TBT1335-1996铁道车辆强度设计及试验鉴定规范.pdf

TB TB 中华人民共和国铁道行业标准 中华人民共和国铁道行业标准 TB/T 13351996 TB/T 13351996 铁道车辆强度设计及试验鉴定规范 铁道车辆强度设计及试验鉴定规范 19961001 发布 19970401 实施 中华人民共和国铁道部 发布 中华人民共和国铁道部 发布 前 言 前 言 本标准是为取代原行业标准 TB 1335-78 铁道车辆强度设计及试验鉴定规范而制订。 自本标准实施之日起。同时代替 TB 1335-78。并且，所有与本标准相抵触的其它有关标准要求 均应以本标准为准。 对本标准实施前设计的车辆及其零部件，按原设计要求进行生产和鉴定。现代化改造时，可按 设计任务书要求进行生产和鉴定。 本标准的附录 A、附录 B、附录 C、附录 D、附录 E、附录 F 都是提示的附录。 本标准由中华人民共和国铁道部提出。 本标准由铁道部标准计量研究所负责起草并归口。 本标准参加起草单位：兰州铁道学院、上海铁道学院、长沙铁道学院、北方交通大学、铁道部 科学研究院、四方车辆研究所、齐齐哈尔车辆厂、西安车辆厂、株州车辆厂、眉山车辆厂、长春客 车厂、唐山机车车辆厂、浦镇车辆厂。 本标准主要起草人洪原山 周晓峰 成建民 张振淼 赵邦华 姚金山 田红旗 孟广浦 马玲 王新锐 本标准由铁道部标准计量研究所负责解释。 1 铁道车辆强度设计及试验鉴定规范 铁道车辆强度设计及试验鉴定规范 1. 范围 1. 范围 本标准规定了铁道车辆强度设计及试验鉴定要求。 本标准适用于鉴定标准轨距铁路上运用的新设计一般用途非动力车辆及其主要零部件的结构强 度。其中，客车构造速度不大于 200kmh；货车构造速度不大于 120kmh，列车牵引总重不大于 6 000t，运煤专线 10 000t 及其以上，轴重不大于 25t。 车辆结构有重大改变而影响强度时，应按新设计车辆处理。 专用车辆的强度设计，除特殊要求在设计任务书中加以载明外，均应符合本标准。 2. 引用标准 2. 引用标准 下列标准所包含的条文，通过在本标准中引用而构成为本标准的条文。在标准出版时，所示版 本均为有效。所有标准都会被修订，使用本标准的各方应探讨、使用下列标准最新版本的可能性。 GB 146.183 标准轨距铁路机车车辆限界 GB 1281491 铁道车辆用车轴型式与基本尺寸 GB 70088 碳素结构钢 GB 69988 优质碳素结构钢 技术条件 GB 159188 低合金结构钢 GB 210680 金属夏比(V 型缺口)冲击试验方法 GB 415984 金属低温夏比冲击试验方法 GB 297582 钢材力学及工艺性能试验取样规定 GB 122092 不锈钢棒 GB 319382 铝及铝合金热轧板 GBT 1281791 铁道客车 通用技术条件 GB 560085 铁道货车 通用技术条件 GB 639986 金属材料轴向等幅低循环疲劳试验方法 3. 总则 3. 总则 车辆结构强度设计的鉴定主要以试验和运用考验的资料为依据。同时，强度计算资料也应作为 鉴定分析的依据之一。 4. 车辆强度设计及计算的基本原则和一般方法 4. 车辆强度设计及计算的基本原则和一般方法 4.1. 基本原则 4.1.1. 设计车辆及其零部件时，应当保证承受运用载荷的各构件均具有必要的承载能力。同时， 应尽可能减小车辆及其部件的自重，并充分发挥结构整体承载能力。 2 4.1.2. 车辆设计应保证车辆在运用时，在各种载荷条件下，车体的自振频率不同于转向架的蛇行， 点头等振动频率，从而在整个运用速度范围内避免产生共振现象。 4.2. 一般方法 4.2.1. 车辆结构的承载能力，根据本标准所规定的各计算载荷及其组合的值，按以下指标进行评 价： 应力； 变形； 稳定性； 疲劳强度； 车体和走行部各主要承载构件以及重要设备和附件应进行应力计算。许用应力值参见第 9 章。 