Study on Design of Railway Hollow Axle

(1)

철도차량용 중공차축 설계에 관한 연구

손 승 완^1,2)․정 현 승^*1,2)․최 성 규³⁾

과학기술연합대학원대학교 가상공학¹⁾․한국철도기술연구원 신교통연구본부²⁾․한국교통대학교 산학협력단³⁾

Study on Design of Railway Hollow Axle

Seungwan Son^1,2)․Hyunsung Jung^*1,2)․Sungkyou Choi³⁾

1)Department of Virtual Engineering, University of Science and Technology, Daejeon 305-350, Korea

2)New Transportation Systems Research Center, Korea Railroad Research Institute, 176 Cheoldobangmulgwan-ro, Uiwang-si, Gyeonggi 437-757, Korea

3)Industry and University Cooperation Foundation, Korea National University of Transportation, Chungbuk 380-702, Korea

(Received 5 July 2013 / Revised 16 December 2013 / Accepted 21 January 2014)

Abstract : The hollow design of a railway axle is one of the most effective methods to reduce the weight of an axle.

However, the conventional hollow axle has the limitation of a lightweight design because it has the same bore diameter along the axial position. The new type of railway axle, the tapered inner surface railway axle, has a different inner diameter between the journal bearing seat and wheel seat. This design method is one way to increase the weight reduction possibility. The purpose of the present study is to establish and evaluate the design of the tapered inner surface railway axle. The case study and Finite Element Method(FEM) are applied to evaluate the strength of the lightweight railway axle according to the European Norm(EN 13103). Finally, the best design case for reducing the weight of the axle is drawn from the results of the case study.

Key words : Lightweight(경량화), Railway axle(철도차량 차축), K-EMU(한국형 표준전동차), Structural analysis (구조해석), European norm(EN 규격)

1. 서 론¹⁾

오늘날 전동차는 승객 및 물류를 에너지 효율적 이고 친환경적으로 운송하는 수단으로 대도시에서 그 수요가 점점 늘어가고 있는 추세이다. 수요가 늘 어나는 만큼 전동차의 운송 효율성, 안전성, 신뢰성, 편의성 등의 고객 요구조건은 점차 늘어나고, 운영 사나 제작사에서 이를 반영한 철도차량을 개발하는 데 힘쓰고 있다.

이러한 전동차의 고객 요구조건을 만족시키는데 중요한 역할을 하는 요소들 중 하나가 대차시스템

*Corresponding author, E-mail: [email protected]

(Bogie system)이고, 그 중 승객 및 차체의 하중을 지 지하며 전동차의 구동 및 제동에 중요한 역할을 하 는 요소가 윤축(Wheelset)이다. 윤축은 Fig. 1과 같이 부수대차(T-car)의 경우 차축, 차륜과 제동디스크의 조립체로 구성되고, 구동대차(M-car)의 경우 차축, 차륜과 구동기어(Driving gear)로 구성되어 있다. 차 축에 조립되는 차륜 및 기타 장치들은 강제 압입으 로 조립한다.

윤축의 경량설계는 차량의 스프링 하부질량(Uns- prung mass)의 감소로 노반력(Track force)이 감소하 므로 곡선부 주행성능 및 소음진동 성능 개선에 좋 은 영향을 미치는 것으로 알려져 있다.¹⁾ 해외 철도

(2)

Fig. 1 K-EMU(Korean Electric Multiple Unit) axle(T-Car)

(a) 0/100 series(Weight=536 kg, Max. speed=220 kph)

(b) 300N series(Weight=367 kg, Max. speed=270kph)

(c) 500 series(Weight=368 kg, Max. speed=300kph) Fig. 2 Solid & hollow Shinkansen train railway axle¹¹⁾

