第３１卷第１期２０１１年２月
鐵道機車車輛
２ｏ１１
文章編號
快捷貨車車輪輻板疲勞強度研究
李志強 ，潘樹平 ，周張義 。
（１南車眉山車輛****產品開發部，四川眉山６２００３２；
２ 西南交通大學力學博士後流動站，四川成都６１００３１；３ 南車眉山車輛****博士後工作站，四川眉山６２００３２）摘要
基於結構有限元法，分別按歐洲鐵路和日本鐵路提出的車輪機械設汁載荷和載荷工況，對快捷貨車車輪
輻板的疲勞強度進行分析。汁算結果表明車輪輻板疲勞效能滿足／ｌ己限壽命設計準則要求，其疲勞薄弱區域位於輻板內側面與輪轂圓弧過渡部何。關鍵詞
快捷貨車；車輪；輻板；疲勞強度；限元法
文獻標誌碼：ａ
中圖分類號
車輪是鐵道車輛走行部中最重要的承載部件之一，其疲勞強度直接影響車輛執行安全性¨】］。當前，我國正加緊研製商業運營速度為ｌ６０ ｋｍ／ｈ的快捷貨車。隨著列車執行速度的提高，輪軌問動作用力將加劇，從而車輪的疲勞服役環境變得更為惡劣，故對其疲勞強度進行
設計載荷和載荷工況，對車輪輻板進行疲勞強度理論計算校核；日本鐵路針對鐵道車輛車輪輻板的疲勞強度試
驗研究，也相應提出了一套機械設計載荷和載荷工況確定方法 ；我國鐵路至今尚未建立起必要的技術方法及
標準，當前主要是借鑑國際鐵路聯盟（ｕｉｃ）和歐洲（ｅｎ）等相關設計規範
１．１歐洲鐵路
分析評估是十分必要的＿２］。分別應用歐洲鐵路和日本鐵路提出的車輪機械設計載荷和載荷工況，基於結構有限元法對快捷貨車用非踏面制動車輪進行應力分析，依
據標準。
根據ｕｉｃ ５１ｏ ５標準，對車輪的疲勞強度計算分為
以下３個載荷工況（以下簡稱ａ系列工況）：工況１ａ（直
規定的方法確定車輪輻板區域的疲勞應力狀態，按尤限壽命準則評估輻板疲勞效能是否滿足設計要求。１機械設計載荷和載荷工況
對於鐵道車輛非踏面制動從動車輪輻板的疲勞強度校核，通常僅考慮輪軌間的垂向和橫向載荷作用。在歐洲鐵路行業，主要基於ｕｉｃ ５１０—５標準＿３規定的機械
線執行工況），垂向載荷ｆ ；工況２ａ（曲線執行工況），垂向載荷ｆ ＋輪緣內側橫向載荷ｈ ；工況３ａ（道岔通過工況），垂向載荷ｆ ＋輪緣外側橫向載荷ｈ 。
其中，各工況中施加的載荷值按式（１）計算，各載荷在車輪斷面內的作用位置和方向如圖ｌ所示。
李志強（１９７１）男，四川樂山人，高階程帥（收稿口期
乏髫乏乏薔譬葛薔等
第１期快捷貨車車輪輻板疲勞強度研究
ｆ一ｆ 一ｆ－－ｆ ｑ。１
ｈ 一ｆ ｑ｝（１）
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式中．廠為垂向動載係數，取常值１．２５；ｚ和 。均為橫向動載係數，分別取常值０．７０和０．４２；ｑ。為輪重，即滿載狀態下每個車輪作用在鋼軌上的垂向靜載荷，對於快捷貨車車輪取值為８８．２９ｋｎ。
圖１載荷作用位置及方向（歐洲鐵路）
１．２日本鐵路
日本鐵路在對車輪進行試驗室疲勞強度試驗時，考慮以下４個載荷工況（以下簡稱ｂ系列工況）：工況１ｂ（直線執行工況），垂向載荷ｆ ；工況２ｂ（外側車輪曲線執行工況），垂向載荷ｆｍ＋輪緣內側橫向載荷ｈ ；工況３ｂ（外側車輪曲線執行工況），垂向載荷ｆ舢＋輪緣內側橫向載荷ｈ ；工況４ｂ（內側車輪曲線執行工況），垂向載荷ｆ 。
其中，各工況中施加的載荷值按式（２）計算，各載荷在車輪斷面內的作用位置和方向如圖２所示。
ｆ。ｌｈ—ｆ燦一ｆ一ｆ ｑ。１…
ｆｍ—ｈ一ｈ怖＝＝＝ｂｂｏｏ』
式中為垂向動載係數。當列車最大執行速度 ≤
１２ｏ ｋｍ／ｈ時，取常值１．４０。當時，一１
對於快捷貨車，為為
橫向動載係數，取常值０．６０。
２車輪應力計算模型２．１有限元模型
快捷貨車車輪為軸對稱ｓ形輻板整體輾鋼輪，材質
為ｃｌ６０鋼。由於車輪結構具有複雜的幾何形狀，故應
用傳統的彈性力學解析法難以得出精度較高的應力解。隨著數值計算方法和計算機技術的不斷發展，應用有限元法對車輪進行結構應力分析得到了推廣。車輪在工