某些变形(挠度)过大会导致车辆或部件工作能力受损的构件，以及减振器、弹簧等器件，在设 计时必须作允许变形的计算。车体的允许变形值参见 8.3.3 和 8.3.5，其它零部件或器件的允许变 形值可根据设计任务书要求或实际需要确定。 根据 7.5.1 需要进行稳定性校核计算时，对于较为复杂结构，建议采用有限元分析方法。 疲劳强度计算建议作为辅助计算进行。 4.2.2. 计算复杂应力构件时，须求算当量应力(木材或其他各向导性材料包括聚合材料，不求算当 量应力)，此应力不得超过相应计算工况的许用应力。 当量应力按式(1)计算： ()()()2 13 2 32 2 21 5 . 0+= e （1） 式中： e 当量应力，MPa； i 主应力(i=1，2，3)，MPa。 4.2.3. 结构简单的车辆构件，其承载能力可用材料力学、弹性理论和结构力学的办法求算。 4.2.4. 复杂结构承载能力的计算，建议采用有限元分析方法。参见附录 C(提示的附录)。 4.2.5. 车辆初步结构方案设计建议参考附录 B(提示的附录)。 4.2.6. 车辆主要零部件疲劳强度评估参见附录 D(提示的附录)。 5. 主要设计数据 5. 主要设计数据 5.1. 外形尺寸 车辆外形尺寸应符合 GB 146.1 的要求。同时，应进行连挂车辆的几何曲线通过校核(可参照附 录 A 的方法进行校核)。 5.2. 车辆总重 车辆总重等于车辆自重、 载重及整备重量之和， 其最大值为轴数与轴重的乘积(轴重按 GB 12814 中表 1 取值)。设计时应考虑线路允许的最大轴重。 3 5.3. 重心高度 重心高度按式(2)计算： co ccii Z mm hmhm h + + = )( （2） 式中：车辆(或车体、转向架等)重心距轨面高，mm； Z h i h 车辆(或车体、转向架等)各部件重心距轨面高，mm； c h 所装货物重心距轨面高，mm； i m 车辆(或车体、转向架等)各部件的质量，t； o m 车辆(或车体、转向架等)质量，t； c m 所装货物的质量(计算转向架重心时，无此值)，t。 根据式(2)计算车辆重心高度时，棚车、敞车以及漏斗车按装载至上侧粱高度并取标记载重；平 车及客车按设计装载情况计算。 6. 车辆基本作用载荷(或力)及其组合 6. 车辆基本作用载荷(或力)及其组合 6.1. 垂向静载荷 6.1.1. 垂向静载荷包括自重、载重和整备重量。 6.1.2. 车体自重与转向架自重之和称为车辆自重。车体及转向架自重是本身结构以及附于其上的 所有固定设备的附件的重量之和。 6.1.3. 货车载重，一般货车取标记载重，载重假定为匀布。敞车必须设有排水措施，为考虑雨雪 增载对敞车车体结构强度的影响，取标记载重的 1.15 倍为载重。集中载重按设计任务书确定。 6.1.4. 客车载重包括旅客及其自带行李和乘务人员等的重量。 坐车的旅客人数分两种情况：长途客车按定员总数加 50超员计算，此时每一旅客及其自带行 李的重量之和取为 80kg；市郊客车按坐位总数及每平方米自由面积(坐者足部所占面积，其宽度自 坐位边缘起按 200mm 计)站立 7 人计算，此时每一旅客及其自带行李的重量取为 65kg。双层客车按 设计任务书中的要求确定。 卧车的旅客人数按定员计算，此时每一旅客及其自带行李的重量之和取为 90kg。 餐车就餐人数按定员计算，每人重量取为 65kg。 车内乘务人员按实际情况计算。 6.1.5. 整备重量(如水、冰、燃料和食品等)按照装满备足的情况考虑。 6.2. 垂向动载荷 6.2.1. 垂向动载荷由垂向静载荷乘以垂向动载荷系数而定。 垂向动荷系数按式(3)计算： 4 () fj dc bva f K i dy += 1 （3） 式中：垂向动荷系数； dy K fj车辆在垂向静载荷下的弹簧静挠度(对于变刚度弹簧，静挠度值为垂向静载荷与 相应载荷下的弹簧刚度之比)mm； v车辆的构造速度，kmh； b系数，取值为 O.05； d 系数，货车取值为 1.65，客车取值为 3.0； a系数，簧上部分(包括摇枕)取值为 1.50，簧下部分(轮对除外)取值为 3.50； c系数， 簧上部分(包括摇枕)取值为 0.427， 簧下部分(轮对除外)取值为 0.569。 