铁路凹底平车凹底架动态响应及其疲劳强度
凹底平车凹底架弯角部结构形式分析
３ ２ 整 机 试 验 ．
１９ ９ ９年 ６月 ， 四方 车 辆 研 究 所进 行 了 集 装 箱平 在 车 和 凹底 平 车 样 车 的动 力 学 试 验 ， ９ ９年 ７月 ， 戚 １９ 在
４ 结 论
新 加 坡 集 装箱 平 车 用转 向架严 格 按 照 新 加坡 标 书 要求 设 计 和 制造 ， 转 向架 的结 构简 单 ， 用 和维 修 方 该 使
于该 轮 的轮 位 差过 大 ， 到 了 １ ５ｍｍ ， 响 了 轮 对 的 达 ． 影
算 的 “ １ ５ｍｍ， 导 柱 间 距 与 轮 对 中心 距 相 差 １ ５ 一 ． 即 ． ｍｍ。所 以 ， 为避 免温 升到 ４ 导 柱 间距 与轮 对 中心 ０ Ｃ，
距 相 差不 得 大 于 １ ５ｍｍ。 ．
的Ｉ —ＤＥ Ａｓ软 件 ， 析 时 凹底 架 除 弯角 部 的结 构 形 式 分
收 稿 日期 ；０ ２０ —０ ２ ０ —５２
作者简介 ： 文亮（９７）男 ， 程师 。 刘 １６一， 工
（ 转第 ４ 下 ０页 ） 车辆 动 力 学 性 能评 定 和 试验 鉴定 规 范 》 的规 定 ， 足 运 满
各 项 动 力学 性 能 指 标 良好 ， 合 ＧＢ ５ ９ １ ８ （ 道 符 ５９— ９５铁 （
・ ・
维普资讯
铁 道 车 辆 第 ４ ０卷 第 ８期 ２ ０ ０ ２年 ８月
从 图 １中 可 看 到 ， 柱 配 合 差 值 越 大 ， 升越 大 ， 轮 温 图 中 的 ｃ 点 为 轴号 ８ ９轮 对 的 Ｔ一 １ 口点 ， 异 常 点 。 由 属
１。
向架等组成 。凹底架 由承载梁 、 端臂、 心盘梁及心盘等
组成。 承载 梁 及 心 盘梁 均 由上 下盖 板 、 板 及 隔板 组焊 腹
铁路货车车体线路动态响应仿真与验证
铁路货车车体线路动态响应仿真与验证于跃斌;赵尚超;李向伟;李强【摘要】针对大系统仿真分析方法与试验结果出现偏差问题,基于实际线路测试数据,以车体子系统为仿真对象,辅助于模拟台架的试验数据,建立了26个自由度的多体仿真模型,实现了车体线路动态响应的仿真计算.结果表明:摇枕垂、横向加速度响应结果仿真与试验RMS(root mean square)误差最大值为9％.在1.5～15.0 Hz 主要频率段,车体枕梁垂、横向振动加速度的试验结果和仿真结果的RMS误差低于8.57％,车体关键焊缝仿真与试验的动应力响应波形基本一致.通过与试验结果的对比验证,仿真结果基本反映了车体在实际线路运行时的动态响应情况.【期刊名称】《西南交通大学学报》【年(卷),期】2019(054)003【总页数】7页(P626-632)【关键词】铁路货车;动态仿真;仿真与试验;全尺寸疲劳试验台架【作者】于跃斌;赵尚超;李向伟;李强【作者单位】北京交通大学机械与电子控制工程学院,北京100044;中车齐齐哈尔交通装备有限公司,黑龙江齐齐哈尔161002;中车齐齐哈尔交通装备有限公司,黑龙江齐齐哈尔161002;中车齐齐哈尔交通装备有限公司,黑龙江齐齐哈尔161002;北京交通大学机械与电子控制工程学院,北京100044【正文语种】中文【中图分类】U272;U270.11系统仿真技术已经成为高技术产业不可缺少的分析、研究、设计、评价、决策等的重要手段，近年来在轨道交通领域也得到广泛应用[1].铁路货车提速、重载后，尤其轻量化技术已被普遍采用，车体在线路运行时的动态响应是工程人员所关注的一项重点，而车体仅仅是铁路列车大系统的一个子系统，受线路、轮轨接触、转向架悬挂、车钩缓冲、装载及结构本身等因素的影响，其在线路运行过程中的动态响应较为复杂，如果按大系统仿真分析方法对车体结构受到的响应进行分析，建模时考虑需要考虑的因素会很复杂，对其结果的评估也会出现较大偏差.并且我国铁路货车领域仿真的输入多采用美国机务标准手册中的载荷谱[3].近年来，虽开展了我国铁路线路测试，将测试结果统计为简单工况谱作为仿真的输入[4]，由于不考虑时间效应，这种仿真结果没办法与线路测试时域结果进行对比分析.为此本文将以车体为研究对象，通过采集车体在实际线路运行过程中的加速度及动应力响应，并以此为迭代目标辅助于模拟台架的试验数据，作为仿真建模的已知参数建立与试验对应的多体仿真模型，以实现铁路货车车体线路动态响应的仿真方法.1 仿真原理1.1 线路动态响应的台架模拟实验基于线路实际测试数据及车体在台架试验的线路动态响应模拟，可以简化边界条件，为车体子系统的仿真建模提供已知输入.台架模拟试验主要由电液系统、机械系统、电气系统、测试采集及处理系统等组成，以垂向、横向、纵向及车钩作动器为加载系统，通过加载机构的动作，模拟车体在线路上的运行工况，通过实测线路目标信号的迭代，使车体在台架上与在线路上的动态响应基本一致[2-4]，如图1所示.