基于有限元分析的ST1-600型、ST2-250型闸调器筒体与后盖配合结构优化设计

吴永录 章寅寅

1.中国铁路成都局集团有限公司贵阳车辆监造项目部 贵州 贵阳 550017；

2.中车贵阳车辆有限公司 贵州 贵阳 550017

前言

ST1-600、ST2-250型闸调器（以下简称闸调器）在运用中后盖脱出已成为其惯性质量问题之一。贵阳公司2019年08月至2020年11月共检修闸调器12030件，发现筒体后盖松动的1100件，占比9.14%，松动的后盖在运用时可能就会脱出，对闸调器运用将产生较大影响，存在较为严重的质量安全隐患。如何解决闸调器后盖脱出问题，已成为亟待解决的问题。

1 筒体与后盖配合结构分析

由闸调器筒体、后盖图样可知，筒体与后盖配合为过盈配合，过盈量为0.07～0.178mm，过盈配合有效接触长度为5mm；后盖压入筒体后，边缘再滚压成型，筒体形成一个包角包住后盖，包角大小为后盖该处角度大小，为11°或25°。

对上述结构我们从两方面进行理论分析[1]：一方面是闸调器运用时后盖可能的最大受力分析，另一方面是后盖压出力分析。通过对比上述两方面分析结果，判断设计结构是否存在缺陷。

1.1 闸调器后盖最大受力分析

针对目前的铁路通用货车，综合对比各种制动系统配置发现，当采用356×254制动缸、ST2-250型闸调器、4.8的制动倍率时在重车工况下闸调器拉杆受力最大，根据杠杆原理可知，闸调器拉杆所受拉力与制动缸推力关系表达式为：

F拉为闸调器拉杆受力，F制为制动缸推杆推力，a为制动杠杆上制动缸推杆圆销孔与闸调器拉杆头圆销孔距离，b为制动杠杆上闸调器拉杆头圆销孔与上拉杆圆销孔距离。

基于上述制动系统配置，取重车位制动缸压力为380kPa（实际受主管定压、制动缸行程会不同，该处按正常情况重车制动缸压力标准值上限取值），制动缸直径为356mm，制动杠杆尺寸329mm×548mm，忽略制动缸缓解弹簧反力等阻力，得出闸调器拉杆所受拉力为：

后盖受力主要是主弹簧对其推力，在某些极端情况下，如主弹簧压并且制动缸未达到全行程时，后盖受到主弹簧的推力与拉杆头受到拉力相等，即可达到60.5kN。

1.2 后盖压出力分析

对后盖与筒体配合过盈量取下限0.07mm，包角分别取11°、25°，通过有限元软件ABAQUS进行有限元仿真分析，确定不同情况下的压出力，具体结果如表1所示。

根据表1可知：后盖11°包角、0.07mm过盈状态下，压出力为45.4KN；后盖25 °包角、0.07mm过盈状态下，压出力为60.84KN。

因此，根据上表压出力结果对比上述制动系统配置在重车工况某些极端状况下主弹簧压并时后盖受力60.5kN可知：11°包角后盖可能被压出；25°包角后盖刚刚满足其受力极限，并无安全余量，随着运用也可能被压出。说明闸调器筒体与后盖结构设计存在一定缺陷。

表1 压出力分析结果

2 筒体与后盖配合结构优化设计方案

根据《ST2-250型闸调器设计说明书》可知，闸调器设计技术参数中规定其最大允许拉力为78.4kN，该拉力即指拉杆最大允许拉力[2]。因某些极端情况下后盖受力与拉杆受力相等，故后盖应满足在78.4kN压力作用下不脱出。以此为基础，通过有限元分析计算后盖过盈量及包角分别须达到怎样的参数，才能满足在78.4kN压力作用下后盖不脱出；另一方面，参照前盖与筒体配合结构对后盖与筒体配合结构更改为螺纹连接，通过有限元分析计算相应的压出力，判断螺纹连接的可靠性。通过分析：后盖与简体过盈量为0.22mm时，其压出力为78.6kN；后盖与简体包角角度为35°时，其压出力为91.72kN；后盖与简体为螺旋连接方式时，其压出力为170.20kN；均能满足在78.4kN压力作用下后盖不脱出。

因此，一定程度上增加后盖与筒体配合过盈量或增大包角可增大其配合强度；将配合结构改为螺纹结构，配合强度将大幅度增加。因此，可通过优化筒体与后盖配合的过盈量及包边角度技术参数或将其配合结构改为螺纹连接能有效解决闸调器后盖脱出问题。

3 结束语

3.1 不改变

既有配合方式情况下，闸调器后盖与筒体配合过盈量建议设计为0.22mm，同时将筒体与后盖包边角度设计为35°。

3.2 改变

既有配合方式情况下，闸调器后盖与筒体配合方式建议改为螺纹连接。