차량의 경우 Shinkansen, ICE, TGV등과 같은 고속열 차와 더불어 화차, 전동차등 다양한 철도차량 분야 에서 중공차축이 적용되고 있다. 하지만 국내에서 는 KTX와 KTX-산천 등 일부 고속열차에서 중공차 축을 적용하여 운행하고 있으며, 대부분의 경우 중 실차축을 적용한다.²⁾

전동차의 중공차축에 대한 연구는 초기 R. Byrne³⁾ 에 의한 차축 설계인자에 대한 연구에서 부터, 근래 에는 유럽의 HIPERWHEEL 프로젝트⁴⁾를 통해서 차 축 재료 및 피로파괴를 포함한 설계방법에 대해서 연구되었다. 하지만 Fig. 2와 같이 현재 중공차축은 차축 내경의 크기를 전체부분에 대해 일정하게 설 계하기 때문에 축상 장착부(Journal bearing seat)가 차 축 중앙부(Axle body)의 내경부 설계에 영향을 미치 게 된다. 최근 운송기기의 변속기(Transmission), 지 지축(Support shaft) 등 축부재에 특수 내경형상^5,6)을

적용하여 제작하고 있으며, 이에 따른 철도차량의 내경형상 연구의 필요성도 늘어나고 있다.

본 논문에서는 차축 중앙부 부분의 내경 크기가 변경되는 새로운 중공차축의 내경형상 설계에 대해 서 기술한다. 유럽 철도차량 차축 설계방법 규격인 EN 13103⁷⁾과 13104⁸⁾ 규격을 기반으로 기존 중실차 축과 새로운 중공차축의 구조강도를 평가하여 경량 설계안을 도출한다. 본 연구의 목적은 한국형 표준 전동차(K-EMU)에서 적용하고 있는 차축을 대상으 로 경사 내경 설계 방법를 도입하여 25% 이상 경량 화된 기본 설계안을 제시하는 것이다. 본 논문은 2013년도 한국 자동차공학회 부문종합학술대회에 발표되었던 S. W. Son의 기초연구⁹⁾를 발전시킨 논 문으로써 기초연구보다 케이스 수를 늘리고, 부가 안전율 기준으로 평가하여 신뢰성을 높였다.

2. 구조강도 평가 규격

철도차량의 차축과 관련된 규격으로 국내 규격은 KS R 9220¹⁰⁾으로 규정하지만 품질 요구조건에 대한 규격이며, 국내 설계기준은 미흡하다. 일본 규격으 로는 차축 설계방법에 대해 기술한 JIS E 4501¹²⁾규 격이 있으나 중공차축에 대해서는 특별히 따로 규 정하지 않는다. 그러나 유럽 규격인 EN 13103/4^7,8) 규격에서는 중공차축에 대한 설계방법을 규정하고 있기 때문에 중공차축 설계 기준으로 적합하여 차 축 평가 기준으로 선정하였다.

2.1 EN 규격에 기초한 설계하중 도출 EN 규격에서는 차축에 작용하는 승객 및 차체 하 중과 반력을 곡선부 주행시 윤중이 감소하는 차량 운행 상황을 고려하여 Fig. 3과 같이 윤축의 각 위치 에 작용하는 설계하중을 Table 1의 방법으로 규정하 고 있다. Table 1에서 m1은 축상 장착부 상부 질량, g 는 중력가속도, h1은 차축의 중심축에서 차량의 무 게중심까지의 수직거리이며, K-EMU 차량을 기준 으로 설계하중을 계산하였다. 하중은 차축이 캔트 (Cant)각이 있는 곡선부 주행상황을 가정하여 축상 장착부에 작용하는 하중인 P1, P2가 서로 다른 값으 로 작용하고, 횡압 H와 휠-레일 접촉으로 인한 Y1, Y2, Q1, Q2 값 등이 1점 접촉을 가정하여 작용한다. Fi

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Seungwan Son․Hyunsung Jung․Sungkyou Choi

Fig. 3 Load case of railway axle design (EN 13103)

