳，轮辋由于制动引起的热疲劳和腹板的机械疲劳。

铁路车轮在制造过程会形成初始残余应力，这些残余应力会因为制动造成的热应力而改变。

在这项研究中，我们通过有限元方法分析了制造过程的热处理和制动造成的残余应力变化评估了腹板的残余应力。

循环应力历史的疲劳分析是通过应用有限元方法决定的。

应用腹板的疲劳强度评估来调查残余应力的影响。

关键字：

铁路车轮残余应力疲劳

1引言

铁路车轮向来是铁路车辆中最关键的组成部分之一。

近年来，更快的列车速度和轴重的增加导致轮轨接触力变得更大。

此外，对优化车轮设计以提高性能和降低成本已经做出很大的努力来。

这些趋势已经将车轮的主要损害由磨损变为疲劳。

在磨损时，车轮踏面的恶化过程是缓慢的，然而，疲劳仍然会导致车轮突然断裂或胎面表面材料损失。

这些故障可能会导致列车停止运营，铁损坏轨，并在某些情况下，导致出轨造成生命和财产损失。

在车轮的疲劳设计中，踏面的接触疲劳和轮缘的由于制动引起的热疲劳和机械疲劳这些主要因素必须被考虑到。

在车轮的热强度评估中，仔细的研究了轮缘由于制动造成的热疲劳。

已经报导了一些案例研究关于由车轮与轨道接触造成的腹板解除疲劳

根据国际铁路联盟UIC510-5《TechnicalApprovalofSolidWheels》中描述的方法已经进行车轮腹板的疲劳强度分析。

此方法是基于一种假设，即所施加的荷载为车轮单轴条件。

然而，最近使用一个轮盘与钻孔的应用显示，主应力场方向上的车轮旋转过程中会发生变化。

UIC没有定义的计算方法，该方法是满足多轴向应力和其他影响参数的要求。

Okagata通过评估日本铁路车轮的疲劳强度，对实际大小车轮的疲劳试验以及考虑制造条件和体积系数对疲劳强度的影响提出了高速铁路车轮的疲劳设计方法的材料制成。

Cocheteux提出了四轮盘式多轴向载荷作用下钻孔的疲劳强度评价方法。

踏面令人满意的性能不仅取决于它能够承受正常负载和制动条件下反复应力,也要取决于偶尔的高应力异常工作条件下的发展能力。

铁路车轮制造过程中,执行热处理降低磨损率增加表面硬度。

车轮上的残余应力是在热处理过程中形成的，然后,在制动的过程中导致的热应力而改变。

然而，在他们的模拟没有考虑残余应力的效果。

对铁路的疲劳寿命进行估算应考虑机械应力和残余应力。

另外，在评估疲劳强度时应该包括胎面摩擦制动时残余应力变化的影响。

在`这项研究中，通过临界平面法对多轴向载荷和疲劳寿命的残余应力变化的影响进行评价。

用有限元

图1.一个典型的车轮制造工艺

图2.有限元模型

图3.S形轮分析结果

图4.平轮结果

图5.S形轮的残余应力分布

图6.平轮的残余应力分布

图7.制动条件下的有限元分析

图8.根据案例6的有限元分析结果

图9.根据案例6分析残余应力的分布

图10.残余应力分析根据不同制动工况

图11.有限元模型

对制造过程引起的残余应力和制动引起的残余应力的变化进行评估。

疲劳分析的循环应力历史是通过应用有限元决定的，同时腹板的疲劳强度分析本用来调查残余应力的影响。

2、残余应力分析

2.1制造过程中的残余应力分析

在铁路车轮的制造过程中，残余应力是由于为了增加踏面的硬度、降低磨损率的热处理产生的。

残余应力及其分布可以改变板的形状。

图1展示出了一个典型的轮子制造工艺：

轧制、淬火、再接触和回火，冷却。

图2显示了有限元模型的残余应力分析。

轴对称模型用于采用轮的几何形状和负载条件都对称的特性。

在对流条件基础上进行传热分析，模拟加热，因此在热处理、冷却、淬火，回火过程中的分析热应力。

负载条件和分析程序采用以往的研究方式。

2.2残余应力分析结果

图3和图4展示了S形轮和扁平轮在有限元分析中分别得到的残余应力。

对于S形轮，腹板的残余应力的大小大约是320兆帕，上下两侧的残余应力不对称。

而对于扁平车轮，残余应力对称于腹板，残余应力相比S型轮较小。

图5展示出了S形车轮腹板表面上的残余应力分布情况：

上部的最大残余应力显示为280兆帕，距轴部200毫米的位置，而下部最大残余应力是320兆帕，距轴部90毫米的位置。

图6展示出了从轴部到平面车轮的辐板表面的距离的残余应力的评价结果。

腹板中心观察到径向方向上所产生残余应力，最高应力出现在距轴部50毫米的位置。

轴向残余应力在轴部出现为180兆帕并随着距离而逐渐变化，在超过80毫米处成为压应力。

2.3、制动过程中的残余应力分析

图7展示出了六个不同的制动工况下，包括无制动状态（情况1）的制动时间和垂直力的关系。

先前报告决定了制动条件导致表面上的拉伸残余应力。

以制造过程中产生的残余应力作为制动分析的初始条件施加，图8显示了根据案例6进行有限元分析产生的结果，观察到接触部分的表面残余应力由于施加制动条件不同变为拉伸残余应力。

图9表明了情况6的残余应力的分布。

残余应力的变化在腹板呈现出了相同的趋势，观察到残余应力的变化量并不显著，因为制动以后残余应力再分配在面积有限的接触表面上。

图10分别显示了五种不同制动条件下应用后的残余应力的变化，而重新分布的残余应力表现出相同的趋势，根据制动条件下，观察到上部残余应力的增加是60兆帕，下部是40兆帕。