作壽命期間會出現踏面磨耗、表面剝離和表面擦傷等破
圖２載荷作用位置及方向（日本鐵路）
壞，當其達到一定的程度時就需進行旋輪處理，直到車輪踏面幾何尺寸達到設計的極限狀態（磨耗到限），該車
輪的使用週期完成。因此，磨耗到限車輪的應力水平高於新造車輪，在強度計算時以車輪磨耗到限的幾何尺寸作為基礎，以保證車輪在整個使用週期的安全性［７］。
在ａｎｓｙｓ軟體中建立了踏面磨耗到限車輪的三維實體模型，使用線性８節點６麵體塊單元進行有限元網格離散。其中，有限元建模中忽略了對輻板應力計算結果無影響的ｒ３倒圓角結構。此外，為考慮輪軸過盈配合作用導致的車輪裝配應力，建立了區域性車軸有限元模型，並在輪轂孔和車軸輪座間設定面一面接觸條件。
依據鐵道車輛輪對組裝技術條件》標準規定＿ｌ，輪軸過盈量設定為容許最大值０．２９１ｍｍ。車輪軸對稱面離散網格如圖３所示；計算車輪應力使用的整體車輪和區域性車軸ｆｅ模型如圖４所示，其由４６ ０００個ｓｏｌｉｄ４５單元、１ ４００個ｃｏｎｔａｌ７４接觸單元和
１４００個ｔａｒｇｅｌ７０目標單元組成，共５７ ２００個節點。
圖３車輪軸對稱面
圖４車輪應力計算
離散網格
ｆｅ模型
２．２ 邊界條件
在車輪應力計算有限元模型中，按圖２和圖３所示載荷作用位置和方向，各工況下的垂向和橫向載荷以集
５４鐵道機車車輛第３１卷
中力形式，分別施加在車輪同一斷面上踏面相應節點位
勞應力迴圈方向投影，投影最小值取為最不利單軸疲勞
應力的最小應力 …。
置處；在區域性車軸軸身一側端面上施加零位移全約束邊
界。３疲勞強度評估方法
（４）對車輪輻板所有圓周部位重複（２）～（３）步驟，
即可確定輻板斷面任意節點處的最不利單軸疲勞應力和。
３．１最不利單軸疲勞應力確定
一方面，由於實際執行中車輪各點的應力由兩種不
３．２ 對稱迴圈等效疲勞應力確定
由於確定出的最不利單軸疲勞應力常為非對稱迴圈，而材料的疲勞極限通常是在對稱迴圈載入條件下得到的。因此，必須考慮平均應力的疲勞強度影響，將非
同頻率的交變應力疊加而成［２］：一種是由車輪轉動而形
成的頻率相對較高的交變應力。車輪是乙個旋轉件，由於轉動，車輪上載荷作用的位置在不斷發生變化，即使載荷數值恆定不變，其上各點的應力也將隨著車輪的轉
動而呈交變應力狀態。另一種是由不同載荷工況交替出現產生的低頻交變應力。在執行過程中，車輪將經歷
對稱迴圈疲勞應力轉化對稱迴圈等效疲勞應力。參考
文獻［２］，同時考慮平均應力效應、尺寸效應和表面加工效應，應用式（３）將非對稱迴圈疲勞應力轉化為對稱迴圈等效疲勞應力。
一不同的載荷工況（直線工況、曲線工況、道岔工況等）。即使車輪不轉動，由於載荷工況的變化，各點的應力也將呈交變應力狀態。因此，確定最不利疲勞應力時應全面考慮不同載荷工況在車輪不同斷面處的作用效應。
／￡盧＋（（１｝
一一 …）／２一 …）／ｚｊ
（３）一
另一方面，考慮車輪在各載荷工況作用下輻板應力均呈
多軸狀態，故需應用合適的多軸應力轉化準則確定等效的最不利單軸疲勞應力。應用ｕｉｃ ５１０—５標準規定的方法確定車輪輻板的最不利單軸疲勞應力，文獻［２，３，７，８］對該方法的具體實施均有詳述。對於軸對稱整體車輪，當有限元網格劃分也為軸對稱時，則同…圓周上各點的交變應力狀態是相同的，輻板最不利單軸疲勞應力只需在乙個斷面上計算即可，其確定步驟可歸結為：
（１）選定乙個車輪斷面作為垂向和橫向載荷的載入區域，並分別計算所有載荷工況作用下的車輪應力結果和分布。
式中為對稱迴圈等效疲勞應力；為應力幅；為
平均應力；ｅ為尺寸係數，取為０．８；ｉ９為表面加工係數，
取為ｏ．８８；為不對稱迴圈係數，取為０．３４。３．３ 許用疲勞應力
參考文獻［２］，依據ｃｉ６０鋼的旋轉彎曲對稱迴圈疲勞極限，並考慮載荷取值的大小、計算結果的精確程
度、材料和結構幾何的分散程度等因素。選取必要的安
全係數，車輪輻板的許用疲勞應力［ ～ ］確定為