图1 线路动态响应目标信号的迭代流程Fig.1 Iterative flowchart of dynamic response target signal根据图1，具体的迭代过程是把被试对象放置于试验台架上，对试验台架及被试车体所组成的系统进行系统辨识，获得响应与激振输入之间的频响关系，建立传递函数矩阵H(jω)，进而得到系统的阻抗矩阵 H-1(jω).求第一次迭代的控制信号 x1(t)，式中：fIFF T(·)为傅里叶逆变换；Ys(jω)为目标函数ys(t)的傅里叶变换.将11 个通道信号作用于各激振点，在车体上得到响应信号 y1(t)，误差时间历程为当误差计算精度大于某一预先设定的规定值，则进行补偿运算，得到新的激励x2(t)，式中：α为加权系数，取误差的百分数进行新激励计算；fFFT(·)为傅里叶变换.用 x2(t) 进行激振，得到响应 y2(t).若根据误差进行第3 次迭代，则求再现响应信号所需的驱动信号x3(t).这样，对于第i 次迭代有当误差信号足够小时，可结束迭代，并获得驱动文件，在该信号激振下，即可在被试车体上再现线路的动态响应.1.2 仿真模型的理论基础仿真建模是基于刚柔耦合多体动力学原理[5]，首先建立与试验台对应的刚体模型，然后与建立的柔性车体进行装配，将上述驱动文件作为仿真的输入，完成车体在线路动态响应的仿真分析.模型中第l （l = 1 ,2,···）个刚体的广义坐标通过3 个平动坐标x、y、z 和3 个转动坐标ψ 、θ 、φ 写成6 ×1 矢量列阵，如式（5）.刚体系统带拉格朗日乘子的能量方程为式中：T 为广义坐标下的动能；Ql 为广义坐标下的方向力；n 为约束方程的个数；λj为拉格朗日乘子；R为约束的表达.铁路货车将车体作为柔性体时，在刚体的广义坐标中添加模态坐标qm 后变成柔性体的广义坐标，如式（7）.式中：m=1,2,···,M，M 为柔性体的模态阶数.为了能够获得较好的拟合静态、动态载荷条件下结构变形所需的模态，采用Craig-Bampton 模态综合法来获取所需要的模态集Φ.故刚柔耦合系统带拉格朗日乘子的方程为式中：L 为动能与势能的差；Γ 为系统损耗函数.对振动方程进行求解可获得弹性体广义模态坐标向量的时间历程，根据模态坐标，叠加模态应力以获得动应力的时间历程.2 仿真模型的建立仿真分析模型包含台架加载模型及车体模型两部分，其中将台架模型的模拟摇枕、作动器及连接杆考虑为刚体，将车体作为柔性体.2.1 多刚体加载台架模型试验台加载系统主要由模拟摇枕结构、电液伺服控制系统、空气弹簧系统3 部分组成.试验台对车体加载控制过程为：驱动信号通过伺服控制系统向作动器伺服阀发送驱动指令，通过作动器作用到模拟摇枕上，模拟摇枕通过心盘及旁承传递给车体，实现对车体的控制，车体产生的动态响应再由测试系统采回与目标进行对比.系统传递和加载控制如图2和图3所示.电液伺服控制系统的油缸力、位移反馈信号为最终施加给系统机械结构的载荷，仿真可仅建立机械系统模型，并将此反馈信号作为输入.完成了机械模型装配、设置参数和约束关系，模型包含了189 个移动部件，1 个圆柱副，32 个球铰，10 个滑移副，155 个固定约束，8 个点线约束和12 个位移驱动，自由度数为26，如图4所示.图2 系统传递结构示意Fig.2 Schematic diagram of system load transfer structure图3 加载系统简化框图Fig.3 Simplified block diagram of loading system图4 试验台架仿真模型Fig.4 Simulation model of test rig2.2 柔性车体模型的建立以某矿石敞车车体为例，采用shell 单元模拟，单元长度为30 mm，如图5.传统方法一般不建立焊缝等细部结构，这样做将增大连接部位的刚度，特别对侧墙横向振型影响较大，而本文在建立柔性车体时，采用焊缝作为连接单元，经对比发现模态数据与试验数据更为接近[6].所装载货物对重车的动态响应影响较大，而对于货物的建模方法，目前研究较少，且研究成果多集中在散粒货物对车体侧墙和端墙的影响[7-8].为研究货物对车体动态响应的影响，利用试验台对不同散粒状态进行了模态试验，结果表明，散粒的实、松状态对车体刚体和弹性体频率影响很小[9]，鉴于此，为简化模型，这里将散体采用质量单元附加到底架地板单元上.图5 建立带焊缝的车体模型Fig.5 Building the wagon body with welds车体不同的模态振型对应的模态阻尼值通过模态试验的线性插值获得，超出的部分按折中5%选取.