具有二系弹簧的转向架构架，垂向动荷系数按式(4)计算： += j jy dysdyxdysdy f f KKKK)(（4） 式中：簧上部分的垂向动荷系数； dys K dyx K 簧下部分的垂向动荷系数； jy f 播枕弹簧静挠度，mm； jz f轴箱弹簧静挠度，mm； j f 转向架的弹簧静挠度(=)。 jy f jz f 垂向静载荷与垂向动载荷之和称为垂向总载荷。 6.2.2. 考虑转向架弹簧的强度时，弹簧最大垂向计算载荷按式(5)计算； maxmax fCP=（5） 式中：弹簧最大垂向计算载荷，kN； max P C弹簧刚度，kNmm； max f 最大计算挠度，mm.应满足式(6)； () dli Kff+=1 max （6） 式中：同式(3)； i f dl K 弹簧挠度裕量系数。 建议采用以下的挠度裕量系数值： 5 在弹簧装置中具有适当的减振装置时： 货车 0.7 dl K 保温车 0.6 dl K 客车 0.5 dl K 在弹簧装置中无减振装置，或减振阻力过小时： 货车 0.9 dl K 客车 0.6 dl K 6.3. 侧向力(包括离心惯性力和风力) 6.3.1. 如果在设计任务书中没有特殊规定离心惯性力，则客车按垂向静载荷的 10取值；货车按 垂向静载荷的 7.5取值。 在计算离心惯性力时，建议将车体和转向架分别加以考虑。在强度设计中，车体和转向架重心 高度按 5.3 进行计算，为简化计算，亦可假定转向架重心位于轮轴中心线同一高度上；车体重心距 轮轴中心线的垂向高度：客车为 1 600mm，货车为 1 800mm。 6.3.2. 风力按单位风压力乘以车体(或转向架)的侧向投影面积计算。风力的合力作用于投影面积 的形心上，单位风压力可取 540Pa。 6.3.3. 在计算或试验车体侧梁、枕梁以及侧墙的强度时，可不施加侧向力而以加大垂向载荷来考 虑侧向力的影响。垂向载荷增加数值：货车为垂向静裁荷的 10；客车为垂向静载荷的 12.5。 6.4. 斜对称载荷和扭转载荷 6.4.1. 斜对称载荷是一组作用在构架上，反对称于构架两对称轴的相互平衡的垂向力系，其值按 式(7)计算： + = 21 21 2 68. 2 CC CC LQ（7） 式中：斜对称载荷，N； Q 2 L 车轴两端轴颈中心之间的距离(见 GBT 12814 表 1)，m； 1 C 一个轴箱上轴箱弹簧组的总刚度，Nmm； 2 C 转向架抵抗斜对称载荷的刚度，Nmm； /1 2 =C； 位移量，mm。 此处为斜对称载荷=1 时，在构架上该载荷作用点沿力方向的位移。 QQ 6 6.4.2. 心盘支重式结构的车体不考虑斜对称载荷，但必须在下面第一工况中考虑 40kNm 的扭转 载荷。 6.5. 纵向力及主载荷的最大可能组合 6.5.1. 纵向力是指列车在各种运动状态时，车辆间所产生的压缩和拉伸的力。在计算和试验一般 客车强度时，仅按第一工况的载荷组合方式进行；货车必须按第一种工况和第二种工况的载荷组合 方式进行。 6.5.2. 第一工况 纵向拉伸力取：客车为 980kN。货车为 1 125kN；压缩力取：客车为 1 180kN，货车为 1 400kN。 该力分别沿车钩中心线作用于车辆两端的前、后从板座上。 这种力产生的应力与垂向总载荷、 侧向力、 扭转载荷等所产生的应力相加(装运散粒货物的车辆， 还应加上侧压力产生的应力)，其和不得大于第一工况的许用应力(见表 3)。 6.5.3. 第二工况 纵向压缩力取为 2 250kN，该力有二种作用方式：一是沿车钩中心线作用于车辆两端的后从板 座上；二是沿车钩中心线作用于车辆一端的后从板座上，而为车辆及其所载货物的惯性力所平衡。 