（车辆工程专业论文）crh2动车组拖车轮对轴箱强度分析.pdf

生室擅要 中文摘要 摘要：随着时速2 0 0 k m h 高速动车组的引进，如何评价引进动车组的安全性、可 靠性等成为十分紧迫和重要的问题。论文以c r h 2 动车组拖车轮对和轴箱为研究对 象，进行疲劳强度计算分析，以期望为我国高速动车组标准的制定提供依据。 从过盈配合强度、静强度和动强度三个方面对c r h 2 动车组拖车车轮进行疲 劳强度分析。按照相关标准，考虑新车轮和磨耗到限车轮的不同，分别建立模型 并施加不同的过盈量；考虑到车轮辐板孔的影响，载荷分两个方向施加；分有无 制动力两种工况，实施车轮动强度计算。 分析了c r h 5 动车组拖车车轮的疲劳强度，并从过盈配合强度、静强度和动 强度三个方面，分析对比了直幅板和s 形辐板高速动车组车轮的特点。 分别采用欧洲和日本车轴设计标准，对c r h 2 动车组拖车车轴进行强度计算， 根掘计算结果，对这两种不同的车轴设计标准进行对比分析。 按照u i c 6 1 5 - 4 和j i se 4 2 0 7 标准，加载计算了各个工况下c r h 2 动车组轴箱 应力大小，在叠加不同工况下计算结果的基础上，评价了其结构强度。依据评价 结果，对这两个标准的特点进行了对比分析。 关键词：动车组：轮对；轴箱：强度 分类号：u 2 7 0 1 a b s t r a c t a b s t r a c t ： w i t l lt h ei m p o r to f2 0 0 k m hh i g h - s p e e de m u i tb e c a m ea nu r g e n ta n di m p o r t a n t p r o b l e mh o wt oe v a l u a t et h ee m u ss a f e t ya n dr e l i a b i l i t y t h et h e s i sr e s e a r c h e dt h e w h e e l s e ta n da x l e - b o xf a t i g u es t r e n g t ho fc r h 2t m i l e ra n de x p e c t e dt h a tt h er e s u l t s c o u l db ev a l u a b l ef o re s t a b l i s h i n gt h es t a n d a r d so f h i g h - s p e e de m u 1 1 1 et h e s i sr e s e a r c h e dt h et r a i l e rw h e e l so fc r h 2f r o mi n t e r f e r e n c ef i ts t r e n g t h , s t a t i cs t r e n g t ha n dd y n a m i cs t r e n g t h a c c o r d i n gt os t a n d a r d s ，b e c a u s eo f t h ed i f f e r e n c e s o fn e wa n dw o mw h e e l ，d i f f e r e n tm o d e l sw h i c hw e r ea p p l i e dd i f f e r e n ti n t e r f e r e n c e s w e r eb u i l t t a k i n gt h ew e bh o l e si n t oa c c o b n t ，l o a d sw e r ea p p l i e di nt o wd i r e c t i o n s t h e d y n a m i cs t r e n g t ho fw h e e l sw a sc a l c u l a t e di nt w oc a s e sw h i c hw e r ew i t hb r a k ef o r c e s a n dw i t h o u t t h ef a t i g u es t r e n g t ho fc r h 5t r a i l e rw h e d sw a ss t u d i e d a n df r o mi n t e r f e r e n c ef i t s t r e n g t h ，s t a t i cs t r e n g t ha n dd y n a m i cs t r e n g t h ，t h ef e a t u r e sa n dd i f f e r e n c e so fs t r a i g h t p l a t ea n dsp l a t ew e r ea n a l y z e d a c c o r d i n ga se u r o p e a na n dj a p a n e s ea x l es t a n d a r d s ，a x l es t r e n g t ho fc r h 2t r