本文柔性体采用改进的Craig-Bampton 模态计算，根据线路加速度的频谱分析结果，将主模态设置为20 阶，主模态截止频率为10.6 Hz，约束模态取66 阶.2.3 多刚体台架模型与柔性车体模型连接刚性体与柔性体处理难点为心盘和旁承存在高非线性问题，传统采用摩擦力矩接触模型[10-11]，而试验台为增大心盘连接处的阻尼，将心盘连接处的磨耗盘取消，保持车体上心盘尺寸不变，对下心盘进行了重新设计，将间隙减小，由原来单边间隙2.5 mm减小到1.0 mm，增大了系统的线性传递.故建模时将心盘模型简化为4 个较大刚度的单边弹簧，常接触旁承简化为小阻尼的变刚度弹簧，如图6所示.完成装配后进行了模态分析，如表1所示.表1的对比结果表明达到了仿真预期，仿真值略高的原因是由于该车体较短，刚性较大，仿真模型与实际结构稍有差异. 图6 心盘简化模型Fig.6 Simplified model of the centre plate表1 模态频率结果对比Tab.1 Results comparison of modal frequency Hz振型系统试验模态系统仿真模态侧滚 1.25 1.45扭转 4.52 4.663 线路动态响应仿真的输入将与控制信号对应的油缸力、位移反馈信号作为仿真输入，这样处理的优点是考虑液压系统和控制系统引起的相位滞后.由于试验台是自下而上的激励模式，若作动器全部采用位移控制模式时，由于系统的强耦合特性，仿真结果不易收敛.对于铁路货车车体无约束的仿真模式，仿真采用力控制和位移控制的组合是比较恰当的[2]，力控为车钩力，其余作动器为位控，如图7所示.图7 作动器分布图Fig.7 Disposition of actuators4 线路动态响应仿真与试验验证选取试验台迭代好的驱动文件（纵向车钩力及垂、横作动器驱动文件），同时施加到仿真模型上和试验台架上，对比系统响应，结果见图8～11 所示：摇枕垂向及横向加速度响应结果模拟较好，仿真与试验RMS （root mean square）误差最大值为9.00%，但仿真与试验车体RMS 误差接近30.00%，经分析是由于重车模型散粒简化及非线性心盘、旁承建模影响，导致了传递到车体的振动加速度有一定差异，仿真结果比试验结果幅值偏低，尤其在低频部分误差较大.图8 摇枕垂向加速度对比Fig.8 Comparison of vertical acceleration of bolster 图9 摇枕横向加速度对比Fig.9 Comparison of lateral acceleration of bolster 图10 车体枕梁垂向加速度对比Fig.10 Comparison of vertical acceleration of body bolster进一步对车体垂、横向振动加速度进行PSD（power spectrum density）分析，如图12：误差较大的频率段为1.0～2.0 Hz，为表1中的侧滚振型控制区；进一步考虑到仿真步长选择引起的高频冲击，故仅保留时域1.5～15.0 Hz频率的主要成分，滤波后的计算结果如图13、14 所示.统计分析结果见表2，车体枕梁垂、横向振动加速度的试验结果和仿真结果对应较好，两者的RMS 误差低于8.57%.图11 车体枕梁横向加速度对比Fig.11 Comparison of lateral acceleration of body bolster图12 模拟摇枕振动加速度响应的PSD 分析结果Fig.12 PSD analysis results of acceleration response of dummy bolster图13 车体枕梁垂向加速度对比的仿真结果Fig.13 Comparison of vertical acceleration of body bolster with the simulation results图14 车体枕梁横向加速度对比的仿真结果Fig.14 Comparison of lateral acceleration of body bolster with the simulation results表2 车体枕梁振动加速度的统计结果Tab.2 Statistical results of acceleration of body bolster测点编号 RMS RMS误差/%试验仿真AZN11 0.040 0.038 4.25 AYN11 0.014 0.013 8.57图15对比了车体大横梁和中梁焊缝动应力时域波形.从图15中可知，仿真结果在3 s 后进入稳态振动阶段，试验和仿真结果的波形基本一致，幅值略有差异，原因主要是有限元建立时的网格尺寸的影响.