货车的走行部分和车体构件，都必须考虑车体总重(车体静载重与车体自重之和)所产生的惯性 力的影响，该惯性力沿车体纵向作用在车体(包括货物)的重心处。其大小按式(8)计算： 车辆总重 车体总重 =2250 g N（8） 式中：车体总重产生的惯性力，kN。 g N 由这两种作用方式产生的应力分别与垂向静载荷产生的应力相加(装运散粒货物的车辆， 还应加 上侧压力产生的应力)，其和不得大于第二工况许用应力(见表 3)。 6.5.4. 计算重载货车和高速客车时，其第二工况最大纵向压缩力 Nx，允许依列车所用机车(或组) 的最大起动牵引力，按附录 F(提示的附录)所推荐的方法加以确定。 6.6. 车辆通过曲线时所受的力 车辆通过曲线时所受的力，根据车辆在曲线区段上运行时的转向架的力的平衡条件而定。 在计算上述载荷时，车轮与钢轨间的摩擦系数取为 0.25。 6.7. 制动时产生的力 6.7.1. 制动时产生的力包括制动系统中的力和制动时产生的惯性力。 6.7.1.1. 制动系统中的力根据制动缸活塞杆上作用的最大的力，并取杠杆装置的传动效率为 100 而定。此力在计算制动系统零件以及其他有关构件时，都应加以考虑。 6.7.1.2. 制动时产生的车辆纵向惯性力按加速度等于 0.25g 计算，此处 g 为重力加速度(=9.81m s 2)。 在一般情况下，制动时产生的惯性力和由于闸瓦摩擦而产生的最大制动力与其他动载荷不 7 是同时发生的，因此它们只与垂向静载荷一起作为另一种可能的组合加以考虑。但如所采用的 制动装置在制动初期就能产生很大的制动力，制动载荷应当和其他载荷同时考虑。 6.7.2. 车辆制动系统的贮风缸按内压力 600kPa 校核其强度。 6.8. 罐体压力 6.8.1. 罐体的内压力为所装液体的蒸发气体的压力、液力冲击时所产生的压力及所装液体自重引 起的静压力三部分之和。 6.8.2. 罐体内的蒸发气体压力依设计任务书规定的安全阀调整压力取值。 6.8.3. 液力冲击时产生的单位面积压力等于液体惯性力 Ng除以罐体端面的投影面积所得的商。 静强度计算及试验时，假定此压力的作用沿整个罐体是均匀的。冲击强度计算时，液力冲击所产生 压力的值取为按照线性规律由受冲击端板上的最大值衰减至另一个端板上为零。 Ng值可用 6.5.1 相应工况的纵向力值乘以载重与车辆总重的比而求得。 6.8.4. 在评价罐体作为壳体的稳定性时， 应考虑真空现象(当下部排卸或液体蒸气快速冷却及在进 气阀发生故障时，均可能出现这种现象)。 罐体承受负压(真空)时的计算值取为 0.05MPa。 6.9. 散装粒状货物的侧压力 6.9.1. 散装粒状货物的侧压力作用于垂直侧(端)墙之上，当进行第一工况强度考核时，仅考虑侧 墙压力。其单位面积上的压力按式(9)计算： () ()tgkkA AAkvHp vh vd = += 1 9810115 . 0 0 2 0 2 0 2 1 （9） 式中：侧墙单位面积上的压力，Pa； 1d p v散粒货物容重，tm3； H散粒货物实际装载高度(可根据标记载重、货物容重以及车体内长和内宽等确定)，m； v k 端墙上在重载车体重心高度处的垂向加速度与重力加速度的比值(一般可取 0.7)； h k 端墙上在重载车体重心高度处的纵向加速度与重力加速度的比值(一般可取 O.4)； 散粒货物的自然坡角(度)。 设计通用敞车时，按装运水洗煤取值=1，1t/m v 3, =25。 6.9.2. 当进行第二工况强度考核时，其侧墙单位面积上的压力按式(10)计算； 9810)(15 . 0 2 1 +=tgvHpd（10） 式中：、 1d p v 、H-同式（9） 。 端墙单位面积上的压力按式（11）计算： 8 9810)(1)(15 . 