a i l e r w a ss t u d i e d a c c o r d i n gt oc a l c u l a t i o nr e s u l t s ，t h ef e a t u r e sa n dd i f f e r e n c e so ft h et w o a x l es t a n d a r d sw e r ea n a l y z e d a c c o r d i n ga su l c 6 1 5 - 4a n dj i se4 2 0 7s t a n d a r d s t h ea x l e - b o xs t r e s s e so fc r h 2 w e r ec a l c u l a t e di na l lc a s e s t h e n ，c a l c u l a t i o nr e s u l t sw e r e p r o c e s s e da n dt h es t r e n g t ho f a x l e - b o xw a se v a l u a t e d a c c o r d i n gt oe v a l u a t e dr e s u l t s ，t h ef e a t u r e sa n dd i f f e r e n c e so f t h et w oa x l e - b o xs t a n d a r d sw e r ea n a l y z e d k e y w o r d s ：e m u ；w h e e l s e t ；a x l e - b o x ；s t r e n g t h c l a s s n o ：u 2 7 0 1 学位论文版权使用授权书 本学位论文作者完全了解北京交通大学有关保留、使用学位论文的规定。特 授权北京交通大学可以将学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索， 并采用影印、缩印或扫描等复制手段保存、汇编以供查阅和借阅。同意学校向国 家有关部门或机构送交论文的复印件和磁盘。 ( 保密的学位论文在解密后适用本授权说明) 学位论文作者签名：彳勿俎友 签字日期：声叼年版月1 7 日 导师签名：j 厶 l 签字日期：) ，胡年i 明。1 同 j s 塞銮道太堂亟堂焦监塞 独创性声明 本人声明所呈交的学位论文是本人在导师指导下进行的研究工作和取得的研 究成果，除了文中特别加以标注和致谢之处外，论文中不包含其他人已经发表或 撰写过的研究成果，也不包含为获得北京交通大学或其他教育机构的学位或证书 而使用过的材料。与我一同r 作的同志对本研究所做的任何贡献均已在论文中作 了明确的说明并表示了谢意。 学位论文作者签名；杉艟炭签字只期：声删7 年皿月f 7 日 致谢 本论文是在我的导师任尊松副教授的悉心指导下完成的，从论文选题、研究 方法、研究内容直到论文编排、出稿整个过程，导师都倾注了大量的心血。导师 严谨的治学态度、广博的学识、启发式的指导方式和科学的工作方法，无论在科 研、学习、生活还是为人处事方面都让学生受益匪浅。在科研工作中，导师认真 负责、一丝不苟的敬业精神和高尚的人格将影响我的一尘。在此，谨向导师任尊 松副教授致以最为诚挚的感谢和祝福。 缪龙秀教授、孙守光教授、谢基龙教授、李强教授、刘志明教授、金新灿老 师、王文静老师对本论文的完成给予了极大的帮助和指导，提供了良好的科研条 件和学习环境，尤其是谢基龙教授，从模型建立、计算方法选择、计算结果处理 等各个方面，提出了许多宝贵的建议和意见，在此衷心地感谢各位老师的关心和 帮助。 在实验室工作及撰写论文期间，邹骅老师、王斌杰博士和车辆所所有同学给 予了热情的帮助和指导，在此向他们表达我发自内心的感激之情。 在此，诚挚地感谢家人，今天我能够在学校专心完成我的学业，离不开他们 二十多年来的理解和支持。 1 1 选题背景 1 绪论 在我国，铁路是国家的重要基础设施、固民经济的大动脉和大众化交通工具， 在交通运输行业中起着主导性作用。尤其式改革丌放以来，随着我国经济的迅猛 发展和人民生活水平的提高，对交通运输提出了更多的要求。铁路的发展是我国 经济发展的基础。 1 9 9 7 年以来，我国铁路已经成功实施了6 次大面积提速，不仅在优化运输产 品结构、改进铁路服务质量、适应广大人民群众快节奏、多样化的运输需求方面 取得了明显效果；更重要的是，由于列车速度的提高，列车追踪间隔时间的缩短， 增加了列车开行对数，从而达到了挖掘既有线路运输潜力、扩大运输能力的目的。 客运在我国铁路运输中占有举足轻重的地位。今年4 月1 8 日，我国铁路进行 了第六次大面积提速，时速2 0 0 k m h 及以上的动车组c r h l 、c r h 2 、c r h s 已经在 京广、京沪、京哈等主要干线上运行，而且取得了不俗的成绩，收到社会各界的 好评。动车组的运行有力地缓解了铁路对国民经济发展的“瓶颈”制约状况，有利于 解决春运和黄会周等节假同期间买票难的问题。 但是，高速动车组技术是分别从同本、法国等国家引进的，消化吸收高速动 车组技术才是关键，消化吸收是再创新的基础。