3、疲劳强度评估

3.1有限元模型和负载条件

选一个轮钻孔平轮和一个S形轮对踏面摩擦制动进行分析。

分别使用这两种类型的模型。

一种是型号为新的轮毂。

另一种车轮模型是由于在操作过程中的磨损和重新安排维修的薄轮辋。

图11显示了一个用于应力分析的有限元模型。

UIC的降低了负载的情况下为三个。

这三个载荷工况和负载的位置如图12所示。

工况1对应的轨道垂直应力（Fz=-1.25×Q×g，Q：

每个轮子所受的力，g：

重力加速度）是存在的。

工况2对应于全曲线轨道垂直力和横向力（Fy1=0.7*Q*g）包括案例3负载通过道岔点的垂直力和横向力（FY2=0.42*Q*g）作用到另一个位置。

表1显示应力分析的材料特性。

3.2腹板表面应力状态的分析方法

轮对等角度间隔,轮中心固定,装载位置变化以获得旋转车轮荷载应力历史。

图13和图14显示负载情况2的应力分析结果。

应力分布显示了相同的趋势,最大应力出现在轴的部分。

图15和图16分别显示S形轮和平轮的应力状态。

为了评估多轴特征，应该计算双轴主应力的比值变化与次要绝对振幅和与该主要绝对幅度。

图15（a）和（b）显示从有限元分析一个车轮旋转时孔的应力史。

应力历史被用于疲劳强度分析。

如图15和图16（d）所示，表示双轴比例变化。

双轴比率从0到-1变化以及显示的多轴向的状态出现在这一点上。

图12UIC荷载条件。

表1.用材料性能的应力和疲劳分析

图13.S形轮应力分析结果

图14.平轮应力分析结果

图15.S形轮应力状态分析。

3.3疲劳分析方法

疲劳强度分析多轴疲劳损伤大多通过使用UIC的方法和临界平面方法进行。

在UIC的方法中，主应力应在所有节点分为三个工况的计算。

确定在三种负载的情况下每个节点的最大和最小应力。

最后，利用下面的公式计算了平均应力和动应力。

这种计算提供轮子上每一个点的应力，然后可以与容许应力进行比较。

计算过程描述510-5UIC规程在附录B可以查到。

（1）

（2）

这里的

，

，

，

分别表示平均应力，动态应力，最大应力和最小应力。

研究者们提出了多轴疲劳标准适用于不同荷载和不同材料。

在本文中，以DangVan准则为基础上的剪应力为高周期疲劳应用如下。

该标准凝结时间历程及六个应力张量分量成为两个参数的负载路径。

这两个参数是流体静应力和最大剪应力。

根据该标准，如果损害发生，必是剪切应力的值与静水压力的值的组合。

图16.平轮应力状态分析

（3）

（4）

这里的

和

分别指最大剪应力和静水应力在每一时刻的负荷周期评估，

，

载荷和材料的张力–压缩和扭转疲劳试验常数。

表1显示了疲劳分析的材料特性。

4、结果与讨论