图15 仿真与试验动应力对比Fig.15 Stress comparison between simulation and test5 结论抽取车体子系统为研究对象，通过采集车体在实际线路运行过程中的加速度及动应力响应，并以此为迭代目标，辅助于模拟台架的试验数据，作为仿真建模的已知参数，建立了26 个自由度的与线路模拟试验台架对应的仿真模型，建模时还考虑了散粒货物、车体模态及焊缝连接刚度对仿真结果的影响，实现了车体线路动态响应的建模与仿真.通过在仿真分析中引入试验台架模型，能够解决试验与仿真边界差异性，实现仿真与试验的交流机制，使仿真与试验相互指导、相互补充.仿真与试验结果表明：摇枕垂向及横向加速度响应结果模拟较好，仿真与试验RMS 误差最大值为9.00%；在1.5～15.0 Hz 主要频率段，车体枕梁垂、横向振动加速度的试验结果和仿真结果的RMS 误差低于8.57%，车体关键焊缝仿真与试验的动应力响应波形基本一致；通过与试验结果的对比验证，该车体子系统的仿真结果基本反映了车体在实际线路运行时的动态响应情况.【相关文献】[1]来亚南.C_（80B）型车车体疲劳寿命分析[J].机械设计与制造，2015(8)：I Yanan.Fatigue analysis of C_(80B) freight train[J].Machinery Design ＆ Manufacture，2015(8)：105-109.[2]徐刚，周鋐，陈栋华，等.基于虚拟试验台的疲劳寿命预测研究[J].同济大学学报（自然科学版），2009，37(1)：97-100.XU Gang，ZHOU Hong，CHEN Donghua，et al.Virtual test rig based study on fatigue life prediction[J].Journal of Tongji University (Natural Science)，2009，37(1)：97-100.[3]FERRY W B，FRISE P R，ANDREW G T，et bining virtual simulation and physicalvehicle test data to optimaze durability testing[J].Fatigue and Fracture of Engineering Materials and Structures，2002，25：1127.[4]陈栋华.轿车底盘零部件耐久性虚拟试验理论与方法研究[D].上海：同济大学，2007.[5]董明明，顾亮.履带车辆非线性悬挂系统的ADAMS 仿真[J].北京理工大学学报，2005，25(8)：670-673.DONG Mingming，GU Liang.Simulation of nonlinear tracked vehicle suspension with ADAMS[J].Transactions of Beijing Institute of Technology，2005，25(8)：670-673. [6]石琴，王涛，张代胜，等.大客车车身骨架结构动应力仿真计算[J].汽车工程，2011，33(5)：433-437.SHI Qin，WANG Tao，ZHANG Daisheng，et al.The simulation calculation of dynamic stress in bus body frame structure[J].Automotive Engineering，2011，33(5)：433-437.[7]曾祥坤，田红旗.散粒货物对铁路敞车端墙侧压力研究[J].铁道学报，2007，29(4)：32-37.ZENG Xiangkun，TIAN Hongqi.Rsearch of lateral pressure of granular cargo on end walls of open wagon[J].Journal of the China Railway Society，2007，29(4)：32-37.[8]赵方伟，付秀琴，张弘，等.散粒货物对敞车静侧压力的分布规律研究[J].铁道机车车辆，2016(6)：42-45，48.ZHAO Fangwei，FU Xiuqin，ZHANG Hong，et al.Static lateral pressure distribution study of granular cargo on gondola car[J].Railway Locomotive ＆ Car，2016(6)：42-45，48.[9]刘宏友，李向伟，邓爱建等.C_(70E)型通用敞车模态试验研究[J].