0 2 21 2 2132 +=HAAHAAAvHpd（11） LtgXKLhKaA vv / 1 +=； LKA v / 2 =； )2( 223 =XAXAA； tgKa h = 式中：端墙单位面积上的压力，Pa； 2d p v、 、H同式(9)； v K 同式(9)，一般可取 1； h K 同式(9)，一般可取 3； h散粒货物表面至重载车体重心间的距离，m； L车体内长的一半，m； X重载车体重心至计算侧压力处的水平距离(均匀装载时X=L)，m。 6.10. 车辆在机械化装卸时所受的力 6.10.1. 需上翻车机的敞车的上侧梁和立柱必须满足翻车机的作业要求，对于车辆总重为 84t 的敞 车，翻车机一个压头的最大垂向压力取 118kN，作用在上侧梁的任伺位置，匀布于最小 200mm 的长 度上；侧墙立柱根部的内倾总弯矩 235kNm，均匀分摊给所有立柱。其所产生的应力均不得大于表 3 所规定的第二工况许用应力。其他载重的敞车及固定使用翻车机的敞车，应根据车辆总重和所用 翻车机的结构确定上侧粱和立柱的载荷值。 6.10.2. 地板应能满足叉车装卸作业的要求，前轮距为 760mm 时，载荷为 40kN(每轮 20kN)，作用在 地板任何位置所产生的应力不得大于表 3 第二工况许用应力。当进行这种强度考核时，钢地板可按 四周简支板计算。当本地板直接承载时，其跨距不得大于 400mm。 6.11. 修理时加于车辆上的载荷 鉴定车辆强度时，应考虑在车体一端枕粱的两侧或其他顶车处用千斤顶架起重载车体。此时， 车体任何断面的应力不得大于所用材料的屈服极限，顶车位置处的结构不得产生永久变形。 使车体承受很大载荷的特定架修方法必须在设计任务书中加以载明，以便在鉴定强度时考虑。 7. 车辆设备及结构附件的强度要求 7. 车辆设备及结构附件的强度要求 7.1. 冲击座及从板座固结的强度要求 7.1.1. 车钩冲击座及有关零件(包括固结零件)应当按数值等于 350kN 向上或向下作用的垂向力加 以校核。此时，所产生的应力不得大于材料的强度极限。 7.1.2. 从板座铆钉在下列纵向力的作用下，剪切应力不得大于材料的剪切屈眼极限： 9 前从板座：客货车均为 980kN； 后从板座：客车为 1 180kN；货车为 2 250kN。 7.2. 车钩及缓冲器的强度要求 7.2.1. 自动车钩的拉伸破坏强度 货车不得小于 3 100kN；客车不得小于 1 800kN。 7.2.2. 缓冲器必须分别满足以下要求：通用货车缓冲器的最大阻抗力不大于 2 000kN，容量不小 于 45kJ；客车缓冲器的额定阻抗力不大于 800kN，容量不小于 20kJ。 7.2.3. 缓冲器强度的计算和试验，其纵向力客车按第一工况，货车按第二工况。 7.3. 车体固结设备的强度要求 客车车体内外部设备及其紧固零件应按相当于下列加速度的惯性力进行强度核算： 纵向：3g 横向：1g 垂向：cg(包括重力) g 为重力加速度；c 在车体端部为最大值 3，向车体中心线性变化到最小值 1.5。此时所产生的 三个方向的合成应力不得大于材料的屈服极限。 7.4. 有底架罐车罐体支承结构的强度要求 罐体在底架枕粱上的支承面积应不小于 1.4m 2，支承面的包角应不小于 77。罐体与底架间紧 固件按 2 250kN 纵向力作用于底架一端时重载罐体所产生的惯性力进行强度核算，此时剪应力不应 大于材料的剪切屈服极限。一端卡带的拉应力不应大于表 3 第二工况的许用应力。 上述 1.4m 2系指载重 5Ot 的罐车，其他载重罐车按设计任务书要求确定。无底架罐车，枕梁上盖 板包角应不小于 110，板角圆弧半径不小于 115mm。 7.5. 其他强度要求 7.5.1. 新设计车辆结构应对其中的杆、板或壳进行稳定性校核或试验。以避免结构因丧失稳定而 失效。 7.5.2. 所有承载构件的联接结点应有足够的强度，结构不得失稳。 8. 车辆强度试验 8. 车辆强度试验 8.1. 试验目的、载荷及要求 8.1.1. 试验目的是鉴定车辆及其主要零部件的强度、刚度和稳定性。 8.1.2. 