Table 1 Load case of K-EMU railway axle

Load Calculation method Calculated

Load (kN) P1 P1= (0.625 + 0.0875h1/b)m1g 96.783 P2 P2= (0.625 - 0.0875h1/b)m1g 72.169

Y1 Y1= 0.35m1g 47.307

Y2 Y2= 0.175m1g 23.653

H H = Y1- Y2= 0.175m1g 23.654 Q1 Q1=[P1(b+s)-P2(b-s)+(Y1-Y2)R

-ΣiFi(2s-yi)]/2s 105.84 Q2 Q2= [P2(b+s)-P1(b-s)-(Y1-Y2)R-ΣiFiyi]/2s 59.764

는 차축에 압입 조립되는 브레이크 디스크(Brake disk)의 하중값이다.

2.2 구조강도 평가 방법

EN 규격을 통해 도출된 설계하중은 차축의 극한 상황을 바탕으로 계산되었으므로 양측 저널부 하중 의 크기가 서로 다르고 휠-레일 접촉부의 횡압력으 로 인하여 차축은 굽힘모멘트를 받게된다. 차축이 받는 전체 굽힘 모멘트의 합은 EN 규격에서 제시한 방법에 따라 아래와 같이 계산된다.

_^^

 _^ _^ (1)

MT는 차축에 작용하는 전체 굽힘 모멘트이고,

Mx,y,z는 각 방향으로 작용하는 굽힘 모멘트이다. 2

차원 하중조건에서 모멘트는 Mx 한방향으로 작용 하므로 My, Mz 방향의 모멘트는 무시할 수 있다. 이 로 인해 중실축에 작용하는 응력은 다음과 같다.

  ^

_

(2)

Fig. 4 Stress in K-EMU railway axle (Solid axle)

Table 2 Permissible stress of railway hollow axle (EN13103/

EA1N)

Zone Permissible stress (MPa)

Axle body, Fillets 166

Seats except axle bearing 92

Axle bearing 78

Bore 67

중공축의 경우에는 아래와 같은 응력이 외경부와 내경부에서 발생한다.

  ^ ′^

_

(External surface) (3)

  ^ ′^

_′

(Bore surface) (4) 위 식에서 d는 차축의 외경을, d'은 중공차축의 내 경을 의미하며, K는 응력집중계수로 EN 규격에서 는 차축의 필렛부의 외경 변화에 대한 응력집중계 수를 규정하고 있다. 위 식으로 도출된 K-EMU 차축 의 응력분포는 Fig. 4와 같고, 이는 Table 2의 각부 안 전율을 고려한 허용응력을 초과하지 않아야 한다.

3. 경사 내경 차축

기존 중공형 차축은 내경의 크기가 Fig. 2와 같이 보통 60 mm 이하로 제작하고 있으며, 그 이유는 축 상 장착부의 두께가 중공차축 설계에 영향을 주기 때문이다. 그래서 기존 중공차축은 경량 설계를 위 해 외경의 크기를 각 부분마다 줄여 전체적인 경량

(4)

Fig. 5 New type of railway axle

설계방법을 사용하였다.¹³⁾ 하지만, 전동차의 차축 외경을 변경하면 차축에 조립되는 브레이크 디스 크, 휠, 저널박스 등의 다른 부품들의 설계도 변경되 어야 하므로 개발적 측면에서 비효율적이다.

새로운 중공차축인 경사 내경 차축은 Fig. 5와 같 이 외경부를 기존 설계로 활용하면서 내경부를 경 사지게 설계하여 경량화 효율을 높이는 차축 설계 방법이며, 방사형 단조기술(Radial Forging)¹⁴⁾을 통 해 제작된다.

3.1 유한요소 모델

경사 내경 차축의 응력수준을 평가하기 위해서 EN 13103 규격에 따른 하중 및 경계조건을 이용하 여 유한요소 해석을 수행하였다. 비교를 위해 Table 3 및 Fig. 6과 같이 중실차축과 차축 각부의 내경의 형 상을 변경한 중공차축 모델링을 수행하였다.