众所周知，由于国情的差异，同 本、法国等国家的高速动车组设计制造标准不相同，车辆结构迥然各异，车辆运 行条件也有差别；同时，虽然我国企业已经自主研制了“中华之星”、“先锋号”等客 车动车组，但是，直到现在我国没有自己的高速动车组标准，而且，日本和欧洲 的铁路线路状况与我国的铁路线路状况有很大的不同。虽然，引进的高速动车组 为了适应我国铁路实际状况，在结构等方面做了适当的改动，但是，动车组实际 运行线路有像胶济线、秦沈线等路况极佳的高速线路，也有京广线、京沪线、京 九线等改造的一般线路，路况复杂，所以，高速动车组的安全性、可靠性等还是 未知数。可见，根据我国国情，如何评价引进高速动车组的性能，制定我国自己 的高速动车组标准，在消化吸收高速动车组技术之时，成为当务之急【i 】。 铁道部“动车组引进吸收再创新”攻关项目，就是通过理论计算、仿真试验和 运行试验，针对不同的动车组车型采用相关的不同标准来评价高速动车组的性能， 同时，在此基础上，制定我国高速动车组的标准。本课题就来源于该项目，主要 研究四方机车车辆厂生产的2 0 0 k m hc r h 2 动车组轮对和轴箱的静、动强度问题， 体会其设计思想，了解其设计特点，为我国高速动车组强度规范的制定提供依据。 1 2 研究现状和研究意义 为了更好地满足社会经济的需求，缓解铁路运能不足的矛盾，响应铁道部“高 速重载”的号召，从2 0 0 1 年丌始，我国铁路科学技术人员和铁路相关企业闩壬研 制了“中华之行”、“先锋号”等客车动车组，但是，在r 本、法国等高速动车组引进 之时，我廷f 没有高速动车组的相关标准，如何评价分析引进高速动车组的安全性、 稳定性和可靠性成为当务之急。 首先，我国引进的高速动车组分别来自r 本、法国、德国等国家，由于这些 国家地理环境、铁道线路等不同，在动车组的结构设计上有很大的差异。比如， c r h 2 和c r h 5 动车组都采用了盘式制动，但是，制动盘的选用和设置不同，车轮 的设计有很大的差异。c r h 2 动车组采用轮盘加轴盘制动方式，车轮是直幅板式车 轮，辐板上均匀设置了有1 2 个直径为2 7 m m 的圆孔，而c r h 5 动车组采用轴盘制 动方式，使用s 形辐板车轮； 其次，在动车组的制造方面，因为结构设计的差异，采用的工艺有很大差异。 以动车组车轴为例，c r h 2 和c r h 5 动车组车轴材料的化学成分相差不大，但是， 在车轴热处理方面有很大的差异，c r h 2 动车组车轴热处理是淬火回火、高频感应 表面淬火和低温回火，c r h 5 动车组车轴采用退火处理，所以，这两种车轴的疲劳 许用应力的选取相差很大； 再次，日本、法国等国家的高速动车组设计制造标准不同，所以对动车组的 评价方法不同。比如，日本标准j i se 4 2 0 7 铁道车辆转向架构架设计通则中，动车 组构架设计载荷分静载荷和由振动、驱动、制动、线路不平顺等引起的动载荷， 计算出各个工况下构架各单元的平均应力和应力幅，再采用以材料的屈服许用应 力为纵、横坐标的疲劳极限图评价疲劳强度；面u i c 标准中，疲劳载荷的确定包 括超常工况载荷、正常运营工况载荷和模拟运用中的个别特殊载荷等，计算得出 各个工况下的动应力，从而确定最大最小应力值，最后采用g o o d m a n 图进行疲劳 评价。 我国引进国外高速动车组的目的是通过消化吸收国外高速动车组先进技术， 实现创新，设计制造我国自己的高速动车组。在消化吸收国外先进高速动车组技 术阶段，借鉴日本、法国、德国等国家高速动车组设计制造经验和标准，制定我 国自己的高速动车组的设计评价标准是急需完成的任务。 转向架是铁路车辆的基本部件之一，其性能直接关系到铁路车辆的安全性、 稳定性和可靠性。对于高速动车组而言，转向架的重要性更是不言而喻。轮对轴 2 箱是转向架的重要组成部分。本论文，以c r h 2 高速动车组拖车轮对和轴箱为研究 对象，采用相关标准进行动车组轮对轴箱的疲劳强度分析评价。采用u i c 5 1 0 5 标 准，分车轮过盈配合强度、静强度和动强度三个方面对c r h 2 高速动车组拖车车轮 进行疲劳强度分析，同时，用同一种计算方法，也从以上三个方面对c r h 5 高速动 车组拖车车轮进行疲劳强度分析，从疲劳强度角度，分过盈配合强度、静强度和 动强度三个方面对直幅板和s 形辐板高速车轮进行对比分析：分别采用e n l 31 0 4 标准和j i se4 5 0 1 标准对c r h 2 高速动车组拖车车轴进行疲劳强度计算分析，根掘 计算结果，对这两个标准进行对比，体会其设计思想；分别采用u i c 6 1 5 4 标准和 j i se4 2 0 7 铁路车辆转向架构架设计通则，计算分析评价c r h 2 高速动车组轴箱的 疲劳强度，根掘评价结果，对这两个标准进行对比分析。 利用现有计算资料，对c r h 2 高速动车组轴箱和拖车轮对进行疲劳强度计算分 析，以期能给我国高速动车组设计评价标准的制定提供依据。 1 3 本论文主要研究工作 本论文在利用现有技术资料的基础上，采用软件s o l i d w o r k s 建立c r h 2 高速动 车组轴箱和拖车轮对、c r h 5 高速动车组拖车车轮等的三维实体模型，在软件 h y p e r m e s h 中划分单元网格，按照同本和欧洲高速动车组相关标准，在a n s y s 中 分别加载计算，进行疲劳强度分析对比，参照计算结果对相关标准进行对比分析。 