KZ4A型机车车轮强度计算和轮对模态分析
CRH2型动车组轮轨接触计算及车轮强度CAE分析
CRH2型动车组轮轨接触计算及车轮强度CAE分析
谢红太
【摘 要】为了分析计算CRH2型动车组在垂向静载荷作用下的车轮最大计算载荷,并确定轮轨接触斑的几何形状参数,利用SolidWorks软件模拟出车轮及静载下的轮轨接触有限元模型,并于Simulation中通过提取分割几何线的方法进行有限元图解分析.结果表明,垂向静载条件下车轮一周踏面横向位移呈三角函数曲线变化趋势,计算模拟仿真结果可用于横向稳定性计算、车轮动态横向响应曲线计算等,还可用于轨道几何参数和轮轨外形的合理选择.
【期刊名称】《宁夏工程技术》
【年(卷),期】2017(016)004
【总页数】4页(P344-347)
【关键词】SolidWorks;CRH2型动车组;轮轨接触;椭圆接触斑;有限元分析
【作 者】谢红太
【作者单位】兰州交通大学 机电工程学院,甘肃 兰州 730070;中国铁路西安局集团有限公司 西安动车段,陕西 西安 710016
【正文语种】中 文
【中图分类】U266
轮轨关系是轨道交通领域中一个最复杂、最棘手的问题，可定义为摩擦滚动接触相关问题，国内外学者在轮轨关系的研究实验上投入大量的资金与人力，但未有明确的定论，这与轮轨接触应力分析及车轮结构强度模拟仿真条件苛刻以及外界影响因素复杂繁多有关[1—3]。随着有限元技术的兴起，很多现实中投入资金量大、计算复杂的问题可利用有限元技术加以解决。SolidWorks Simulation有限元技术被广泛用于计算机辅助制造中。目前轨道交通领域中对重载下车轮辐板、踏面、轮缘表面应力变化情况及分布规律普遍采用寻找粘贴应变斑的方法来讨论[4—5]，整个实验分析过程极为复杂，同时也得不出定性结论，只是限定大范围内的描述性推测。鉴于此，本文利用SolidWorks公司推出的有限元分析模块Simulation对车轮的受力情况给出一种简化分析模型与应力分布表述。
1 轮轨接触分析
GKD_4型机车转向架的设计与动力学分析
陈清、罗斌贝,西南交通大学,610031四川省成都市王坤全,资阳内燃机车厂,641301四川省资阳市收稿日期:1998-09-24,修回日期:1998-11-20GKD4型机车转向架的设计与动力学分析陈清王坤全罗斌贝摘要:介绍了GKD4型机车转向架的设计思路,着重分析了该车在DF4型机车基础上的改进设计,研究了机车滚子摩擦旁承、二系横向阻尼、轮对自由间隙及轮对横向定位刚度等因素对机车动力学性能的影响。还介绍了机车动力学性能试验的情况。关键词:GKD4型内燃机车调车机车转向架设计动力学试验1前言GKD4型机车是资阳内燃机车厂在DF4型机车基础上新研制开发的一种大功率、大轴重电传动内燃调车机车。机车装车功率2430kW(3300马力),重量138~150t,最大速度100km/h,最小通过曲线半径100m,适用于5000~6000t重载列车的调车作业及普通列车的大小运转作业。为了使该车具有良好的动力学性能,尤其是曲线通过性能方面有较大的改善,通过类比分析及理论计算,确定了结构及参数,对机车转向架进行了改进。机车研制成功后,在干线及厂线上与DF4型机车进行了动力学性能对比试验。下面将分别介绍转向架的改进、机车动力学性能分析及动力学对比试验结果。2转向架的改进2.1滚子式摩擦旁承DF4系列机车均采用油浴式平面摩擦旁承,结构较为简单,但这种结构的机车用在多曲线地区,尤其是作为调车机车使用时,会使轮缘与轨头侧面磨耗加剧。为了改善机车的曲线通过性能,主要是动态曲线通过性能,GKD4型机车采用滚子式摩擦旁承,这种旁承上部仍采用DF4型机车的橡胶堆结构,并与上摩擦板相连,圆柱滚子由保持架定位,在上、下摩擦板间滚动,由机油润滑。