Case #1은 기존 K-EMU용 중실차축이고, Case #2 는 내경 60 mm 중공차축, Case #3,5,7은 D2가 90 ~ 110 mm인 모델이다. Case #4,6,8은 L1, L2값을 각각

Table 3 Finite element model for various railway axle Case D1

(mm) D2

(mm) L1

(mm) L2

(mm)

Mass (Kg)

1 Solid axle 416.8

2 60 - - 369.1

3 60 90 230 330 325.0

4 60 90 130 230 319.5

5 60 100 230 330 306.5

6 60 100 130 230 298.6

7 60 110 230 330 286.1

8 60 110 130 230 275.6

Fig. 6 Section view of analysis cases

Fig. 7 Finite element model of new type railway axle

100 mm 줄인 모델이다. Fig. 7과 같이 차축 모델의 요소 크기는 응력이 집중하는 Fillet 부분을 2.5 mm 이하로 모델링(C)하였고, 그 외의 부분은 2.5 ~ 20 mm 로 유동적으로 모델링(A,B)하였다.^2,15)

3.2 유한요소 해석

경사 내경 차축의 응력수준 평가를 위해서 Altair 사의 RADIOSS 11.0 Solver¹⁶⁾를 사용하여 선형 구조 해석을 수행하였다. 모든 해석모델에 대해서 하중 및 경계조건은 Fig. 8과 같이 일정하게 설정하였고, 휠-레일 접촉부의 하중을 부여하기 위해서 실제 차 륜 형상을 모델링하여 차축과 연결하였다. 휠-레일 접촉부는 EN규격에서 1점 접촉을 가정하여 하중을 부여하기 때문에 본 모델에서도 같은 조건으로 접 촉점의 노드에 하중을 부여하였다.

(5)

손승완․정현승․최성규

Fig. 8 Load case of new railway axle

4. 해석결과 및 고찰 4.1 구조강도 해석결과

기존 중실차축(Case #1)과 중공차축(Case #2)의 외경부 최대응력을 비교해본 결과 Fig. 9와 같이 전 체적으로 응력 분포는 비슷한 양상을 보였으나, 중 공축에서 발생하는 굽힘 응력량이 차축 단면적의 감소로 인해 평균 약 3% 증가하였다. 하지만 Table 2 및 Fig. 9와 같이 전체적으로 허용응력 범위를 넘지 않으므로 중공차축(Case #2)는 외경부의 강도면에 서 안전할 것으로 예상된다. 또한 Fig. 9에서 차축중 앙부, 제동 디스크 장착부, 차륜 장착부의 응력 증가 량이 양 끝단의 축상 장착부의 응력 증가량에 비해 작으므로 차축 중앙부의 내경을 넓힐 수 있는 가능 성일 있을 것으로 판단되었다.

Fig. 10 및 11은 기존 중공차축(Case #2)와 경사 내 경 중공차축 D2 크기에 따른 설계(Case #3,5,7)의 해 석결과를 비교한 그래프이다. 차축 중앙부 및 차륜/

Fig. 9 Maximum stress of Case #1 & 2 (External surface)

Fig. 10 Maximum stress of Case #2,3,5,7 (External surface)

Fig. 11 Maximum stress of Case #2,3,5,7 (Bore surface)

제동디스크 장착부의 응력이 D2의 크기에 따라 증 가하는 경향이 있으며, 내경이 60 mm로 일정한 축 상 장착부의 응력분포는 일정하게 유지되는 경향을 보여주고 있다.