试验加载应最大限度地模拟试件实际运用时的受力状态。 8.1.3. 试验载荷应不小于基本作用载荷值，但鉴定标准仍须按基本作用载荷换算。 8.1.4. 试验对象的制造质量应具有代表性。其机械性能、化学成分、金相组织、铸件壁厚、外型 尺寸及铆焊质量等技术状态均应符合有关图纸及技术文件的规定。 10 8.2. 车体静强度试验 8.2.1. 试验内容包括垂向载荷试验、纵向力试验、扭转试验、顶车试验和罐体内压力试验等。 8.2.1.1. 垂向载荷试验 车体支承在两心盘上(旁承承载者为旁承)，使底架处于水平状态。然后，加上匀布或集中的试 验载荷。 8.2.1.2. 纵向力试验 纵向拉伸力沿车钩中心线加在前从板座上，压缩力加在后从板座上。对已定型车辆进行一般性 强度检验时，可由纵向压缩的试验应力换算为纵向拉仆的应力。 8.2.1.3. 扭转载荷试验 在枕梁的四个端部将车体顶起，使上下心盘离开一定距离成四点支承，并处于水平状态。将任 意一个对角线的两个支承上升或下降，使车体产生扭转。 加于车体的扭转力矩可用式(12)计算： ) 2 ( 21 1 PP bMK + =（12） 式中：扭转力矩，Nm； K M 1 P 、分别为同一枕梁两支点承力的变化绝对值，N； 2 P 1 b 同一枕梁两支承点间的距离，m。 8.2.1.4. 顶车试验 试验载荷和作用方式见 6.11。 8.2.1.5. 罐体内压力试验 采用水压试验。 8.2.2. 应力换算 鉴于试验载荷值与各部件承受的基本作用载荷值通常是不相等的，试验测得的应力应换算成基 本作用载荷下的应力。采用下列符号： cj 垂向静应力 cL 试验载荷下测量的应力 YL 第一工况拉伸时的应力 yy 第一工况压缩时的应力 ey 第二工况压缩时的应力 nz 扭转应力 ny 内压应力 11 dc 顶车应力 1c 第一工况散粒货物侧压力作用下的应力 2c 第二工况散粒货物侧压力作用下的应力 dy K垂向动荷系数 c K侧向力影响系数(按 6.3.3 取值) 8.2.2.1. 垂向静载荷下的应力换算 假定：中梁、端梁和横粱(包括斜撑)承受底架自重、载重和底架的整备重量；枕梁、侧墙(包括 侧粱)和车顶承受车体自重、载重和底架的整备重量。因此，中梁、端梁和横梁(包括斜撑)的应力按 式(13)换算： cj = cL + 实验载荷 底架的整备重量载重底架自重 (13) 枕梁、侧墙(包括侧粱)和车顶的应力按式(14)换算： cj = cL + 实验载荷 车体的整备重量载重车体自重 (14) 对于一般货车车体的所有梁件允许按式(14)换算。 8.2.2.2. 纵向力作用下的应力按式(15)式(17)换算： 第一工况： YL = cL )(实验载荷 yL N (15) yy = cL )(实验载荷 YY N (16) 第二工况： ey = cL )(实验载荷 ey N (17) 式(15)式(17)中的、N及分别为 6.5 中规定的第一工况纵向拉伸力、 压缩力及 第二工况纵向压缩力。 yL N YY ey N 8.2.2.3. 扭转载荷作用下的应力按式(18)换算： ) 40 (实验扭矩 clnz =(18) 8.2.2.4. 顶车试验的应力按式(19)换算： )( 实验载荷 车体的整备重量载重车体自重+ = clnz (19) 12 8.2.2.5. 罐车内压力试验的应力式(20)换算： )( 实验压力 容器内压力 clny =(20) 8.2.3. 应力的合成 在鉴定强度时，将换算应力值按照“最大可能组合”的原则予以合成。 8.2.3.1. 第一工况 中梁、端梁、枕梁、横梁10 5循环)分析。 D3.2.1 对型钢或焊接构件推荐采用等效恒幅应力范围值法进行疲劳强度评估。 D3.2.1.1 等效恒幅应力范围值可按式(D2)计算，式中有关系数可由应力谱确定：(D2) ( m K i i m i NnSSe /1 1 / = = （D2） D3.2.1.2 可用类似计算？的方法计算等效恒幅剪应范围？