这种结构使得车体与转向架的回转灵活,摩擦系数一般在0008~001之间,润滑不好时可达003。2.2轮对的横动量轮对的横动量包括自由横动量与弹性横动量,对于三轴转向架,其端轴横动量与中间轴差别很大,轮对横动量的问题对机车性能影响较大。按设计规定:DF4型机车端轴的轮对自由横动量为0,中间轴为12mm,端轴缓冲支承的弹性横动量为5mm,中间轴为0,各轴与构架的弹性横动量为8。DF4型机车采用新型轴箱轴承后,取消了轴端缓冲支承,端轴的轮对自由横动量为3mm,中间轴为10mm,各轴与构架的弹性横动量仍为8mm。为了减小端轴的横向动力作用,提高转向架的临界速度,机车设计中,端轴自由横动量有减小的趋势,DF7型机车即采用1mm。考虑到机车制造与运用的实际情况,对于GKD4型机车,端轴轮对自由横动量改为2mm,中间轴为8mm,各轴与构架的弹性横动量仍为8mm。2.3一系横向定位刚度一系横向定位刚度对机车的动力学性能有较大的影响。一般情况下,可采用较大的纵向定位刚度及中等的横向定位刚度。GKD4型机车的轮对纵向定位刚度仍和DF4型机车相同,而横向定位刚度参照DF4型机车端轴有无弹性支承的两种型式取为25kN/mm(每轴箱)。在DF4型机车端轴有弹性支承的定位方式中,橡胶堆的预压缩力约为2kN,压缩5mm时的弹性力约为11kN。轮对横动量在5~13mm时,定位刚度约为383kN/mm。对于装用新型轴箱轴承的DF4型机车,自由横动量为3mm,弹性横动量为8mm,定位刚度仍为383kN/mm。1999年6月内燃机车第6期(总第304期)2.4磨耗型踏面常用的锥形踏面接触应力高、磨耗快,逐渐变为磨耗形踏面,并在运用中较长时间地保持其形状,为了适应这一特点,有不少机车从一开始就将踏面旋成凹型的磨耗型踏面。车轮踏面形式对机车直线运行的稳定性与曲线通过性能有较大的影响,一般情况下这两种性能又是矛盾的,采用磨耗型踏面能改善机车的曲线通过性能,但会对机车的蛇行稳定性产生不利影响,因此必须选用合理的轮对定位参数、车体与转向架的横向连接刚度,必要时可采用抗蛇形减振器等,以提高机车的运行稳定性。2.5二系横向阻尼对于DF4型机车,其二系阻尼作用是由摩擦旁承及橡胶堆提供的,GKD4型机车的二系滚子旁承须配以横向阻尼器,才能保证机车的动力学性能,阻尼系数的选取须综合考虑对机车动力学性能的影响。3机车动力学性能分析GKD4型机车转向架在DF4型机车的基础上做了一些改动,以满足调车机车的要求,同时还需满足干线机车的要求。下面将从机车横向稳定性、垂向平稳性、横向平稳性及曲线通过性能等方面进行分析。3.1机车非线性稳定性在非线性稳定性数学模型中,考虑了轮轨接触几何关系、蠕滑力、一系悬挂及二系回转摩擦阻尼等非线性因素。考虑二系滚子旁承回转时的摩擦系数可能的范围0008~003,并取二系横向阻尼系数为60kNs/m,计算结果如表1所示。表1不同摩擦系数下机车非线性临界速度二系摩擦系数0.0080.010.0150.0200.0250.030临界速度(km/h)120130140190150130由表1可见,在二系横向阻尼系数为60kNs/m的情况下,在二系摩擦系数可能的变化范围内,机车临界速度均大于120km/h,机车的横向稳定性满足设计要求。由计算结果还可以看到:二系摩擦系数对机车临界速度有较大的影响,但这种影响不是线性的,过大或过小的摩擦系数都会导致临界速度的降低,适中的摩擦系数使得机车具有较高的临界速度。相比之下,GKD4型机车的滚子摩擦旁承比平面摩擦旁承的摩擦系数更稳定些,机车临界速度更容易保证。二系横向阻尼对机车临界速度有一定的影响,表2为二系摩擦系数取0008的条件下,二系横向阻尼对机车临界速度的影响。因此二系横向阻尼宜小于80kNs/m,以保证机车临界速度满足设计要求。