本论文主要工作如下： ( 1 ) 建立c r h 2 高速动车组拖车车轮有限元模型，按照u i c 5 1 0 5 标准，考 虑车轮辐板孔的影响，分载荷方向通过辐板孔中心和两个辐板孔之间加载计算， 从车轮过盈配合强度、静强度和动强度( 分考虑制动力与否两种情况) 三个方面 进行车轮疲劳强度评价； ( 2 ) 以相同的方法建立c r h 5 高速动车组有限元模型，采用同一标准进行疲 劳强度分析，从过盈配合强度、静强度和动强度三个方面分析直幅板和s 形辐板 高速动车组车轮的特点； ( 3 ) c r i - 1 2 高速动车组拖车车轴疲劳强度分析。分别按照e n l 3 1 0 4 和j i se 4 5 0 1 标准计算c r h 2 高速动车组拖车车轴各个部位的疲劳应力，进行疲劳强度评 价，然后对这两个标准的计算结果进行对比，分析这两个标准的的特点； ( 4 ) 建立c r i - 1 2 高速动车组轴箱有限元模型，按照u i c 6 1 5 - 4 标准分超常工 况和运营工况加载计算，进行疲劳强度分析评价；按照j i sf a 2 0 7 标准推算出c r i - 1 2 高速动车组动、拖车轴箱在各个工况下承受的载荷，加载计算，对动车组轴箱进 行疲劳强度分析评价，根据评价结果，分析这两个标准的特点。 g 鹜堡动圭级拖至奎盐瘴荭强度盆盘 2c r h 2 动车组拖车车轮疲劳强度分析 动车组轮对必须具备如下功能，承受车辆与线路间相互作用的全部载荷及冲 击，与钢轨形成粘着产生牵引力或制动力，轮对滚动使车辆前进运行【2 1 。车轮是轮 对的重要组成部分，其疲劳强度直接关系到动车组运行的安全性、可靠性、稳定性 等等，故本章就c r h 2 动车组拖车车轮从轮轴过盈配合强度、车轮静强度和动强度 等三个方面进行分析。 2 1 过盈配合有限元分析 在机械工程中，普遍采用过盈配合接触来传递扭矩和轴向力。其原理是利用过 盈量产生半径方向的接触面压力，并依靠由该面压力产生的摩擦力来传递扭矩和轴 向力。从力学角度来看，过盈配合接触问题是一类常见的接触非线性问题 3 - 1 0 】。 2 1 1 非线性分析 在实际的结构分析中，人们经常遇到非线性问题，就很早就开始关注和研究这 方面问题。和线性分析不同的是，非线性分析中载荷与位移之间的关系不再是直线 关系，而是曲线关系。一般情况下，根据产生的不同原因，非线性分析可以分为以 下三种类型： ( 1 ) 几何非线性 几何非线性是指结构经受大变形后，其变化的几何形状可能引起结构的非线性 响应。几何非线性的特点是“大，位移或者“大”转动，产生大变形效应，以至于出现 非线性问题。 ( 2 ) 材料非线性 材料非线性是指材料的应力和应变关系引起的非线性行为，最典型的例子是弹 塑性材料，即材料进入塑性变形区之后，产生塑性变形导致结构的非线性作用。一 般来说，影响材料应力一应变曲线的因素有：加载历史、环境状况、加载的时间长 短等等。 ( 3 ) 状态非线性 状态非线性是指状态的变化引起结构刚度的变化，即系统的刚度由于系统状态 的改变在不同的位置或者不同的时候存在突然的变化。大多数情况下，状态非线性 是由于接触引起的。 5 2 1 2 接触分析 接触分析是一种特殊的、常见的状态非线性分析。因为接触分析有很高的非线 性，所以，需要较大的计算空间。对不同的接触问题，在理解问题的基础上，建立 合理的模型很重要。 接触问题的研究很早就受到人们的重视，1 8 8 2 年，德国人赫兹就很系统地研究 了弹性体的接触问题，提出了著名的赫兹理论。随着科学技术的发展和认识的深入， 人们一般认为接触问题中存在两个难点： ( 1 ) 在求解问题之前，不知道接触区域表面之问是接触的还是分开的。其接 触状态是未知的、突然变化的，状态变化随着载荷、材料、边界条件等因素而定； ( 2 ) 大多数接触问题需要计算摩擦，摩擦模型繁多，而且都是非线性的，摩 擦的存在使接触闯题收敛变得很困难。 大多数接触问题可以分为两种基本类型：刚体一柔体的接触，柔体柔体的接 触。在刚体一柔体的接触问题中，可以将一个或者多个接触面当作刚体。一般情况 下，一种软材料和一种硬材料接触时，可以作为刚体一柔体的接触来处理，比如许 多金属成型问题。柔体一柔体的接触中，两个接触体都是变形体，有相近的刚度， 比如轮轴配合问题。 2 1 3 过盈配合接触有限元分析 过盈配合分析是接触分析中的一种，属于边界条件高度非线性的复杂问题。有 限元方法的主要思想是，将复杂问题变为简单问题再求解。这种方法的特点是，在 建立模型之初，需要知道接触发生的确切部位，以便选取合适的接触单元。 对于不同物理性质和数学模型的问题，有限元求解的步骤是： ( 1 ) 把连续的物体等价为有限个单元组成的集合体： ( 2 ) 有限元网格划分； ( 3 ) 确定边界条件； ( 4 ) 单元推导； ( 5 ) 通过力的平衡条件，建立一套方程； ( 6 ) 联立方程组求解并解释求解结果。 简而言之，以上步骤可以分成三个阶段，即前处理、处理和后处理。 