铁道车辆，2015，53(12)：32-36.LIU Hongyou，LI Xiangwei，DENG Aijian，et al.Research on modal test of C_(70E) general gondola car[J].Rolling Stock，2015，53(12)：32-36.[10]缪炳荣.基于多体动力学和有限元法的机车车辆结构疲劳仿真研究[D].成都：西南交通大学，2006.[11]王勇，曾京，吕可维.三大件转向架货车动力学建模与仿真[J].交通运输工程学报，2003，3(4)：30-34.WANG Yong，ZENG Jing，LU Kewei.Dynamic modeling and simulation of three-piece bogie freight car[J].Journal of Traffic and Transportation Engineering，2003，3(4)：30-34.。
空气弹簧气室压力对地铁车辆转向架焊接构架疲劳强度的影响
空气弹簧气室压力对地铁车辆转向架焊接构架疲劳强度的影响摘要：地铁车辆作为城市轨道交通系统中的重要组成部分，其运行的安全性受到广泛关注。
转向架是地铁车辆的主要承力和牵引部件，是保证车辆运行安全可靠地重要组成。
在车辆实际运用中，为保证地板高度不变，空气弹簧的压力会随着车辆载客和车体竖向载荷的变化而变化，此时空气弹簧的交变压力同样会对构架侧梁附加气室产生疲劳损伤。
因此，考虑空气弹簧气室压力的交变作用，对焊接构架侧梁角焊缝合理的疲劳强度评估就变得更为必要。
某地铁车辆转向架焊接构架侧梁，在添加气室压力和不添加气室压力的情况下对焊接构架侧梁单边角焊缝和双边角焊缝进行疲劳强度评估，以期得出空气弹簧气室压力对构架侧梁焊缝疲劳强度的影响。
关键词：地铁车辆转向架；焊接构架；疲劳强度针对其疲劳强度的设计一直是转向架强度设计的关键环节。
对于二系悬挂采用空气弹簧的转向架，构架侧梁内部作为空气弹簧的附加气室通过节流孔与空气弹簧橡胶气室连通，当车体发生浮沉和侧滚运动时，空气弹簧产生变形，空气弹簧主气室与侧梁附加气室形成的压力差促使空气通过节流孔在两气室之间流动，存在的阻尼吸收能量而起到减振的作用。
一、地铁车辆转向架构架特点构架结构在发展应用过程中有焊接式、整铸式、铸焊混合式和焊铆混合式等多种结构形式。
焊接结构较之于铸造和锻造，施工简便；较之于铆接结构，有较高的强度和刚度，较低了结构重量。
焊接结构可以全部用轧制的板材、型材和管材焊成，也可以用轧材、铸件、锻件拼焊而成，结构设计灵活。
焊接结构较之整铸、整锻结构可以缩短制造周期，减轻自重，降低制造成本。
因而，焊接结构得到了越来越广泛应用。
随着焊接技术的快速发展，我国的机车和客车转向架构架几乎全部采用焊接式结构。
（1）构架由左侧梁、右侧梁和中间横梁组成，前后没有端梁，整体结构呈 H形。
这种结构形式的构架抗扭刚度较低，有利于转向架适应扭曲线路。
（2）左右侧梁的中部安装空气弹簧，承载车体上部载荷，按照等强度设计原则，即梁截面呈中间高两端低的鱼腹形结构，充分提高材料的利用率，有利于构架轻量化设计。
某铁路车辆车架结构设计及静强度计算与试验
某铁路车辆车架结构设计及静强度计算与试验一、引言铁路车辆车架是连接车轮和车体的重要构件，承载着整个车体结构和列车荷载，其结构设计及静强度计算与试验对于确保列车安全运行至关重要。
本文将对某铁路车辆车架的结构设计、静强度计算及试验进行介绍和分析，以期为相关研究提供参考。
二、车架结构设计1. 车架材料选择车架的材料选择一般需要考虑强度、刚度、耐疲劳性能以及焊接性能等因素。
在某铁路车辆车架设计中，一般选用高强度低合金钢作为主要材料，其具有较高的强度和韧性，能够满足铁路车辆在运行过程中的荷载要求。
2. 车架结构形式3. 结构连接方式车架的结构连接方式对于整个车架的强度和稳定性具有重要影响。
在某铁路车辆车架设计中，一般采用焊接和螺栓连接方式，以确保车架的稳定性和连接强度。
三、静强度计算1. 车架结构的有限元建模为了对车架结构进行静强度计算，需要进行有限元建模分析。
对车架的整体结构进行建模，并将其分解为有限元模型，以便对车架结构进行有限元分析。
在有限元建模的基础上，对车架结构进行受力分析，通过施加荷载和边界条件，计算车架结构在静态加载下的应力分布和变形情况，以获取车架的静态强度性能。
3. 静强度校核计算根据车架结构的受力分析结果，进行静强度校核计算，包括轴向拉压、弯矩和剪力等受力情况的计算，并对车架结构的各个部位进行强度评定，以确保车架在运行过程中能够满足强度要求。
四、静强度试验1. 静强度试验方案制定为了验证静强度计算结果的准确性，需要进行静强度试验。
在试验前需要制定详细的试验方案，包括荷载大小、试验条件、测量参数等内容。