表2不同二系横向阻尼下的机车临界速度阻尼(kNs/m)304050607080临界速度(km/h)1301301201201201203.2机车非线性平稳性在机车非线性平稳性分析模型中,采用等效线性化原理,将一些非线性因素进行处理。计算中借用美国轨道谱,其轨道共分为六级,六级为状态最好。由表3可见,即使在较差的线路上,机车在最高速度100km/h时,垂向平稳性指标仍可达到优或良,表明机车垂向悬挂系统的设计是可行的。表3GKD4型机车司机室垂向平稳性指标的计算值垂向阻尼(kNs/m)线路等级速度(km/h)253545556580100602级1.621.772.022.362.532.682.95603级1.481.621.852.152.322.452.70由表4可见,二系横向阻尼对于司机室的横向平稳性指标影响很大,如果不装阻尼器,即使在较好的线路上,机车的横向平稳性也达不到良好等级。采用适当的二系横向阻尼后,机车横向平稳性指标可达优良等级。表4GKD4型机车司机室横向平稳性指标的计算值横向阻尼(kNs/m)线路等级速度(km/h)253545556580100604级1.411.601.842.102.272.402.48605级1.301.471.681.922.082.202.2704级1.942.002.272.753.043.253.3905级1.771.792.082.512.782.973.10由表5可见,二系横向阻尼对于改善机车横向平稳性是必要的,但并不是越大越好,综合机车的稳定性及平稳性对二系横向阻尼的要求,二系横向阻尼系数取60kNs/m较为合适。表5二系横向阻尼对横向平稳性及加速度的影响阻尼(kNs/m)01020406080100平稳性指标3.662.992.592.392.342.332.35最大加速度4.062.191.461.161.081.051.0711第6期(总第304期)陈清等:GKD4型机车转向架的设计与动力学分析3.3机车非线性动态曲线通过在进行机车非线性稳态曲线通过计算时,考虑了系统的多种非线性因素,还考虑了曲线的超高及加宽。表6为机车以50km/h速度,欠超高94mm,通过200m半径曲线,具有代表性的第一轮对动态最大值计算结果,在二系摩擦系数可能的范围内,各轮对的外轮横向力均小于轨道侧向强度所要求的横向力限定值085(10+9812369/3)=7435kN。各轮对的脱轨系数均小于05,远低于防止脱轨稳定性评定标准第二限度10的要求。表6GKD4型机车动态曲线通过计算结果二系摩擦系数外轮横向力(kN)冲角(度)轮重减载率脱轨系数0.0170.260.8960.2930.4940.0268.950.9060.2990.4910.0369.420.9110.3060.4974动力学对比试验为了对GKD4型机车的动力学性能有更全面的了解,以DF4型机车为对比车,分别在正线上进行了机车运行平稳性测试,在厂线上进行了机车曲线通过性能测试。4.1机车运行平稳性的试验由于线路条件的限制,机车最高试验速度为67km/h,表7列出了两种机车在25~65km/h范围内的垂向平稳性指标,从中可见,两种机车的垂向平稳性指标接近。表7两种机车的垂向平稳性指标试验结果速度(km/h)254050556065GKD4型机车1.872.322.422.282.362.48DF4型机车1.982.242.172.072.332.59试验中,GKD4型机车未装二系横向减振器,由表8可见,两种机车的横向平稳性指标接近。