用有限元法进行接触分析时必须在接触区施加约束才能保证一个物体不会穿 过另外一个物体，即不发生接触面贯穿现象。对已知接触区域的接触分析计算方法 中，对无贯穿约束施加方法常用的有拉格朗日乘子法、罚函数法和增广拉格朗日乘 6 子法。 ( 1 ) 拉格朗日乘子法 该方法增强了系统变量数目，并使系统主对角元素为0 ，这就需要在数值方案 的贯彻中处理非正定系统，数学上发生困难，需要施加额外的操作才能保证计算精 度，使计算时间和费用增加。该方法限制了接触体之问的相对运动，而且需要预先 知道接触发生的确切部位。 ( 2 ) 罚函数法 罚函数法是一种施加约束的数值方法。其原理是一旦接触区发生贯穿，罚函数 就夸大这种误差的影响，使系统的求解无法继续。 采用这种方法施加接触约束可以模拟在物体之间施加非线性弹簧所起的作用。 这种方法不增加未知量的数目，但是增加系统矩阵带宽。其优点是数值上实现比较 容易，在显示动力分析中被广泛采用。不足之处是罚函数的选取不当会对系统的数 值稳定性造成不利影响。 ( 3 ) 增广拉格朗日乘子法 以上两种方法各有利弊，两者的联合使用就形成了增广拉格朗开乘子法。其基 本思想是在拉格朗只乘子法所得总势能基础上，再加上一个惩罚强迫项，是其满足 一个特定的关键约束。这样，不但具有拉格朗日乘子法和罚函数法的优点，而且不 增加系统的求解规模，收敛速度也比较快。 2 2 c r h 2 动车组拖车车轮过盈配合强度分析 机械工程中，过盈配合是传递扭矩和轴向力的一种常见方式。研究表明，车轮 和车轴过盈配合部位的应力状况对车轮的疲劳强度具有重要的影响，所以，对c r h 2 动车组轮轴配合部位的宏观接触应力状态进行研究分析，能给动车组轮对制造标准 的制定、给我国高速车轮的设计和加工提供一定的依据。由于技术资料的限制，以 下就c r h 2 动车组拖车车轮进行分析叫。 2 2 。lc r h 2 动车组拖车轮轴过盈配合有限元模型 c r h 2 动车组采用了盘式制动，在每个车轮上都安装了轮盘。为了固定轮盘， 在车轮辐板上均匀地设置了1 2 个直径为2 7 r a m 的圆孔。故在建立动车组拖车新车 轮和磨耗到限车轮模型时，为了考察辐板孔对车轮疲劳强度的影响，采用了实体单 元整体建模的方法。为了计算方便和减少计算时间，选取了轮座附近的部分车轴， 建立有限元模型。车轮和车轴均匀地划分为1 2 0 份，新车轮模型节点1 4 6 6 5 6 个， 7 单元1 3 3 8 6 7 个，磨耗到限车轮模型节点1 2 5 9 3 6 个，单元1 1 3 6 1 8 个，如下图2 1 所 示。在计算车轮动强度时，为了计算方便，仅对车轮进行了实体单元划分。 图2 - 1c r i - 1 2 动车组拖车新车轮和磨耗到限车轮模型 f i g2 - 1n e wa n dw o r l lw h e e l sm o d e l so f c r h 2t r a i l 目 按照c r h 2 动车组技术资料和相关u i c 标准 1 1 , 1 2 j ，新车轮和磨耗到限车轮的轮 轴之间过盈量分别取o 3 m m 和o 2 4 m m 。在轴向方向上，c r h 2 动车组拖车车轮轮毂 长度为1 5 5 m m 。如图2 2 所示，以尺寸为6 m m 的单元划分车轮截面和轮轴接触区 域，在车轮轴向方向上，轮毂截面划分了2 6 个单元，有2 7 个节点。在任何一个轮 毂截面上，轮轴过盈配合接触中轴向方向上起作用的节点是2 5 个，故在轮毂上用 2 5 个节点来描述动车组轮轴接触一个截面的过盈配合问题。在a n s y s 中，轮轴过 盈接触采用柔体一柔体接触方式，以面一面接触单元建立的接触面，接触面如图2 3 所示【3 13 1 。 图2 2c r h 2 动车组拖车新车轮和磨耗到限车轮轮轴接触截面图 f 追2 - 2 n e w a n d w o m w h e e l s m o d e l s o f c r h 2 t r a i l 口缸m e f i t t i n g z o n e g 丝动奎组拖至笙筮疲夔强度盆盘 图2 - 3c r h 2 动乍组拖下轮轴过盈接触面离散幽 f i g2 - 3w h e e la n da x l ei n t e r f e r e n c ef i tf a c em o d e lo f c r h 2t r a i l e r 2 2 2c r h 2 动车组拖车车轮轮毂压力分析 过盈配合是通过接触面压力产生的摩擦力来传递扭矩和轴向力的。在用a n s y s 计算过盈配合接触时，能得到接触面之间的压力，这样，能方便地了解c r h 2 动车 组轮轴之间过盈配合接触效果如何。 c r h 2 动车组拖车新车轮和车轴之间的轮毂压力曲线如图2 - 4 所示，可知平均压 力值p ，。= 1 0 2 1m p a 。在轴向方向上，轮轴过盈配合实际有效接触长度是1 4 6 m m ， 即轴座长度。按照相关标准【l ”，轮轴之f 、日j 过盈配合接触力由下式可得： 只= ( 4 d ) 研= 7 8 4 o k n ( 2 1 ) 上式中d 是轮毂孔直径，取值为1 9 6 m m 。 