2. 静强度试验装置设计根据静强度试验方案，设计相应的静强度试验装置，确保对车架结构的加载和测量能够满足试验要求。
在试验进行过程中，按照制定的试验方案对车架结构进行载荷加荷，并对其进行应力应变测量，以获取车架结构的静态强度性能。
五、结论通过对某铁路车辆车架的结构设计及静强度计算与试验的研究分析，可以得出结论：在车架结构设计中，选择合适的材料和结构形式对于确保车架的静强度具有重要影响；在静强度计算中，通过有限元建模和受力分析可以获取车架结构的应力分布情况，进而进行静强度校核计算；在静强度试验中，通过对车架结构进行载荷加荷和应力应变测量，可以验证静强度计算的准确性。
铁道车辆辅助安装座随机振动疲劳评估
铁道车辆辅助安装座随机振动疲劳评估随着铁路运输的发展，安全性问题越来越受到关注。
特别是对于铁道车辆来说，安全性更是至关重要。
铁道车辆辅助安装座是一种在车辆中安装的系统，它可以在不影响车辆性能的情况下提高乘坐舒适性。
然而，由于车辆在行驶过程中会产生较大的振动，因此这种辅助安装座必须能够承受不同频率和幅度的振动，而且还需要具备抗疲劳特性。
因此，针对铁道车辆辅助安装座的随机振动疲劳评估十分重要。
1. 随机振动的定义和原因所谓随机振动，是指产生的振动不具有周期性，而是频率和幅度不断变化的振动。
铁路车辆在行驶过程中产生的振动是多种多样的，如机械振动、车轮轨道相互作用造成的弯曲振动等。
其中较大的振动主要来自于车轮与轨道间存在的相互作用力。
这种力的大小和方向会不断变化，导致随机性的振动。
2. 随机振动的危害铁道车辆在行驶过程中产生的随机振动，对车载设备和乘客都会造成很大的伤害。
首先，振动会增加车辆的磨损，缩短车辆的寿命。
其次，振动还会带来噪声和震动，乘客会感到不适，甚至会引起身体损伤。
因此，辅助安装座必须设计和评估以保证其对随机振动具有足够的抗性。
3. 辅助安装座的疲劳评估(1) 疲劳的定义和原因疲劳是指材料或构件在交替的载荷下发生的逐渐发展的破裂。
车辆行驶时对辅助安装座施加的载荷是交替的，因此这种载荷会导致辅助安装座的疲劳破坏。
疲劳的发生也是随机的，因此疲劳试验需要采用响应式疲劳试验等方法。
(2) 疲劳试验方法疲劳试验主要有拉伸、弯曲、扭转等方法。
拉伸疲劳试验是指在规定载荷和试验频率下，对试样进行交替拉伸载荷的试验。
弯曲疲劳试验是将试样置于几何固定的支持点和载荷作用点之间，并在规定的载荷和频率下进行加载和卸载。
扭转疲劳试验是以试样为轴心，施加分布载荷或交变载荷的试验。
4. 辅助安装座的抗疲劳设计(1) 合理的材料选型辅助安装座的抗疲劳性能与其所选材料直接相关。
因此，在设计辅助安装座时需要考虑材料的特性，如抗疲劳强度和断裂韧性等。
铁路客车转向架的疲劳分析
铁路客车转向架的疲劳分析发表时间：2020-09-04T12:08:22.863Z 来源：《基层建设》2020年第11期 作者： 梁丰平[导读] 摘要：随着铁路客车速度的不断提高，转向架轮对定位采用转臂定位方式的也越来越多，这是因为转臂式转向架不需要特殊工装，只要保证各部件的加工精度就可以保证组装尺寸的精度要求，操作工时少。
呼和浩特铁路局集团有限公司包头车辆段 内蒙古包头 014010
摘要：随着铁路客车速度的不断提高，转向架轮对定位采用转臂定位方式的也越来越多，这是因为转臂式转向架不需要特殊工装，只要保证各部件的加工精度就可以保证组装尺寸的精度要求，操作工时少。转臂式定位是一种无磨耗、少维修、寿命长的轮对轴箱定位方式，且转臂式定位能实现纵向、横向、垂向定位刚度的解耦，可以在比较宽松的范围内对各向所需刚度进行灵活的选择。然而，构架作为转向架的主要承载部件，由于定位转臂座的存在，在设计及生产过程中，定位转臂座与转向架构架侧梁的连接需要引起足够重视，以免出现强度不足的问题。本文以某铁路客车转向架构架为例，结合有限元仿真技术对其定位转臂座强度不足问题进行结构优化，并提出相应建议。
关键词：铁路客车；转向架；疲劳分析
引言
高速化的铁路客车正好适应如今人们对交通工具的高要求，高速铁路也已然成为各国铁路现代化的重要标志。然而，任何高速的交通工具都有它安全可靠性的问题存在，随着现如今铁路客车速度的提高和载货量的持续增长，导致铁路的动态性能下降，轮轨之间的磨损程度问题在日益凸显。轮轨之间的相互作用可能会引发脱轨，一旦脱轨，后果便不堪设想了。在以往的铁路客车中，车转向架构架焊接接头暴露出许多疲劳可靠性的问题，如客车在运行过程中出现焊缝断裂、测量立板撕裂等问题，严重危机人们的行车安全。因此，研究铁路客车转向架构架焊接接头的疲劳可靠性，对保证列车安全是十分重要的。 1.铁路客车转向架的疲劳分析的意义
