Nghiên cứu đánh giá độ bền mỏi
trục bánh xe đầu máy D9E trên cơ sở
lý thuyết đồng dạng phá huỷ mỏi
PGS. TS. Đỗ đức tuấn
Bộ môn Đầu máy - Toa xe
Khoa Cơ khí - Trờng ĐH GTVT
PGS. TS. ngô văn quyết
Học viện Kỹ thuật Quân sự
ThS. Phạm lê tiến
Trờng Trung học Đờng sắt

Tóm tắt: Bi báo giới thiệu phơng pháp nghiên cứu v các kết quả đánh giá độ bền mỏi
(hệ số an ton mỏi) của trục bánh xe đầu máy D9E đang sử dụng trên đờng sắt Việt Nam trên
cơ sở lý thuyết đồng dạng phá huỷ mỏi.
Summary: The article presents the research method and results of the fatigue endurance
evaluation (fatigue safety rate) of the D9E locomotives wheel axes used in Viet nam railway. The
research method was based on the familiar fatigue destruction theory.
I. Đặt vấn đề
Đầu máy D9E đợc sử dụng trong ngành Đờng sắt Việt Nam đã hơn 40 năm. Để có cơ sở
tiếp tục sử dụng, khai thác loại đầu máy này trong thời gian tới với yêu cầu tốc độ chạy tàu ngày
càng đợc nâng cao, thời gian vừa qua ngành Đờng sắt Việt Nam đã đề xuất vấn đề nghiên
cứu và đánh giá độ bền mỏi của các kết cấu bộ phận chạy của đầu máy, trong đó có trục bánh
xe.
Để đánh giá đợc độ bền mỏi và tuổi thọ mỏi của trục bánh xe đầu máy D9E cần có các
kết quả xác định các đặc trng mỏi của vật liệu. Vấn đề này đã đợc đã đợc trình bày trong [2].
Trong bài báo này trình bày phơng pháp đánh giá độ bền mỏi theo phơng trình đồng dạng
phá huỷ mỏi tơng đối.

s
1
s
1
=+


trong đó:
s - hệ số an toàn mỏi do một chế độ tải trọng tơng đơng gây ra sự phá huỷ nh chế độ
tải trọng M và T.
s

- hệ số an toàn ứng suất pháp: s

=
a
kct1



, (1)
s


- hệ số an toàn ứng suất tiếp: s

=
a
kct1


2.2. Phơng trình đồng dạng phá huỷ mỏi tơng đối
Dạng tổng quát của phơng trình đồng dạng phá huỷ mỏi tơng đối là:
, (4)






+=

s
s.
p
u
'b
ghmax
10'aSS
trong đó:
S
max
- ứng suất lớn nhất tại khâu yếu nhất trong chi tiết máy sẽ gây ra sự phá huỷ ở xác
suất P% (ứng suất lớn nhất S
max
này có thể là ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp );
S
gh
- giới hạn mỏi của mẫu chuẩn ở chu trình ứng suất N
0
;









=
ctu
mu
mu
ctu
u
W.G
W.G
, (5)
- Trờng hợp tiết máy chịu xoắn:








=
ctx
mx
mx

III. ứng dụng phơng trình đồng dạng phá huỷ mỏi tơng đối để tính hệ số
an ton mỏi cho trục bánh xe dầu máy D9E
Kết cấu của bộ trục bánh xe đầu máy D9E đợc thể hiện trên hình 1. Sơ đồ đặt lực trên
trục bánh xe đợc thể hiện trên hình 2. Hình 1. Kết cấu bộ trục bánh xe đầu máy D9E

I
III
II
VII
VI
V
IV

Hình 2. Sơ đồ đặt lực trên trục bánh xe D9E
Qua tính toán độ bền trục bánh xe đầu máy D9E trong [4] ta thấy mặt cắt V (phần vai trục
để lắp bánh răng truyền động) là mặt cắt nguy hiểm nhất vì có M
u
và M
x
lớn nhất.
3.1. Tính chỉ tiêu đồng dạng

d
D
< 1,5
u
G
=

+ )1(3,2
+
d
2

G
x
=

15,1
+
d
2

trong đó: =
)2
t
(4
1
+

; t =
2

)
ct
G
(mm
-1
)

Uốn 172,8 0,454 1 051 065,4 0,1748 0,000 063 2
Xoắn 345,6 0,2816 2 102 130,8 0,0858 0,000 05