表8两种机车的横向平稳性指标试验结果速度(km/h)254050556065GKD4型机车2.222.282.382.412.562.57DF4型机车2.112.472.472.462.512.564.2机车曲线通过性能试验对比表9、表10所列两种机车的最大构架力测试结果可见,在小半径曲线上(道岔及200m半径),GKD4型机车的构架力约比DF4型机车小一半,而在380m半径上,前者也比后者小。对于DF4型机车,有时会出现4轴构架力比1轴大的情况。表9GKD4型机车曲线通过的最大构架力测试结果(kN)速度(km/h)道岔200m半径380m半径1轴4轴1轴4轴1轴4轴2026.114.726.918.319.517.82536.536.915.814.53033.232.326.221.9表10DF4型机车曲线通过时最大构架力的测试结果(kN)速度(km/h)道岔200m半径380m半径1轴4轴1轴4轴1轴4轴2047.839.621.443.02559.053.922.829.43030.028.13570.856.84093.078.958.446.6从试验结果看,DF4型机车的构架力偏大,这可能和二系摩擦旁承润滑不好有关。此外,由于试验重复次数少,试验结果仅供参考。5结论与建议通过以上分析,可以看出GKD4型机车转向架的设计是合理的
高速列车动力学指标计算
1.轮重减载率
轮重减载率=LRLRQQQQ，单个轮对的左右轮的轮轨压力之差除以左右轮的轮轨压力之和。
规定应满足的减载率安全限定值为
表
1减载率界限值
指标 GB5599-85 95J01-L(M) 动态减载
减载率 危险限度 允许限度 60.0 90.0 65.0 60.0
根据国内外的实际情况提出建议动态减载90.0)/(dynPP。
以轮对4为例，计算wheel4的轮重减载率。
（1）进入General Plots 界面
计算完毕之后，进入后处理的General Plots 界面，如图1所示。
单击 General Plots
图1 进入General Plots 界面
（2）轮轨4左右轮的轮轨压力拖入到图形区
如图2所示，将轮对4左右轮的轮轨压力选中后拖动到中间的图形显示区域。
图2 轮轨4左右轮的轮轨压力拖入到图形区
（3）加入滤波器进行计算
1）计算LRQQ
如图3（a）所示，选中轮对4的左轮的轮轨压力，右键，单击Add Filter，弹出如图3（b）所示的2D Curve Filter对话框，单击Filter Type ，General->059->OK,此时双击“Value”，选择轮对4的右轮的轮轨压力，Accept->OK。此时可看到
(a)
(b)
(c)
图3 计算轮对4的LRQQ的全过程
2）计算-LRQQ
按照的同样的方法计算-LRQQ。此时Filter选择059号滤波器。
3）计算LRLRQQQQ
按照的同样的方法计算LRLRQQQQ。此时Filter选择061号滤波器。
4）查看计算结果
得到结果后，在图形界面窗口选中图形，鼠标右键，选择Properties，弹出Curve Properties对话框，单击Info，则可以查看轮重减载率的最大值和最小值。
图4 查看计算结果
2.临界速度 给定一段有限长的实际轨道随机不平顺激扰样本函数，首先让列车运行在不平顺轨道上并激发其振动，然后，让列车运行在理想光滑轨道上，通过观察系统的振动能否衰减到平衡位置，来判断系统是否出现蛇行失稳。
轨道强度计算
轨道强度计算
在英、美也称轨道应力。将轨道作为一个工程构筑物,运用力学理论进行分析和计算的方法。通过计算,保证轨道具有必要的承载能力。它对轨道各部件的设计起指导作用,并为轨道建筑标准（即轨道类型）的划分,部件的合理配套提供理论依据。