Fig. 12는 Case #3,5,7의 최대응력 해석결과와 L1, L2의 길이를 조절한 Case #4,6,8의 결과를 비교한 그 래프이다. L1, L2의 크기가 변경되면서 축상 장착부 에서 차륜 장착부로 연결되는 부분의 단면적이 줄 어들면서 응력값의 차이가 크게 나타남을 알 수 있 다. 이는 Fig. 13의 내경부의 응력량 해석 결과에서 더욱 크게 나타나며, Case #8의 경우에는 차축 내경 부의 허용응력의 약 90%까지 증가하였다.

Fig. 14 및 15는 차축 굽힘 변형량에 대한 해석결 과로 최대 굽힘 변형량은 차축의 중앙부분에서 나 타났다. 전체 해석모델에 대해서 1 mm이하로 발생

(6)

(a) Case #3 & 4

(b) Case #5 & 6

(c) Case #7 & 8

Fig. 12 Maximum stress of Case #3 ~ 8 (External surface)

하였으며, 기존 중실축인 Case #1과 비교하여 Case

#7,8의 경우 약 15% 차이가 발생하였다.

Fig. 13 Maximum stress of Case #3,4,6,8 (Bore surface)

Fig. 14 Deflection analysis of hollow railway axle (Case #3)

Fig. 15 Maximum deflection result of each cases

4.2 해석결과 분석

Fig. 16 ~ 18은 차축 유한요소 해석 결과 중 응력 이 집중되는 주요 부분의 결과값을 비교한 그래프 이다. Fig. 16은 D1의 영향을 받는 축상장착부의 응 력값으로 D1의 크기가 Case #1을 제외한 모든 모델 에 대해서 일정하므로 내외경부 모두 응력값의 큰 변화는 없다. Fig. 17은 D1에서 D2로 내경의 크기가 변하는 구간으로 L1, L2의 값을 100mm 감소시킨 모 델(Case #4,6,8)은 기존모델(Case #3,5,7)보다 응력값 의 크기가 크게 변한 것을 알수 있으며, 이는 D2의 크기가 증가함에 따라 내외경부 모두 차이가 크게

(7)

Seungwan Son․Hyunsung Jung․Sungkyou Choi

(a) External surface

(b) Bore surface Fig. 16 Comparison of FEA results (D1 Area)

(b) Bore surface

Fig. 17 Comparison of FEA results (D1 - D2 Area)

(b) Bore surface Fig. 18 Comparison of FEA results (D2 Area)

나타남을 알 수 있다. Fig. 18은 차륜/제동디스크 장 착부 및 차축 중앙부로 L1, L2값의 영향은 적으며, D2

의 크기에 따라 응력값이 증가함을 알 수 있다.

허용응력은 유럽 차축 재료 기준인 EA1N 기준으 로 계산하였고, 피로강도 기준으로 안전율(Trailer axle = 1.2)를 고려하고 있으므로 허용응력 내에서 구조강도 설계를 실시하면 규격상 문제가 없다.^7,8) 하지만 운행 및 제작사에서는 더 보수적인 안전율 을 요구하며, EN 규격에서도 제작사와 운행사의 협 의를 통해 부가적인 안전율을 고려할 필요가 있다 고 명시하고 있다. 또한 철도차량 차축의 안전율에 대한 연구¹⁷⁾가 지속적으로 진행되고 있어 안전율을 높게 설정하여 설계할 필요가 있다.

Table 4에서는 차축 내외경부의 최대응력 발생 지 점과 부가 안전율을 나타내었다. 외경부의 경우 전 체 모델에 대해서 부가 안전율이 1.7 이상으로 나타 났다. 내경부의 경우 Case #2 ~ 4는 부가 안전율이 전체적으로 1.7 이상이며, Case #5 ~ 8은 1.7 이하로 나타났다. 부가 안전율 1.7은 허용응력에 포함되는 안전율까지 고려했을 경우 피로강도에 대해 약 2.0 의 안전율을 나타내므로 새로운 내경형상의 철도차 량용 차축 구조강도 평가를 위한 안전율 기준으로 사용하기 적합하다고 판단하였다. 하지만 차축 제 작을 위한 안전율은 차후 피로강도 및 차량 동역학 적 측면에서 더 많은 연구를 통해 정립되어야 한다.