２０２ ｍｐａ。
３．４疲勞強度評估
基於無限壽命設計準則，按式（４）評估車輪輻板的疲勞強度。若式（４）成立，則輻板疲勞效能滿足設計要求，否則不滿足要求。
≤ｌ ｌｊ
（４）（２）對於車輪輻板任一圓周處部位，首先確定載入斷面和順時針繞過１８０。後斷面間所有節點，在全部載
荷工況下的主應力值和作用方向；然後取所有結果中最大的主應力為最不利單軸疲勞應力的最大應力應力迴圈方向。
，並取該最大主應力的作用方向為最不利單軸疲勞應力的
４快捷貨車車輪輻板疲勞強度評估
表１列出了評估快捷貨車車輪輻板疲勞強度時，分別按式（１）和式（２）確定出的ａ系列和ｂ系列工況中，作用在車輪上的垂向和橫向機械設計載荷值。
ｋｎ（３）將其餘各組主應力結果分別向最不利單軸疲
表１各工況下車輪的機械設計載荷值
分別基於表１所列兩組設計載荷工況，對快捷貨車
設計載荷工況確定處的輻板疲勞薄弱區域也相同，均位
車輪輻板的疲勞強度進行評估。兩組計算結果均表明，
輻板所有部位的對稱迴圈等效疲勞應力都小於許用疲勞應力，其疲勞效能滿足無限壽命設計準則要求。兩組
於輻板內側面與輪轂圓弧過渡部位，如圖５所示。
表２列出了輻板疲勞薄弱區域部分節點的對稱循
環等效疲勞應力值。從中可見，儘管ｂ系列工況的設計
第１期快捷貨車車輪輻板疲勞強度研究５５
載荷要大於ａ系列工況，但按ｂ系列工況確定出的對稱迴圈等效疲勞應力卻小於ａ系列工況。這主要由於ｂ系列工況未考慮車輪道岔執行工況，而該工況是確定輻板疲勞薄弱區最不利疲勞應力的關鍵載荷工況。
此外，兩組結果中最大對稱迴圈等效疲勞應力均發
生在節點１４ ２５５處，其位於半徑為１８０．０ ｍｍ的圓周上，ａ系列工況的結果值為系列工況的結果值為但都小於許用疲勞應力２０２ｍｐａ，
滿足無限壽命設計準則要求。
圖５車輪輻板疲勞薄弱區域
表２ 輻板疲勞薄弱區域的對稱迴圈等效疲勞應力
５ 結論
（１）分別按歐洲鐵路和日本鐵路提出的機械設計載荷和載荷工況，對快捷貨車車輪輻板疲勞強度進行評
ｅ４３估。結果表明輻板所有部位的對稱迴圈等效疲勞應力都小於許用疲勞應力，其疲勞效能滿足無限壽命設計準則要求。
（２）兩組設計載荷工況確定出的疲勞薄弱區域相同，均位於輻板內側面與輪轂圓弧過渡部位。按歐洲鐵路載荷工況確定出的對稱迴圈等效疲勞應力高於日本鐵路載荷工況，前者計算得出的最大值為１７３．２ｍｐａ，
ｅ５］何瑩，劉忐叫，胡寶義．動車組午輪強度標準與分析方
法ｅｊ］．北京交通大學學報
［７］公尺彩盈，李芾．高速動力車車輪強度分析的工程方法
［ｊ］．內燃機車一１３．
後者計算得出的最大值為均出現在半徑為
１８０．０ ｍｍ的輻板麵圓周上。
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構疲勞強度分析［ｊ］．交通運輸工程學報一
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觸下車輪的強度分析ｅｊ］．內燃機車
［９］唐道武．列車ｊ『輪疲勞強度安全評定的研究［ｊ］．機車電
傳動［２］劉會英，張澎湃，公尺彩盈．鐵道車輛車輪強度設計方法探
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［１ｏ］高俊莉，等鐵道車輛輪對組裝技術條
件ｅｓ］．北京：巾國鐵道出版社，２００３．．
鐵路貨車車輪運用磨耗超限故障調查分析報告
車輪是轉向架的重要部件之一，也是影響車輛執行安全性的關鍵部件之一。車輪與鋼軌相接觸，承擔著車輛的全部重量，並保證車輛在鋼軌上安全高速執行。它不僅要有一定的強度和彈性，同時應具備阻力小和耐磨性好的優點，還應具備必要的抵抗脫軌的安全性。車輪相關部位磨耗超過運用限度，就會危及行車安全。車輪踏面圓周磨耗深度...
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