轨道承受的作用力 轨道承受列车的各种垂直压力、横向水平力、纵向水平力。①垂直压力主要来自车轮的静重（静荷载）。在列车运行时，由于机车车辆的振动，轨道和车轮的不平顺，以及蒸汽机车动轮和主动轮构件的作用，除静荷载外，在垂直方向，轨道还承受许多额外的附加力。所有这些附加力连同静荷载一起，称为垂直动荷载。②横向水平力主要是由机车车辆摇摆及作蛇行运动以及它们通过曲线时向外推动而产生的。③纵向水平力主要包括机车加速、制动时的纵向水平分力，在长大坡道上机车车辆重量的纵向水平分力，以及因钢轨的温度变化而产生的温度力。
计算方法 静力计算 按照对基础假设的不同，静力计算分为：连续点支承梁的计算和连续基础梁的计算。在连续点支承梁的计算法中，把钢轨视为一根支承在许多弹性支点上的无限长梁。弹性支点的沉落值假定与它所受的压力成正比(图1a)。运用力学理论，任一截面处的钢轨弯矩、压力和挠度都可求得。如果有许多荷载同时作用于钢轨上，可先分别计算每个荷载对轨道所产生的作用，然后叠加起来。如需求最大数值时，可选择几个较重的车轮分别置于计算截面上，按照机车车轮的排列进行计算比较求得。在连续基础梁的计算法中，则把钢轨视为一根支承在连续弹性基础上的无限长梁(图1b)。同样,用力学理论,可求出钢轨任一截面的弯矩、压力和挠度。与连续点支承梁方法相比，计算结果相差不多。但在基础刚度较大时，两种计算结果相差可达10％左右。
轨道强度计算
动力计算 一直沿用等效静荷载法，即考虑到列车动力作用而把轨道所承受的静荷载适当加大。动荷载的确定有两种方法:①力素分析法。对轨道所承受的各种力素进行分析,对每一种力素乘以不同的系数,再以概率理论将其组合起来,以求得可能发生的最大动荷载。②速度系数法。把静荷载乘以速度系数α,得出换算的动荷载。计算速度系数的公式,各国不同,如美国采用α＝1+v/120，式中速度 v以英里/时计；对速度 v小于100公里/时,联邦德国采用α＝1+v2/30000。中国1979年颁布的《铁路轨道强度计算法》规定：在蒸汽牵引,列车速度在120公里/时以下时，计算轨底弯曲应力,用 α＝1+8v/1000,式中v为行车速度，以公里/时计；计算轨道下沉的轨下基础各部件的荷载及应力，则用α＝1+6v/1000。力素分析法在理论上似较速度系数法严密，但实际上各种力素变化多端，情况极为复杂，计算结果的可靠度不大，且计算十分繁琐，使用不便，不如速度系数法简单易行。到80年代除苏联外，世界各国大多采用速度系数法。
车轮螺栓受力分析
车轮螺栓、螺母受力分析
汽车行驶时， 汽车车轮承受汽车的重力、 行驶中的滚动阻力， 以及转弯时或
在倾斜路面上产生的侧向力，汽车制动时还受到路面的制动力，随着车轮转动，
路面对车轮产生的冲击力。 相应地车轮螺栓、 螺母也承受这些力， 这些力构成车
轮螺栓、螺母的交变循环应力。
一、 车轮螺栓、螺母受力分析简图
1、 车轮螺栓受力分析图
下图为汽车车轮螺栓的受力情况。
图中： G — 后轴负荷（重力）通过轮毂作用于车轮螺栓上的力；
N — 地面反力通过轮辋作用于车轮螺栓上的力；
FM1 — 杯形螺母拧紧时产生的对车轮螺栓的拉力（预紧力） ；
FX — 转向或侧倾时产生的侧向横力；
FM — 紧固螺母对 FM1的反作用力；
FM2 — 紧固螺母对 FX 的反作用力；
FW — 汽车牵引力作用于车轮螺栓上的力；
FS — 汽车行驶阻力；
FZ — 汽车制动时产生的制动力；
FG — 轮毂对 FZ 的作用反力。
其中， G=N， FX= F M2，FM1= F M，FW= F S，FZ= F G
2、 车轮螺母受力分析简图
下图为汽车车轮杯形螺母的受力情况。车轮球面螺母受力情况较为简单，略。
图中： G — 后轴负荷（重力）通过轮轮螺栓作用于车轮螺母上的力；
N — 地面反力通过轮辋作用于车轮螺母上的力；
FM1 — 轮辋对车轮螺母的推力（预紧力） ；
FX — 转向或侧倾时产生的侧向力；
