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車輪作為鐵路貨車的重要承載部件，其可靠性與列車的安全運(yùn)行密切相關(guān)。隨著軸重的增加，對車輪的靜強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度也提出了更加嚴(yán)格的要求。運(yùn)行過程中的車輪承受多種復(fù)雜的載荷，輪軌間作用力、制動過程中由摩擦產(chǎn)生的制動熱負(fù)荷、輪軸間過盈配合、高速旋轉(zhuǎn)引起的離心力等對車輪的應(yīng)力分布都有很大的影響。本文對25 t軸重100 km/h貨車車輪進(jìn)行了有限元分析。在進(jìn)行車輪強(qiáng)度分析時考慮了輪軸間過盈配合的影響，使計算結(jié)果更接近車輪實際工作情況。
我國鐵路的貨運(yùn)速度由80 km/h左右提高到100km/h，車輛軸重也由21 t提高到23 t及25 t，速度和載重的提高增加了車輛制動功率以及輪軌動作用力，對車輛轉(zhuǎn)向架提出了更高的要求。因此，本文以25 t軸重100 km/h貨車車輪(新型輕量化S形輻板車輪)為研究對象。該輪新輪直徑為840 mm，磨耗到限時直徑為786 mm。由于磨耗到限車輪比新輪的工作環(huán)境更加惡劣，故本文對磨耗到限車輪進(jìn)行了強(qiáng)度分析。鐵道車輛輪軸裝配采用過盈配合的方式組裝，其過盈量控制在輪轂孔直徑的0.8‰ ～1.5‰之間，本文取其最大值(過盈量為0.315 mm)。
根據(jù)UIC 510-5:2003《整體車輪技術(shù)認(rèn)證》和EN 13979—1:2001《鐵路應(yīng)用輪對和轉(zhuǎn)向架車輪技術(shù)認(rèn)證方法第1部分:鑄鋼和碾鋼車輪》，計算工況分為以下4個：
(1)垂直靜載荷工況：垂直靜載荷p+過盈量Δ；
(2)直線運(yùn)行工況：垂直動載荷p1+過盈量Δ+最高運(yùn)行速度對應(yīng)的角速度；
(3)曲線運(yùn)行工況：垂直動載荷p2+橫向動載荷H2+過盈量Δ+最高運(yùn)行速度對應(yīng)的角速度；
(4)道岔通過工況：垂直動載荷p3+橫向動載荷H3+過盈量Δ+最高運(yùn)行速度對應(yīng)的角速度。
為使車輪滿足運(yùn)用要求，車輪各關(guān)鍵點的VonMises應(yīng)力應(yīng)小于車輪的許用應(yīng)力值。該車輪材料為CL60，靜強(qiáng)度許用應(yīng)力為307 MPa。但是，在輪轂邊緣處，由于過盈配合以及孔邊緣應(yīng)力集中，使得該位置的應(yīng)力較高。孔邊的高應(yīng)力范圍較小，不會對車輪構(gòu)成危害，并且車輪從未在該處發(fā)生失效，所以輪孔邊緣的靜強(qiáng)度許用應(yīng)力為418 MPa。
由圖和表可以看出，垂直靜載荷工況和直線運(yùn)行工況關(guān)鍵部位的最大等效應(yīng)力很接近，都為310 MPa，曲線運(yùn)行工況車輪的最大Von Mises應(yīng)力達(dá)到337 MPa，而道岔通過工況也達(dá)到322 MPa。以上4種工況的最大應(yīng)力都發(fā)生在輪軸接觸處，各工況的最大應(yīng)力都小于輪轂孔邊緣的靜強(qiáng)度許用應(yīng)力(418 MPa)，并且除輪轂孔邊緣外，其他位置的VonMises應(yīng)力均小于車輪材料的許用應(yīng)力(307 MPa)，因此各工況的靜強(qiáng)度均滿足要求。輪軸接觸面沿軸向應(yīng)力分布總體趨勢為中部低、端部邊緣高。由于輪轂孔應(yīng)力集中，最大應(yīng)力值出現(xiàn)在輪轂孔邊緣處由于車輪的轉(zhuǎn)動，其上各點的應(yīng)力均呈三向交變應(yīng)力狀態(tài)。有關(guān)文獻(xiàn)指出，結(jié)構(gòu)產(chǎn)生疲勞裂紋的方向與最大主應(yīng)力方向相互垂直。因此，根據(jù)疲勞破壞的這個顯著特點，將三向應(yīng)力狀態(tài)轉(zhuǎn)化為單向應(yīng)力狀態(tài)，計算應(yīng)力循環(huán)的平均應(yīng)力和應(yīng)力幅值，根據(jù)制造材料的修正Goodman曲線進(jìn)行車輪疲勞強(qiáng)度的評定。車輪疲勞強(qiáng)度的評定方法如下：
(1)確定車輪在不同載荷工況作用下的主應(yīng)力值和方向；
(2)將所有載荷工況作用下的最大主應(yīng)力方向確定為基本應(yīng)力分布方向，其值為計算最大主應(yīng)力σmax，計算其與結(jié)構(gòu)基準(zhǔn)線的夾角α；
(3)將在其他載荷工況作用下的三向主應(yīng)力投影到基本應(yīng)力分布方向上，將其投影值最小的應(yīng)力值確定為最小主應(yīng)力σmin。根據(jù)上述方法得到了最大和最小主應(yīng)力值，按下式計算平均應(yīng)力σm和應(yīng)力幅σa；
根據(jù)文獻(xiàn)中的車輪材料特性，得到了Haigh形式的修正Goodman疲勞極限圖，并使用該圖校核車輪各關(guān)鍵部位的疲勞強(qiáng)度。
由圖可見，在機(jī)械載荷作用下，25 t軸重重載貨車磨耗到限車輪各關(guān)鍵部位的應(yīng)力幅均低于材料的允許范圍，該車輪的疲勞強(qiáng)度滿足要求。此外，該車輪各區(qū)域都有一定的應(yīng)力幅裕量，疲勞薄弱部位位于輪對內(nèi)側(cè)輪輞與輻板過渡處和輪轂與輻板過渡處。
計算結(jié)果表明，在各種機(jī)械載荷工況下，25 t軸重重載貨車磨耗到限車輪關(guān)鍵部位的等效節(jié)點應(yīng)力均低于CL60鋼的許用應(yīng)力，車輪靜強(qiáng)度滿足要求；使用UIC推薦的車輪疲勞強(qiáng)度評定方法，對該車輪在機(jī)械載荷作用下的疲勞強(qiáng)度進(jìn)行了校核，其疲勞強(qiáng)度滿足設(shè)計要求。需要指出的是，本文只考慮了機(jī)械載荷作用下的強(qiáng)度，未考慮制動熱載荷的影響。
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