图2 4c r h 2 动车组拖车新车轮轮毂孔压力曲线 f i 9 2 - 4 n e w w h e e l p r c f l s l r e o u t l i n e o f c r h 2 t r a i l e r i n t h e h u b b o r e 9 轮轴过盈配合接触最小摩擦系数： 厶i 。= 昂。i 。( p 。a 。 础。) = o 0 8 5 ( 2 - 2 ) c r h 2 动车组磨耗后的车轮和车轴之间的轮毂压力曲线如图2 - 5 所示，可知平均 压力值p 。= 8 1 0 m p a 。在轴向方向上，轮轴过盈配合实际有效接触长度是1 4 6 m m ， 即轴座长度。轮轴之日j 过盈配合接触力由下式可得： 弓m m = ( 4 d ) k n = 7 8 4 ，o k n ( 2 - 3 ) 上式中d 是轮毂孔直径，取值为1 9 6 m m 。 轮轴过盈配合接触最小摩擦系数： 厶i 。= 弓。i 。( p 。+ 4 砷。) = o 1 0 8 ( 2 4 ) 图2 - 5c r h 2 动车组拖车磨耗到限车轮轮毂孔压力曲线 f i g2 - 5w o m w h e e lp r e s s u r eo u t l i n eo f c r h 2t r a i l e ri nt h eh u bb o r e 2 2 3c r h 2 动车组拖车车轮过盈配合强度分析 动车组轮轴之间采用过盈配合接触来传递扭矩和力，接触区域的变形不再是弹 性变形，而是塑性变形。结合标准u i c 5 1 0 - 5 ，采用非线性分析方法，分析过盈配合对 动车组拖车车轮疲劳强度的影响。 c r h 2 动车组拖车新车轮和车轴之间过盈量取0 3 m m ，计算结果v o n m i s e s 应力、 径向应力、周向应力和轴向应力如图2 - 6 至图2 - 9 所示： 1 0 q t 丝麴至组拖至奎轮疲萤强度盆短 图2 - 6c r h 2 动车组拖车新车轮过盈配合的v o nm i s e s 应力 f i g2 - 6 c o nm i s e se q u i v a l e n ts t r e s s e so f c r h 21 ww h e e li n t e r f e r e n c ef i t 图2 - 7c r h 2 动车组拖车新车轮过盈配合的径向应力 f i g2 - 7r a d i a ls t r s e so f o f c r h zl l e ww h e e li n t e r f e r e n c ef i t 图2 - 8c r - 1 2 动车组拖车新车轮过盈配合的周向应力 f i g2 - 8c i r e t m a f e r a a d a ls t r e s s e so f c r f l 2n ww h e e li n t e r f e r e n c ef i t 图2 - 9c r h 2 动车组拖车新车轮过盈配合的轴向应力 f i g2 - 9 a x i a ls t r e s s e so f c r h 2n e ww h e e li n t e r f e r e n c ef i t c r h 2 动车组拖车磨耗到限车轮和车轴之间过盈量取o 2 4 r a m ，计算结果v o n m i s e s 应力、径向应力、周向应力和轴向应力如图2 - 9 至图2 1 2 所示： 图2 - 9 c r h 2 动车组拖车磨耗到限车轮过盈配合的、，o n m i s e s 应力 f i g2 - 9v o nm i s e se q u i v a l e n t8 t l x s s e so f c r h zw o l l lw h e e li n t e r f e r e n c ef i t 图2 - 1 0c r h 2 动车组拖车磨耗到限车轮过盈配合的径向应力 f i g2 - 1 0r a d i a ls n s s e so f o f c r i - 1 2w o l - nw h e e li n t e r f e r e n c ef i t 1 2 螋动至组拖至笙殓疲劳强度盆赶 图2 - 1 1c r h 2 动车组拖车磨耗到限车轮过盈配合的周向应力 h g2 - 1 1c i r c u m f e r e e f i a ls t r e s s e so f c r h 2w o mw h e e li n t e r f e r e n c ef i t 图2 t 2c r h 2 动屯组拖车磨耗剑限屯轮过盈配合的轴向应力 f i g2 - 1 2a x i a ls t r e s s c so f c r h 2w o r nw h e e li n t e r f e r e n c ef i t c r h 2 动车组拖车车轮过盈配合计算结果如下表2 - 1 所示： 表2 一lc r h 2 动车组拖车车轮过盈配合应力，单位：i v i p a t a b 2 1w h e e l si n t e r f e r e n c ef i ts t r e s s e so f c r h 2t r a i 虹u n i t ：胁 新车轮磨耗到限车轮 v o n m i s e s 应力1 1 3 2 9 1 49 8 2 3 4 3 径向应力 。