FM — 紧固螺母对 FM1的反作用力；
FM2 — 车轮螺栓对 FX 的反作用力；
FW — 汽车牵引力作用于车轮螺母上的力；
FS — 汽车行驶阻力；
FZ — 汽车制动时产生的制动力；
FG — 通过轮毂传到螺母对 FZ 的作用反力。
其中， G=N， FX= F M2，FM1= F M，FW= F S，FZ= F G
二、 车轮螺栓、螺母受力情况分析
（一）平行于车轮平面受力情况
南京浦镇A型地铁车辆simpack动力学计算建模手册
南京浦镇A型地铁车辆动力学计算
SIMPACK建模记录
1创建文件
主窗口>>File>>Open File，弹出文件选择窗口。
选择合适的文件目录，点击New，输入文件名，OK。
主菜单>>Model Setup，弹出建模窗口，同时创建了基本模型，该基本模型包括一个坐标参考系（Isys），一个刚体（Body）和一个运动副（joint）。
2设置环境
2.1设置重力
建模窗口>>Globals>>Gravity，弹出重力设置窗口。
将重力设置为Z方向+9.81，OK。 2.2设置视图
建模窗口>>View>>View Setup，弹出视图设置窗口。
选择【Standard Views】中的【wheel/Rail: Perspective view】，OK。
3创建第1个轮对
3.1创建轮对刚体
建模窗口>>Element>>Bodies，弹出刚体元件窗口。
将Body1重命名为Wheelset1。
双击Wheelset1，弹出刚体参数设置窗口。
设置轮对的参数：轮对的质量为1654kg，轮对的摇头转动惯量为726 kg.m.m。
3.2创建轮对的外形
选择【3D Geometry】，弹出刚体外形设置窗口。
双击$P_Wheelset1_Cuboid，出现设置外形参数窗口。
设置车轴外形参数，见上图，OK。
回到刚体外形设置窗口，OK。
回到刚体设置窗口，OK。
4创建轮对的运动副和轮轨接触
4.1创建轮对的运动副
>>Elements>>Joints，出现运动副窗口，双击$J_Wheelset1，出现运动副设置窗口。
选择07号运动副，设置初始状态。
4.2创建轮轨接触
选择【Generate/Update Wheel-Rail Elements of Joint】，出现轮轨接触窗口。
选择OK，回到运动副设置窗口。
点击【Assemble System】，OK，完成车轮及轮轨接触运动副设置。
单轴和多轴疲劳准则下的车轮疲劳强度分析
第３７卷第２期 ２０１６年４月 大连交通大学学报 ＪＯＵＲＮＡＬ ＯＦ ＤＡＬＩＡＮ ＪＩＡＯＴＯＮＧ ＵＮＩＶＥＲＳＩＴＹ Ｖｏ１．３７ Ｎｏ．２ Ａｐｒ．２０１６
文章编号：１６７３－９５９０（２０１６）０２—００４７—０６
单轴和多轴疲劳准则下的车轮疲劳强度分析
王悦东，盛杰琼 （大连交通大学交通运输工程学院，２－７大连１１６０２８）采
摘要：为了分析城际动车组车轮的疲劳强度，首先建立城际动车组车轮的有限元模型，依据国际铁路 联盟的ＵＩＣ５１０—５标准以及欧洲的ＥＮ标准模拟车轮在直线、曲线和道岔工况下的应力；并依据车轮的 单轴疲劳准则Ｈａｉｇｈ形式的Ｇｏｏｄｍａｎ曲线图分析评估城际动车组车轮的疲劳强度，以及利用多轴疲劳 准则Ｃｒｏｓｓｌａｎｄ曲线来评估辐板孔的疲劳强度．结果表明，城际动车组车轮能满足静强度和疲劳强度性 能要求．疲劳强度的薄弱部位是垂直或者平行于车轮半径的辐板孔的孔边缘中间位置或中间位置连线 上的点，以及辐板与轮毂过渡部位． 关键词：车轮；辐板孔；有限元；疲劳强度；疲劳准则 文献标识码：Ａ
０ 引言
车轮是保证列车运行安全的重要部件之一，
其工况比较复杂，由于机车车辆通过曲线、道岔导 致车轮承载工况恶劣，其疲劳强度方面的问题日