根据该准则，破坏时的剪应力幅值和静水压应力对剪切平面相结合。

图17和图18显示按照UIC标准评价的疲劳强度的结果。

S形车轮的疲劳分析的结果是由于残余应力被施加到疲劳平均应力的极限。

在考虑无残余应力的情况下，平均应力几乎是恒定值−10MPa。

同时，在的情况下考虑残余应力，磨损车轮腹板的最大平均应力为300MPa，动态应力为50MPa。

所有的平轮结果均在许用应力范围内。

图17.按照UIC进行的S形板疲劳分析结果

图19显示的是S形轮根据DangVan标准的疲劳强度评估结果。

在不考虑残余应力的情况下，，静水应力的大小大概为20兆帕，观察到DangVan应力是50MPa。

同时，在考虑道制造过程中的残余应力的情况下，最大静水压力为180MPa，DangVan应力为50MPa。

由于残余应力只影响流体静应力,DangVan应力不改变。

所有结果均在容许应力范围内，安全系数（

）是由下面的公式计算：

（5）

在不考虑残余应力的情况下，新轮的安全系数为2.9，而磨损轮的为2.6。

同时，在考虑制动残余应力的情况下，新轮的安全系数为1.07，而磨损轮的为1.03。

图20显示出了平轮的疲劳强度的效果。

在不考虑残留应力时预测的结果是在容许应力内。

新轮的安全系数为1.4，而磨损轮的为1.3。

同时，在考虑残余应力的情况下，磨轮在腹板的结果超过许用应力。

但是，如果残余应力通过在服务操作中反复荷载放宽，这似乎是在允许应力范围内。

图18.按照UIC进行的平板轮疲劳分析结果

图19.S形车轮的疲劳强度评估a新轮、（b）磨轮

5结论

在本文中，多轴向载荷和对疲劳寿命的残余应力变化的影响是通过临界面法进行评估。

使用有限元分析由于制造过程中和通过制动产生的残余应力的变化。

循环应力历史是通过应用有限元对疲劳分析是和辐板的疲劳强度分析研究中的残余应力的影响来确定。

在得出如下结论：

1、观察到S形车轮的最大残余应力是320兆帕，距轴部90毫米。

同时，平轮的大概为是180兆帕，位于轮轴部分。

应用制动条件后的残余应力变化显示了相同的趋势，根据制动情况，观察残余应力上部增加量为60MPa和下部为40MPa。

2、有限元分析观察到应力历史得到的车轮旋转过程中主应力场方向不同。

从所得到的有限元分析可以观察到，主应力场的应力历史方向会在车轮旋转过程中发生变化。

图20.平车轮疲劳强度评估：

（a）新轮和（b）磨轮。

3、在不考虑残留应力时，预测的结果是在容许应力内。

在不考虑残余应力的情况下，S型磨损轮的安全系数为2.6，而平轮磨损轮的为1.3。

在考虑制动残余应力的情况下，新轮的安全系数为1.07，而磨损轮的为1.03。

4、在平轮考虑残余应力的情况下，根据DangVan准则的疲劳强度的结果是超过许用应力。