1 0 6 8 2 3 7 0- 8 5 4 1 9 0 9 周向应力 1 1 0 7 2 3 7 。01 0 0 9 1 9 0 9 轴向应力 5 0 6 4 4 13 9 0 3 4 6 图2 - 6 和2 - 9 可知，c r h 2 动车组拖车新车轮和磨耗到限车轮最大的v o nm i s e s 应力都出现在轮毂孔处，其值分别为2 9 1 4m p a 和2 3 4 3m p a 。故车轮强度计算取 相应过盈配合量时，动车组拖车车轮的最大v o nm i s e s 应力低于材料弹性极限 ( 3 5 5 m e a ) ，满足设计要求 1 1 , 1 5 。 1 3 2 3c r h 2 动车组拖车车轮静、动强度分析 在实际运营中，不同工况下车轮的受力情况极其复杂恶劣，为了便于分析计算， 参照相关标准，分三种工况和两种加载方式分别计算c r h 2 动车组拖车车轮静、动 强度。计算车轮动强度对，不再考虑过盈配合的影响 1 2 - j 3 】。 2 3 1c r h ：动车组拖车车轮的计算载荷和评价方法 2 3 1 1c r h 2 动车组拖车车轮的计算载荷和工况 依据u i c 5 1 0 5 ，分直线运行、曲线通过和道岔通过三种工况，c r h 2 动车组拖 车车轮受力如图2 1 3 所示，有关符号如下【1 2 】： q ：满轴重静态轮载，为8 0 0 0 k g ( m ) ，7 2 5 0 k g ( t ) ： g ：重力加速度( m s - 2 ) ； f z ：轮轨垂向力，f 严1 2 5 q g ( 蝌) f y ：轮轨横向力，f y = 0 7 q g ( 1 甜) ，导向轮。 各种工况下，车轮载荷计算方法： 工况1 ：直线运行 f z - - 1 ，2 5 q 。g = - 8 8 8 k n f v = 0 工况2 ：曲线运行 f z 一1 2 5 q 。g - - - 8 8 8 k n f v t = 0 7 q 。g - - - 4 9 7 k n 工况3 ：道岔运行 f z - - - 1 2 5 q g - - - 8 8 8 k n f y 2 一o 4 2 q g = - 2 9 8 心4 表2 - 2c r h z 动车组拖车车轮载荷，单位：l 斟 t a b2 - 2 l o a d c a s e sa n d t h e i r f o r c e s o f c r h 2 t r a i l e r w h e e l ，u n i t ：k n ( 2 5 ) ( 2 6 ) ( 2 7 ) ( 2 - 8 ) ( 2 9 ) 2 一l o ) 载荷 工况 f zf v 1 直线运行 8 8 80 2 曲线运行 - 8 8 8 4 9 7 3 道岔运行 8 8 8- 2 9 8 1 4 堡塑2 麴笙组拖至至捡疲茳强度筮盘 2 3 。1 2 应力参量 图2 一1 3 车轮载荷示意图 f i g2 - 1 3l o a d sa n dm e i rp o s i t i o n so nw h e e lt r e a d 确定出下述应力参量： ( 1 ) 分别计算出上述3 种载荷工况下各节点的主应力( 最大主应力与径向应力 等同1 ； ( 2 ) 分别计算出上述3 种载荷工况下各节点的最大应力o m a 。； ( 3 ) 分别计算出上述3 种载荷工况下各节点的最小应力o 。i 。( 等同与最小正应力 在o m a 。方向的投影) ； ( 4 ) 确定各节点的如下应力： 盯m = ( 盯m h + 盯1 1 1 i n ) 2 o m = ( 盯一盯m i n ) 2 a o m = 口一盯m i i l 2 3 1 3 评价准则 车轮辐板上所有节点的动应力范围a o 应低于许用应力，即： 用加工中心加工的车轮 a o 3 6 0 m p a ； 未用加工中心加工的车轮a o 2 9 0 m p a ： 最大v o nm i s e s 应力低于车轮材料弹性极限0 5 5 m p a ) 。 1 5 ( 2 1 1 ) ( 2 1 2 ) ( 2 1 3 ) 韭塞銮煎太堂亟堂僮j 金塞 2 3 2c r h 2 动车组拖车车轮静强度分析 在考虑轮轴之间过盈配合的情况下，分通过直线、曲线和道岔三种工况，对 c r h 2 动车组拖车车轮进行静强度计算分析。给车轮施加载荷时，考虑到车轮辐板 孔的影响，分载荷方向通过辐板孔孔中心和两个辐板孔之b j 来考察动车组拖车车轮 的静强度。 c r h 2 动车组拖车车轮采用直幅板，辐板上有1 2 个直径为2 7 m m 的圆孔，而且 辐板截面厚度有变化区，容易造成应力集中。在过盈配合的影响下，车轮辐板与轮 毂过渡区一直是车轮分析的重点。所以在计算和结果处理时，格外注意这三个部位。 