我国铁路经历了5次提速后，人们的出行条件得到了很大改善。随着铁路客车速度的不断提高，客车转向架零部件损坏的数量也有所增加，疲劳断裂对铁路客车运用的危害日益受到重视。疲劳强度自19世纪60年代在欧洲提出以来，随着现代工业的发展，现在世界上发达国家都极为重视承载构件的疲劳研究，并开展了疲劳评定、疲劳寿命评估和疲劳强度设计、断裂力学等研究工作。我国铁路近几年也加大了对车辆结构疲劳强度的研究，铁道部提出“先进、成熟、经济、适用、可靠”的十字方针来实现铁路的跨越式发展。其中，特别提出了“可靠”，而保证铁路客车安全可靠运行的前提就是客车上的零部件要满足疲劳强度要求。客车转向架承担着来自车体的重量和轨道的振动，在运行过程中各部位所承受的应力是一个连续的随机过程。目前，我国铁路客车转向架设计主要采用静强度的设计方法，疲劳设计尚无完善的规范，疲劳强度只能通过实验室试验进行验证。客车转向架构架已经由铸钢件转变为钢板焊接件，提高了结构的疲劳强度。在焊接结构的构件中，焊缝处是应力集中区，对构件的疲劳强度影响最大。本文以几个典型事故为例来分析焊接结构和焊缝质量对构件疲劳强度的影响，并提出提高疲劳强度的方法和措施。 2影响疲劳强度的因素
Y25型转向架构架结构强度和疲劳分析
Y25型转向架构架结构强度和疲劳分析Y25型转向架构架结构强度和疲劳分析概述：随着铁路交通运输的发展，高速列车对转向架的要求越来越高。
本文将对Y25型转向架的结构强度和疲劳进行分析，以期为高速列车转向架的设计和改进提供指导。
一、转向架结构强度分析1. 架构设计Y25型转向架的架构设计围绕着提高结构强度展开。
采用了截面尺寸大、材料性能好的钢材，通过合理的梁柱布置确定主轴和副轴的力学特性。
通过对结构的受力分析和计算，确保转向架在列车运行过程中能够承受各种力的作用。
2. 受力分析转向架在使用过程中，受到了多方面的力作用，包括垂向荷载、弯矩和剪力等。
对于垂向荷载，主要是来自列车荷载的传递和集中荷载的作用。
对于弯矩和剪力，来自于曲线行驶时车轮的侧向力以及交流电动机产生的冲击力。
通过受力分析，确定了转向架在各种条件下的最大受力情况。
3. 结构强度计算根据受力分析的结果，进行结构强度计算。
采用有限元方法，将转向架的结构分为若干个小单元，在每个小单元中进行应力和应变的计算。
通过应力云图的分析，了解到转向架中的应力分布情况，并确定了各个关键部位的强度和刚度。
二、转向架疲劳分析1. 疲劳寿命预测疲劳是导致转向架失效的主要原因之一，因此对于转向架的疲劳寿命进行分析非常重要。
通过疲劳试验和数值模拟相结合的方法，预测转向架在长时间使用过程中的疲劳寿命。
根据材料的疲劳性能和实际应力情况，建立疲劳寿命模型，预测转向架在预定使用条件下的寿命。
2. 疲劳裂纹扩展在转向架的使用过程中，可能会出现疲劳裂纹，如果不及时处理，裂纹将进一步扩展，导致转向架的失效。
通过对转向架材料的断裂韧性和裂纹扩展速率进行研究，可以预测裂纹扩展的情况。
根据研究结果，采取相应的措施，延长转向架的使用寿命。
3. 疲劳寿命评估根据疲劳寿命预测和裂纹扩展情况，对转向架的疲劳寿命进行评估。
通过评估结果，确定转向架的使用寿命和更换周期，为转向架维修保养提供依据。
结论：Y25型转向架的结构强度和疲劳分析对于高速列车的安全运行非常重要。
高速列车轴箱定位橡胶关节动态响应与疲劳寿命的有限元分析
高速列车轴箱定位橡胶关节动态响应与疲劳寿命的有限元分析摘要：根据高速列车轴箱定位橡胶关节几何尺寸和实际载荷工况，通过有限元软件MSC.Patran建立其有限元模型。
选用与实验数据相吻合的Ogden模型模拟橡胶材料的力学特性，利用MSC.Marc软件，对高速列车在典型的11种工况下的橡胶关节进行了数值分析，得到了相应的位移和应力分布规律与峰值位移和应力的动态响应曲线。
进一步利用MSC.Fatigue软件对橡胶关节进行了疲劳分析，得到橡胶关节的橡胶部件是疲劳破坏根源，疲劳破坏的位置在橡胶关节外套开口处的橡胶部分、橡胶两端的转角处以及橡胶两端的凹槽内。
最后针对某正在设计修建的高速铁路的实际路况建立了相应的力学模型，基于本文提出的动态响应与疲劳寿命分析方法对橡胶关节在实际工况下的整体疲劳寿命进行了数值计算，得到了在实际线路上高速列车橡胶关节的疲劳寿命。