益凸显，车轮失效的主要形式是疲劳断裂．其中车 轮辐板孔裂纹问题对车轮的疲劳强度有很大的影 响，因此依据国际标准对车轮进行强度分析与评 估具有重要的意义¨Ｊ． 目前，我国尚未制定城市轨道车辆车轮的国
家标准，主要采用国际铁路联盟组织的ＵＩＣ５１０— ５＿２ 和欧洲联盟标准ＢＳ ＥＮ１３９７９—１ ｌ３ Ｊ，两种标准
基本相同，规定了车轮静强度和疲劳强度要求及 校核方法，美国ＡＡＲ标准Ｓ ６６０—８３《机车和货车
车轮设计分析评定办法》 通过比较不同车轮设 计的应力分析结果和基础数据，来对车轮进行评
定．这一规范仅给出了车轮静强度分析及评定标 准．李树林、石启龙等 利用ＵＩＣ５１０—５标准对 ＣＲＨ３型车轮进行疲劳强度分析，计算３种工况
轮对基础知识
LY系列轮对故障动态检测系统 第1页
第一章 轮对基础知识
1.1轮对的作用及组成
轮对是转向架主要部件之一。它的功能是最终承受车辆的自重与载重，并通过轮对在钢
轨上滚动完成车辆的运行。它的运用条件十分恶劣，经常发生擦伤、剥离、掉块、热裂和疲
劳损坏等情况。其性能的好坏，对行车安全具有十分重大的影响。
轮对是由一根车轴和两个相同的车轮组成，如图1-1所示，在轮轴接合部位采用过盈配
合，使两者牢固地结合在一起，为保证安全，绝不允许有任何松动现象发生。
图1-1 轮对的构成
1—车轴 ； 2—车轮
我国铁路车辆上主要采用的是碾钢整体车轮，简称碾钢轮，以碾钢轮为例，车轮各部
分的名称及作用如图1-2所示。
（1）踏面：车轮与钢轨面相接触的外圆周面，具有一定的斜度。踏面与轨面在一定的
摩擦力下完成滚动运行。
（2）轮缘：车轮内侧面的径向圆周突起部分，称为轮缘。其作用是防止轮对脱轨，保
证车辆在直线和曲线上安全运行。
（3）轮辋：车轮具有完整踏面的径向厚度部分，以保证踏面内具有足够的强度，同时
也便于加修踏面。
（4）轮毂：车轮中心圆周部分，固定在车轴轮座上，是整个车轮结构的主干与支承。
（5）轮毂孔：用于车轴的安装，该孔与车轴轮座部分直接固结在一起。
（6）轮辐板：连接轮辋与轮毂的部分，呈板状者称为辐板，辐板呈曲面状，使车轮具 LY系列轮对故障动态检测系统 第2页
有一定弹性，使力在传递时较为缓和。
（7）辐板孔：为了便于加工和吊装轮对而设置，每个车轮上有两个辐板孔。由于在辐
板孔周围容易产生裂纹，同时还影响车轮的平衡性能，因此在S形辐板的车轮上已取消辐
板孔。
图1-2 整体轮的各部分组成
1— 踏面 2—轮缘 3—轮辋 4—轮毂 5—轮毂孔 6—辐板 7—辐板孔
1.2车轮的类型和轮对型号
1.2.1车轮类型
车轮按其构造可以分为带箍车轮和整体车轮，带箍车轮在我国铁道车辆上已经被整体车
轮所取代。车轮按其材质可以分为碾钢车轮和铸钢车轮。碾钢轮最大的优点是强度高，韧性
铁道车辆车轮强度设计方法探讨
342021
铁道车辆车轮强度设计方法探讨
李晟铭
（江苏省苏州市轨道交通集团有限公司运营分公司，江苏 苏州 215031）
摘要：如今，在我国交通事业不断发展的背景下，铁道车辆车轮强度设计方法越来越多，为了保证其运行的稳定性，对车轴
强度的计算方法和可靠性设计等原理和内容进行了综合性分析。我国在没有规定车轴强度设计计算方法前，可以应用和借鉴其他
国家的计算方式，对铁道车辆车轮强度进行合理化设计。
关键词：铁道车辆；车轮强度；设计方法；探讨
DOI: 10.12184/wspcyycx2WSP2516-415514.20210502
虽然铁道车辆车轮强度设计方案得到了完善，但是
目前我国还没有车轮强度的设计计算标准，如果不对其
进行创新和合计，会对动轮车轮强度的载荷工况带来影
响。基于此，本文在铁道车辆车轮强度的静应力和当量
疲劳应力出发，对其中的计算方法进行了完善和分析，