之值。 D3.2.1.3 疲劳强度？根据有关的正应力疲劳强度曲线确定参见附录 F(提示的附录)。 D3.2.1.4 考虑安全系数的疲劳评估解析式为式(D3)： m R y S （D3） es Sy 式中和是考虑到疲劳强度和载荷独立变化的分项安全系数参见附录 F(提示的附录)， 其 值均不应小于 1。对于剪应力范围也应作类似的评估。 m y s y D3.2.2 对铸钢件推荐采用构件 S-N 曲线和 Goodman 图相结合的方法进行疲劳寿命估算。 D3.2.2.1 构件危险部位的名义应力谱，见 D5。 D3.2.2.2 在无实测的构件 S 一 N 曲线(或 PSN 曲线)时，可根据有关材料的 SN 曲线(或 PS N 曲线)加以修正获得。在修正时应考虑构件危险部位的表面加工情况，尺寸效应和应力集中等因 素。 SN 曲线的表达式为式(D4)： C S N m i i = = 2 （D4） 35 D3.2.2.3 构件在交变载荷下不同应力比只时的疲劳极限可通过修正 Goodman 图获得参见附录 F(提示的附录)，等效疲劳极限按式(D5)计算： RK Se = 1 0 （D5） D3.2.2.4 疲劳寿命可按式(D6)、式(D7)进行估算， 令 (可由应力谱给出)，则 i a Ti Nn / = )/( 1 ii T Na N（D6） T L N N=（D7） 式中：每公里循环次数。 D3.3 局部应力应变法 该法对构件的应力集中部位采用弹塑性分析方法确定局部应力应变，并计入了加载顺序的影 响。局部应力应变法估算的是构件应力集中最严重部位(通常为缺口区域)的裂纹萌生寿命，用于低 周疲劳(N0.1mm)的晶粒区域内，仍采用以上 裂纹扩展定律计算误差较大，故应谨慎对待。 0 a D4 疲劳载荷谱 D4 疲劳载荷谱 D4.1 用于疲劳评估的载荷应接近于车辆零部件或构件在预期寿命期内实际的运行载荷。静强度设 计中所采用的载荷不得用于疲劳评估。 D4.2 在实测的各车辆主要承载件的载荷一时间历程基础上按编谱方法编制的程序载荷谱，仅能适 用于所测车型(或转向架型号)的疲劳评估。若车型(或转向架型号)主要参数改变、列车总重增长、 车辆制动机改型，则相应的程序载荷谱亦应随之更改。 D4.3 对于新设计的车型(或转向架型号)， 或者需分析的车型(或转向架)没有与其对应的载荷谱时， 允许选择一种与该车型(或转向架)结构及动力性能相近的车型(或转向架)的载荷谱进行疲劳评估。 D4.4 铁道车辆零部件的程序载荷谱 参见附录 F(提示的附录)。 D5 疲劳应力谱 D5 疲劳应力谱 D5.1 应根据疲劳载荷并采用弹性或弹塑性分析法确定构件计算部位的应力。对于复杂结构或连接 件的疲劳评估，可在其适当部位布置应变片，以给出更为精确的应力。 D5.2 结构细节本身的孔、切割、凹角等，应采用适当的应力集中系数分别加以考虑。 D5.3 当确定结构细节名义应力时，应考虑由于接头偏心、强制的扭曲变形等引起的附加应力的影 响。 D5.4 在评估正应力和剪应力复合作用时的疲劳强度时，应考虑： 37 当正应力和剪应力在同一位置同时产生时，应计算主应力； 当正应力和剪应力在同一位置上不是同时产生时，应根据 Miner 定则按式(D13)计算； 当正应力和剪应力在两个不同的位置时，应对这两个位置分别进行疲劳评估。 53 )()( R e sm R e sm yyyy + 1（D13） D5.5 一个结构的不同构件应有不同的应力谱，由全部加载事件引起的所有应力，应加以编排，得 到可用于疲劳评估的设计应力谱。 D5.6 名义压应力范围与名义拉应力范围引起的损伤应认为是等同的。 D6 疲劳强度 D6 疲劳强度 D6.1 疲劳裂纹多发生在零部件应力集中部位，如孔边、缺角、焊缝和圆弧过渡处，以及制造产生 的缺陷(如夹杂物、气孔和刀痕等)处，这些部位是疲劳评估的重点部位。 D6.2 对零部件受拉伸应力较大部位，应尽量避免或减缓应力集中现象。