关键字：橡胶关节；瞬态响应；疲劳分析The FEM Analysis of Dynamic Response and Life PredictionOf The Locating Node Device Of The Bogie For High-Speed TrainsLiu shengchuan1 ZENG Xiangguo1 Huang Guangsu 2 Liaoyi 11.College of Architecture &Environment, Sichuan University, Chengdu, 610065, China2.College of Polymer Science &Engineering, Sichuan University, Chengdu, 610065, China；Abstract：A Finite Element Model was built based on the real size of the rubber joint by MSC. Patran。
铁路货车知识
铁路货车知识货物运输是铁路运输的重要组成部分，把铁路上用于载运货物的车辆统称为铁路货车。
按其用途不同，可分为通用货车和专用货车。
主要类型有棚车、敞车、罐车、平板车等。
目前，中国铁路的年货物发送量居世界第一位，达20亿吨。
可运送煤矿、谷物、液体、家畜、武器弹药、毒品、水泥、各种大型货物、各种物资等。
可见，货物运输在铁路运输中是非常重要的一部分。
铁路货车简介铁路货车按其用途不同，可分为通用货车和专用货车和特种货车。
通用货车是装运普通货物的车辆，货物类型多不固定，也无特殊要求。
铁路货车中这类货车占的比重较大，有敞车（C）、棚车（P）、平车（N）、罐车（G）等几种。
专用货车一般指只运送一种或很少几种货物的车辆。
用途比较单一,大多以通用货车样式制造，同一种车辆要求装载的货物重量或外形尺寸比较统一。
有时在铁路上的运营方式也比较特别,如固定编组、专列运行。
专用货车一般有冷藏车（B）、矿石车（K）、水泥车（U）、活鱼车（H）、长大货物车（D）等。
特种货车是指具有特殊用途的货车车辆。
有救援车、检衡车、发电车、除雪车等。
铁路货车还可按轨距不同分为准轨车、宽轨车和窄轨车；按产权所属关系分为；按车辆具有的轴数分为四轴车、六轴车和多轴车；按制作材料分为钢骨车和全钢车等。
铁路货车由于不同的目的、用途及运用条件，形成了许多类型，但其构造基本相同，大体均由五部分构成：车体、走行部、车钩缓冲装置、制动装置、车辆内部设备：①车体：是容纳运输对象的地方，又是安装与连接其他组成部分的基础，一般由底架及墙体组成，底架是车体的基础，由各种纵向梁、横向梁、辅助梁及地板组成。
②走行部：是承受车辆自重和载重并引导车辆沿轨道行驶的部分。
走行部大多采用转向架结构形式，以保证车辆运行质量。
③车钩缓冲装置：由车钩及缓冲器等部件组成，装成车底架两端，其作用是将机车车辆连挂到一起，并传递纵向牵引力和冲击力，缓和机车车辆间的动力作用。
④制动装置：是保证列车安全运行的最重要部分，使高速运行中的车辆能于规定距离内停车或减速。
《铁道货车通用技术条件》GB
《铁道货车通用技术条件》GB第一篇：《铁道货车通用技术条件》GB铁道货车通用技术条件GB/T5600-2006铁道货车通用技术条件General technical specification for railway freight car目次前言引言范围规范性引用文件一般要求材料要求制造要求涂装与标记各车种要求附录A(规范性附录)通用敞、棚、平车技术要求附录B(规范性附录)专用货车技术要求附录C(规范性附录)罐车通用技术要求附录D(规范性附录)机械冷藏车通用技术要求前言本标准代替GB/T5600-1997《铁道货车通用技术条件》。
与前版标准相比，本标准的主要内容变化如下：——一般要求中，新增了结构、运用、安全性等方面的内容；——材料要求中，取消了各类铸件、锻件、焊丝、弹簧等的材质要求，新增耐大气腐蚀钢、不锈钢、铝合金、铸钢件、涂料及其他金属、非金属的材质要求；——车体制造要求、转向架、制动装置、车钩缓冲装置、落成要求、涂装标记等按现车结构和新标准进行了修订；——新增了附录A“通用敞、棚、平车技术要求”；——新增了附录B“专用货车技术要求”；——新增了附录C“罐车通用技术要求”；——新增了附录D“机械冷藏车通用技术要求”。
本标准规定了铁道货车的基本要求，铁道货车的检查与试验规则见GB/T5601《铁道货车检查与试验规则》。
本标准的附录A、附录B、附录C、附录D为规范性附录。
本标准由铁道部提出。
本标准由铁道部标准计量研究所归口。
本标准起草单位：铁道部标准计量研究所、齐齐哈尔铁路车辆(集团)有限责任公司、株洲车辆厂、四方车辆研究所、北京二七车辆厂、西安车辆厂、太原机车车辆厂、武昌车辆厂、眉山车辆厂。
本标准主要起草人；齐兵、孙琰、卢静、雷青平、朱森、孙明道、田葆栓、章薇、肖江石、朱秀琴、刘翀原、王宏。
本标准所代替标准的历次版本发布情况为：——GB/T5600-1985、GB/T5600-1997。
在铁道标准体系中，货车整车标准除GB/T5600《铁道货车通用技术条件》外，对不同类型的货车还制定有单项标准。