3.2. Tính toán giới hạn mỏi của trục bánh xe có trạng thái ứng suất khi chịu uốn và
xoắn của chu kỳ đối xứng ứng với chu kỳ ứng suất cơ sở N
o
Từ dạng tổng quát của phơng trình đồng dạng phá huỷ mỏi tơng đối, theo công thức (1)
ta có:
),10.'a(
),10.'a(
S.p
U
'b
x.m1kct1
S.p
U
'b
u.m1kct1
+=
+=




;


- hệ số ảnh hởng của kích thớc tuyệt đối đến sức chống phá huỷ mỏi;
a, b - hệ số mỏi của vật liệu làm tiết máy phản ánh đặc trng cấu trúc của vật liệu và điều
kiện làm việc thực tế của tiết máy.
Các thông số thành phần thông qua kết quả thử nghiệm mỏi mẫu vật liệu trục bánh xe [2]
đợc cho trong bảng 4.
Bảng 4. Kết quả thử nghiệm mỏi mẫu vật liệu trục bánh xe đầu máy D9E
Giới hạn mỏi Chu trình giới hạn
Tỷ số
Mẫu vật liệu
m
(kG/cm
2
)
N
gh
N
0

bu1
/


Trục bánh xe 2040 2. 10
7
0,30 - 0,324
Nh vậy theo [2] ta xác định đợc:


= a

= 0,5 ; b = + k (1- ) c
= 0,2515 ; = 0,5581

c =
b
2,0


=
6600
3500
= 0,5303; k =
b
1



= 0,312
Thay các trị số ta có: b

= b

= 0,1913
Lấy xác suất phá huỷ: p
0
0
= 50
0

3.3. Hệ số an toàn mỏi của trục bánh xe
Xác định giá trị biên độ ứng suất pháp do mômen uốn M gây ra (
a
), biên độ ứng suất tiếp
do mômen xoắn T gây ra (
a
) [4], thay vào các công thức (1), (2) và (3) tính đợc hệ số an toàn
mỏi thành phần và toàn phần của trục bánh xe. Kết quả tính toán cho trong bảng 5.
Bảng 5. Kết quả tính hệ số an ton mỏi trục bánh xe đầu máy D9E
Biên độ
ứng suất pháp
Biên độ
ứng suất tiếp
Hệ số an toàn
ứng suất pháp
Hệ số an toàn
ứng suất tiếp
Hệ số an toàn
mỏi toàn phần

a
(kG/mm
2
)
a
(kG/mm
2
) s

s

- Hệ số an toàn mỏi tính theo phần mềm MDT 6.0 là: s = 4,2;
- Hệ số an toàn mỏi tính theo chỉ tiêu là : s = 3,8.
Vậy sai số tơng đối của hệ số an toàn mỏi giữa cách tính theo chỉ tiêu và tính theo phần
mềm MDT 6.0 là:
095,0
2,4
8,32,4
=

=

Tức là = 9,5%. Nếu chấp nhận sai số này, thì việc tính toán độ bền mỏi của trục bánh xe
đầu máy theo chỉ tiêu tỏ ra an toàn hơn.
iv. Kết luận
Theo phơng pháp đồng dạng pháp huỷ mỏi có sử dụng kết quả thí nghiệm mỏi của mẫu
đã xác định đợc độ bền mỏi và tuổi thọ mỏi có tính đến đặc trng độ nhạy của vật liệu, sự tập
trung ứng suất, yếu tố kích thớc, nên kết quả tỏ ra chính xác và hợp lý hơn, và có thể tính cho
các bộ phận, kết cấu không đo đợc ứng suất động.

Qua kết quả nghiên cứu và tính toán thấy rằng độ bền mỏi của vật liệu và kết cấu của trục
bánh xe đầu máy đầu máy D9E lớn hơn giới hạn cho phép, với đặc trng ấy, hoàn toàn có thể
tiến hành khôi phục hoặc cải tạo, nâng cấp chất lợng để tiếp tục khai thác và sử dụng.
Có thể cho phép xác định đợc một qui trình kiểm định độ bền mỏi đối với trục bánh xe đầu
máy trong điều kiện Việt Nam, nhằm đảm bảo an toàn vận hành của đầu máy trong quá trình
khai thác với yêu cầu tốc độ chạy tàu ngày càng đợc nâng cao.

Tài liệu tham khảo
[1]. Ngô Văn Quyết. Cơ sở lý thuyết mỏi. Nhà xuất bản Giáo dục. Hà Nội, 2000.
[2]. Đỗ Đức Tuấn. Nghiên cứu, thử nghiệm đánh giá độ bền giá xe và giá chuyển hớng đầu máy D9E vận
dụng trên đờng sắt Việt Nam. Đề tài NCKH cấp Bộ, mã số B2000-35-106TĐ. Hà Nội, 2001.