零部件表面可进行硬化处 理，如滚压、喷丸或渗氮等，使其产生一定深度的压应力层，这对提高高周疲劳零部件的疲劳强度 有利。 D6.3 等效恒幅应力范围值法中的结构细节疲劳强度曲线( R N 曲线)在双对数座标上是一组等 距离的平行线。 其中指定寿命为 210 6次应力循环的应力范围代表诸结构细节类型的基准疲劳强度。 恒幅疲劳极限定义的指定寿命为 510 6次应力循环时的疲劳强度。对某一特定结构细节类型，当有 少量名义应力范围值超过恒幅疲劳极限时，则低于恒幅疲劳极限的名义应力范围在疲劳评估中亦应 予以考虑。 D6.4 截止限定义的指定寿命为 10 8次应力循环时的疲劳强度， 该极限是在恒幅疲劳极限以下， 按疲 劳强度曲线斜率 m5 时延推出来的。应力谱中切低于截止限的应力，均略去不计。 D6.5 材料的低周循环疲劳特性试验应按 GB 6399 的要求在低周疲劳试验机上进行测试。 D6.6 低周疲劳数据是在循环稳定 Nf2 时所取的值。各疲劳参数cnK ff ,及，根据 GB 6399 推荐的下列公式(MasonCoffin 公式)由测试数据拟合而求得式(D14)式(D16)： b nK p = ) 2 ( 2 （D14） c ff p N )2( 2 = （D15） E N b ff e )2( 2 = （D16） D6.7 应变寿命曲线在双对数坐标系中，有总应变寿命(Nf22/)、塑性应变一寿命 (Nf p 22/)和弹性应变寿命(Nf e 22/)三种曲线，后两者一般为直线。 38 D6.8 SN 曲线在双对数坐标中是一条折线，其斜线部分可用来估算零部件的应力高于疲劳极限时 的寿命。 D6.9 材料的疲劳极限定义为在某应力比 R 下， 应力循环无限次不会发生疲劳破坏时的最大应力值。 构件的疲劳极限取为构件在某应力比 R 下，应力循环次数 N210 6时的最大应力值。 D6.11 修正 Goodman 图的横坐标为最小应力值， 纵坐标为最大应力值(即疲劳极限)， 横坐标原点(即 最小应力为零)处的纵坐标表示应力比 R=0 的最大应力值。自原点向左、右 45方向的射线分别表 示应力比 R-1 和 R=1 时的最大应力值。材料或零部件在任一应力比时的最大应力值，在 R-1 和 1 之间的对应射线上，为简便计，只要测定出零部件在 R-1 和 0 两种情况下的疲劳极限值，对应 修正 Goodman 图上两点连直线，利用该线斜率 K 和在 R0 纵坐标上的截距 o ，按式(D5)即可求 得任一应力比及时的疲劳极限 Se。 D7 常规疲劳设计方法 D7 常规疲劳设计方法 D7.1 常规疲劳设计方法是指零部件在一定的交变应力(一般为恒幅变应力)作用下，根据不同的寿 命要求，按疲劳图(S 一 N 曲线或 m 极限应力图)进行的疲劳强度设计方法。 D7.2 常规疲劳设计的内容包括： 在按静强度方法确定出零部件初步尺寸的基础上， 对危险部位或截面进行疲劳强度校核计算， 计算得到的疲劳强度安全系数 n 应大于或等于其许用安全系数n，即 nn 对零部件进行疲劳寿命估算。使其满足使用期限的要求。 D7.2.1 疲劳强度安全系数可按机械设计手册所列公式进行计算。 D7.2.2 常规疲劳强度设计计算中，许用疲劳强度安全系数推荐采用下列数值： 材质均匀、载荷及应力计算精确时，n=1.3； 材质的均匀性、载荷及应力计算的精度中等时，n=1.51.8； 材质不均匀，计算精度差时，n=1.82.5。 D7.2.3 当零部件承受的应力循环次数 N10 3时，可按有限寿命设计。 D7.3 常规疲劳设计方法估算的寿命一般是指零部件的总寿命。 D7.4 当零部件承受非对称循环应力作用时，除满足疲劳强度要求外，还应注意校核其屈服强度(当 R 值较大时)，在疲劳图上，若 R 的射线与平均应力 m ，坐标的夹角为，当 D 时，零件的失 效形式主要是塑性变形，此时应按屈服条件进行校核计算。这时 ) 2