안전율 기준으로 차축 구조강도 평가시 내외경부

Table 4 Maximum stress and safety factor (EA1N)

Location

Stress(MPa)/Additional safety margin Case

#2 Case

#3 Case

#4 Case

#5 Case

#6 Case

#7 Case

#8

External surface

L#2 67.49 /2.4

68.84 /2.4

79.45 /2.1

72.97 /2.3

83.8 /2.0

70.78 /2.3

91.99 /1.8 L#3 85.17

/1.9 89.09

/1.9 89.75

/1.8 92.12

/1.8 92.78

/1.8 95.86

/1.7 97.97

/1.7 L#4 84.89

/1.9 89.22

/1.9 90.4

/1.8 93.41

/1.8 93.28

/1.8 97.26

/1.7 98.56

/1.7

Bore surface

L#2 17.3 /3.9

16.32 /4.1

38.14 /1.8

16.41 /4.1

48.1 /1.4

16.73 /4.0

60.27 /1.1 L#4 26.9

/2.5 40.44

/1.7 39.88

/1.7 45.97

/1.5 45.89

/1.5 53.02

/1.3 52.65

/1.3 L#5 26.5

/2.5 37.8

/1.8 37.26

/1.8 42.61

/1.6 42.65

/1.6 49.07

/1.4 48.53

/1.4

(8)

안전율이 모두 2.0 이상인 Case #4의 설계안이 안전 할 것으로 판단되었으며, 이는 기존 K-EMU 중실차 축에 비해 약 23.3% 경량화 대안이다. 또한 EN 규격 의 차축 고강도 소재인 EA4T 기준으로 안전율을 계 산하면 내경부 허용응력이 안전율 1.33을 고려하여 72 MPa로 증가^7,8)하게 되며, Case #6의 부가 안전율 이 1.5, 총 안전율이 2.0으로 안전할 것으로 판단되

고,^11,16-18) 이때 경량화율은 28.3%이다. 결과적으로

경사내경 차축 설계를 통해 기존 K-EMU 중실차축 대비 23 ~ 28% 경량화를 달성할 수 있음을 해석적으 로 예상할 수 있다.

5. 결 론

전동차용 경량차축 설계를 위한 경사 내경차축 설계방법을 적용하여 기존 차축과 새로운 차축의 구조강도를 평가하고, 피로강도에 기반한 허용응력 대비 구조안전성 여부를 판단하였다. 본 연구에 대 한 주요 결론은 다음과 같다.

1) EN 규격에 따른 K-EMU용 차축에 대한 구조강 도 평가 기준을 정립하고, 이를 경사 내경 중공차 축 설계에 적용하였다.

2) 경사 내경 중공차축이라는 새로운 설계기법을 적용한 전동차용 차축 설계를 위하여 K-EMU용 기존중실차축과 경사 내경 중공차축의 구조강 도 해석을 통해 케이스 스터디를 수행하였으며, 이를 통해 적정 기본설계안을 도출하였다.

3) 기존 EN 규격의 EA1N 재료의 허용응력 대비 안 전한 경사 내경 차축 설계안(안전율 2.0 이상)을 제시하였으며, 23.3% 경량화된 설계안을 도출하 였다. 또한 EA4T 재료를 적용할 경우 같은 방법 을 통해 28.3% 경량화된 차축의 설계가 가능함 을 알 수 있었다. 다만, 정확한 안전율 기준을 도 출하기 위해서는 피로 및 차량 동역학에 관한 평 가가 진행되어야 한다.

후 기

본 연구는 “녹색열차 구현을 위한 철도차량시스 템 경량화 연구”의 일환으로 수행되었으며, 이에 감 사에 뜻을 표합니다.

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