主要依据其中的实验数据，完善了铁道车辆车轮强度设
计的方案。
一、铁道车辆车轮强度设计方式的研究进展
可以说铁道车辆车轮强度设计和计算工作是车轮设
计工作中的主要内容。但是，在实际的发展中，受到一
些客观因素的影响，我国并有可以遵循的车轮强度评定
标准，在对车轮强度进行计算时，一般都会参照国外的
标准进行， 严重影响了设计和计算的准确性。因此，为
了在新时代背景下统一国内车轮设计评定方法， 需要对
铁道车辆车轮强度设计方法进行分析，优化其评定流程，
进而保障我国车轮评定方法的有效性。（一）国外车轮强度的评定标准
在对国外车轮强度的计算方式进行分析时，发现其
标准比较完善，主要按照《整体车轮技术认可》中的内
容，对铁道车辆车轮强度设计方法进行了进一步地完善
和更新。在国外的标准中，还综合考虑了热负荷和机械
负荷等多方面的内容。此标准主要采用比较法，也就是
对采用新设计车轮和运行的车轮应力应用结果进行分析，
然后合理应用比较方式对其进行评定[1]。
在标准中所设置的载荷工况是非常恶劣的，不能对
KZ4A型机车转向架轴重增加后的设计改进
第２９卷第５期 ２００６年９月２０日 电力机车与城轨车辆 Ｅ ｅｃｔｒｉｃ Ｌｏｃｏｍｏｔｉｖｅｓ＆Ｍａｓｓ Ｔｒａｎｓｉｔ Ｖｅｈｉｃｌｅｓ Ｖｏ１．２９ Ｎｏ．５ Ｓｅｐ．２０ｔｈ，２００６
・设计改进・
ＫＺ４Ａ型机车转向架轴重增加后的设计改进
陈清明 ，张红军ｚ，罗赞ｚ，张开林ｚ
（１．中国南车集团株洲电力机车有限公司，湖南株洲４１２００１；２．西南交通大学机车车辆研究所，四川成都６１００３１）
摘要：借鉴国内外２００ ｋｍ／ｈ等级机车轴重设计经验，通过对机车动力学性能的分析和对转向架主要部件的疲劳强 度校核等，提出了ＫＺ４Ａ型机车转向架轴重增加后的设计改进措施。 关键词：机车；轴重；动力学；弹簧；制动；强度计算 中图分类号：Ｕ２６０．３３１ 文献标识码：Ａ 文章编号：１６７２—１ １８７（２００６）０５—００２１－０４
Ｉｍｐｒｏｖｅｍｅｎｔ ｏｆ ｔｙｐｅ ＫＺ４Ａ ｌｏｃｏｍｏｔｉｖｅ Ｓ ｂｏｇｉｅ ｗｉｔｈ ａｘｌｅ－ｌｏａｄ ｉｎｃｒｅａｓｅｄ
ＣＨＥＮ Ｑｉｎｇ－ｍｉｎｇ ，ＺＨＡＮＧ Ｈｏｎｇ－ｊｕｎ ，ＬＵＯ Ｙｕｎ ，ＺＨＡＮＧ Ｋａｉ－ｌｉｎ
（１．ＣＳＲ Ｚｈｕｚｈｏｕ Ｅｌｅｃｔｒｉｃ Ｉ＿ｏｃｏｍｏｔｉｖｅ Ｃｏ．，Ｌｔｄ．，Ｚｈｕｚｈｏｕ ４１２００１，Ｃｈｉｎａ；２．ＳｏｕｔｈｗｅｓｔＪｉａｏｔｏｎｇ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ．Ｃｈｅｎｇｄｕ ６１００３１，Ｃｈｉｎａ）
Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｒｅｆｅｒｅｎｃｅ ｔｏ ｔｈｅ ｏｔｈｅｒ ｃｏｕｎｔｒｙ。Ｓ ｅｘｐｅｒｉｅｎｃｅ ｉｎ ｄｅｓｉｇｎ ｔｈｅ ａｘｌｅ—ｌｏａｄ ｏｆ ｔｈｅ ｌｏｃｏｍｏｔｉｖｅ ｗｉｔｈ ｓｅｒｖｉｃｅ ｓｐｅｅｄ ｏｆ ２００ ｋｍ／ｈ， ｂａｓｉｎｇ ｏｎ ｄｙｎａｍｉｃｓ ｐｅｒｆｏｒｍａｎｃｅ ａｎａｌｙｓｉｓ ｏｆ ｔｈｅ ｌｏｃｏｍｏｔｉｖｅ ａｎｄ ｆａｔｉｇｕｅ ｓｔｒｅｎｇｔｈ ａｎａｌｙｓｉｓ ｏｆ ｔｈｅ ｍａｉｎ ｐａｒｔｓ ｏｆ ｔｈｅ ｂｏｇｉｅ，ｉｍｐｒｏｖｉｎｇ ｍｅａｓｕｒｅｓ ｏｆ ｔｈｅ ｔｙｐｅ ＫＺ４Ａ ｌｏｃｏｍｏｔｉｖｅ。Ｓ ｂｏｇｉｅ ａｒｅ ｐｕｔ ｆｏｒｗａｒｄ ａｆｔｅｒ ｔｈｅ ａｘｌｅ—ｌｏａｄ ｉｎｃｒｅａｓｅｄ． Ｋｅｙ ｗｏｒｄｓ：ｌｏｃｏｍｏｔｉｖｅ；ａｘｌｅ－ｌｏａｄ；ｄｙｎａｍｉｃｓ；ｓｐｒｉｎｇ；ｂｒａｋｅ；ｓｔｒｅｎｇｔｈ ｃａｌｃｕｌａｔｉｏｎ