c r h 2 动车组拖车新车轮和磨耗到限车轮各载荷工况下，最大v o n m i s e s 应力及出现 部位如下表2 - 2 和2 3 所示： 表2 - 3c r h 2 动车组拖车新车轮静强度计算结果，单位：m p a t a b2 - 3s t a t i cs t r e n g t hc a l c u l a t i o nr e s u l t so f c r h 2t r a i l e rf l e ww h e e l ，u n i tm p a 载荷方向 ：r ：况晟人 c o nm i s e s 山现部位 通过孔中心通过硒孔中闻 车轮辐板与轮毂过渡区外侧1 7 3 8 1 7 3 6 l 乍轮躺扳扎犀外侧 1 5 5 61 4 7 8 直线运行 下轮辐板变截面区外侧 9 1 99 2 8 币轮辐板与轮毅过渡区内侧2 3 0 8 2 3 2 9 2 _ 哞= 轮辐板孔区内侧2 1 4 72 0 7 8 曲线运行 乍轮辐扳变截面医内侧 1 5 2 91 5 7 5 车轮辐扳与轮毅过渡区外侧 2 1 0 92 1 2 0 3 车轮辐板孔区外侧 1 8 1 81 7 3 8 道岔运行 车轮辐板变截面区外侧 1 3 1 91 3 3 7 表2 4c r h 2 动车组拖车磨耗到限车轮静强度计算结果，单位：m p a t a b2 - 4s t a t i cs t r e n g t hc a l c u l a t i o nr e s u l t so f c r h 2t r a i l e rw o l f fw h e e l ，u n i tm p a 载荷方向 工况最大v o nm i s e s 出现部位 通过孔中心通过两孔中间 车轮辐板与轮毂过渡区外侧 1 3 8 91 3 9 8 l 车轮辐扳孔区外侧1 2 1 7 】1 5 9 直线运行 车轮辐扳变截面区外侧 7 4 67 6 7 1 6 车轮辐板与轮毂过渡区内侧 2 0 3 。82 0 8 9 车轮辐板孔区内侧1 9 1 81 8 1 7 曲线运行 车轮辐板变截面区内侧 1 5 7 61 6 4 6 乍轮辐板与轮毂过渡区外侧1 8 0 11 8 3 ，9 车轮辐板孔区外侧 1 5 0 81 4 9 0 道岔运行 乍轮辐板变截面阿外侧1 2 9 o1 3 3 7 由以上静强度计算结果可知，载荷方向的不同对车轮各部位的影响不同。对于 c r h 2 动车组拖车新车车轮和磨耗到限车轮，虽然载荷施加的方向有所不同，但是 在三种不同的工况下，车轮辐板与轮毂过渡区和车轮辐板变截面区，最大的v o n m i s e s 应力值变化不大，而在车轮辐板孔处最大的v o nm i s e s 应力值有明显的变化， 差值最大可以达到1 0 m p a 。可见载荷方向不同，对车轮辐板孔处的强度有显著影响。 在曲线运行时，车轮各部位的等效应力比较大。在直线运行、曲线运行和道岔 运行三种工况下，不论所加载荷方向和车轮新旧如何，车轮辐板与轮毂过渡区、车 轮辐板孔区和车轮辐板变截面区的最大v o nm i s e s 应力，以第二种工况即曲线运行 时的最大，明显远高于其它两种工况。可见，在这三种工况下，以曲线运行时，车 轮的受力情况最为恶劣。 c r h 2 动车组拖车新车轮和磨耗到限车轮相同工况等效应力差值分析。在直线 运行、曲线运行和道岔运行三种工况下，不论施加载荷的方向如何，新车轮和磨耗 到限车轮的辐板与轮毂过渡区和车轮辐板孔处的最大v o nm i s e s 应力值相差很大， 差值在2 3 3 5 m p a 之间。计算时，所施加外载荷大小和方向都相同，仅仅是新车轮 和磨耗到限车轮的过盈量和轮辋厚度不同，可见，这两个区域最大的v o nm i s e s 应 力受轮轴过盈量大小的影响较大。但是，施加载荷方向和大小相同的情况下，直线 运行时，新车轮和磨耗到限车轮在辐板变截面区的最大v o nm i s e s 应力值相差 1 6 m p a 左右。而在曲线和道岔运行时，差值在0 7 m p a 之间，可见，这个区域的 最大v o nm i s e s 应力大小与轮轴过盈量大小的关系不是太密切。 c r h 2 动车组拖车车轮静强度评价。c r h 2 动车组拖车新车轮辐板最大v o nm i s e s 应力为2 3 0 8m p a ( 施加力的方向通过辐板孔中, r i o 和2 3 2 9m p a ( 施加力的方向通 过两个辐板孔中间) ，磨耗到限车轮辐板最大v o n m i s e s 应力为2 0 3 8m p a ( 施加力 的方向通过辐板孔中心) 和2 0 8 9 m p a ( 施加力的方向通过两个辐板孔中间) 出现在 车轮辐板与轮毂过渡区内侧，均发生在载荷工况2 下，这些应力远低于车轮材料的 弹性极限( 3 5 5 m p a ) ，可见动车组拖车车轮的静强度满足要求。 1 7 2 3 3c r i - 1 2 动车组拖车车轮动强度分析( 不考虑制动力作用) 在不考虑轮轴之间过盈配合和制动力作用的情况下，分直线、曲线和道岔运行 三种工况，进行c r h 2 动车组拖车车轮动强度计算分析。给车轮施加载荷时，考虑 到车轮辐板孔的影响，分载荷方向通过孔中心和两孔中日j 来考察车轮静强度。 c r h 2 动车组拖车新车轮和磨耗到限车轮各载荷工况下( 不含轮轴压装载荷) ， 车轮径向，刷向及轴向应力计算结果如表2 5 至2 - 8 。计算结果表明车轮辐板与轮辋 过渡区内，外侧圆弧