转向架构架疲劳计算方法的分析

转向架构架疲劳计算方法分析

1112A.Cera ,G.Mancini ,V.Leonardi ,L.Bertini

Trenitalia S.p.A, Florence,1Italy ; Pisa University - Mech. Engng. Dept., Pisa,2

Italy

摘要

本文主要进行了转向架构架强度评定的关键分析，尤其着重于焊接节点。特别分析了针对不同焊接节点的疲劳分析技术。疲劳分析技术中包含的两种方法（疲劳极限和Goodman 曲线）是由欧洲标准EN 13749提出的。通过分析，我们可以知晓方法的准确性和可行性，从而选择最合适的转向架构架分析方法。通过成熟的商业有限元软件（ANSYS ）,我们可以对挑选的标准的可靠性和安全性进行严格地比较。本文研究调查了疲劳分析方法，关注了其中有限元方法的使用。

一、引言

欧洲标准EN 13749，作为欧洲标准化进程的产物，于2005年4月由欧洲标准委员会CEN 提出。规范制定的目的在于定义完整的转向架设计过程。其中包括设计步骤、评定方法、验证以及加工质量要求。

EN 13749编撰了静态和疲劳下载荷的假设和计算。同时标准也定义了转向架构架静态和疲劳阻抗的测试方法。在转向架的章节中，标准针对疲劳预测特别定义了一系列的载荷工况和作用在构架上的不同类型的力。

随着新的数值计算方法的发展（有限元方法），疲劳完整性评估已经发展到较高的水平，尤其是在精确度和细节仿真方面。

即使在近期有了更新，标准仍未解决和定义某些重要部分。仍需要研究的问题主要有两点。首先缺少用于焊接节点的有限元仿真和疲劳评定方法。其次尚未定义多轴应力状态下（特别在铁路应用）疲劳强度评估的标准计算方法。

由于上述未解决的问题，同样的转向架设计用不同的疲劳分析方法可能得到不一样的结果。

从2006年起，意大利铁路（意大利国有铁路运营商）的工程部门和比萨大学机械工程部展开了关于转向架疲劳行为的公共研究项目。项目旨在通过使用有限元仿真建立经证实的、适用于疲劳完整性评估的方法。

在疲劳强度分析技术中，主要采用如下的选择和核对方法：

?名义应力法

?热点应力法

?有效缺口应力法

为了使构架组成的疲劳计算最大程度上与铁路应用中一致，项目组对上述的每种方法都进行了有限元方法模型建立的研究。研究尤其关注了焊接节点的系统化以及于采用的网格划分和单元类型（壳或实体单元）相关的形状细节。在这种情况下，研究的目的指向定义有限元方法系统化和所用分析方法间更多的适用关系。

就适用于疲劳完整性的方法的重要特征而言，研究涉及了使用ERRI B12 RP60报告中提出的关于疲劳计算的两种方法（Goodman曲线和累计损伤）的优缺点。

为了达到研究目的，不少的与有限元软件ANSYS兼容的后处理程序被研发出来。意大利铁路工程部将这些后处理程序应用在疲劳计算中。后处理程序的应用分三种情况：第一种根据ERRI B12 RP60，后两种应用在项目分析的第一部分。

在2007年5月前，作为项目的最终步骤，计算模型的最终验证会在模拟平台上进行。一些结构部件和特殊样品将在合适的实验装置（能够满足通常的多轴应用状态）上检测。通过测试就可以得知关键区域（如焊接节点）的疲劳极限和主要部位的应力大小。

通过比较实验和仿真的结果来验证计算模型的正确性。

二、根据EN 13749对转向架进行疲劳计算

2.1大体的方法

从计算过程上看，结构分析分成两个步骤：

——通过有限元计算对转向架构架进行结构分析；

——通过有限元计算对转向架构架上的连接件进行结构分析。

为了使计算过程得到认可，方法中还应包含下列部分：

——测定作用在结构接口的力；

——求将这些力在代表运行条件的载荷工况下的合力；

——分析在每个载荷工况下力的大小；

——鉴定计算的应力值是否超出了能承受的应力极限。

2.2转向架构架的计算

在转向架使用期内，构架在正常的载荷条件下会受到多种外在力。这些力有

些来自于轮轨接触点和与车体的接合面，有些是由如下原因产生：——两倍的簧载质量，包括额定载荷；

——轨道不平顺；

——由于通过曲线造成的横向加速度；

——由牵引和制动造成的纵向加速度。

考虑到上述列出的力的来源，标准制定了公式和系数来评估计算中的力的值。这些力在载荷工况下的联合作用就可以仿真出车辆运行时构架大部分的疲劳应力状态。

疲劳计算施加的力有：

¨源于簧载质量的垂向力

根据标准所述，力是由三部分组成：

——来自于簧载的静态力（正常状况下的额定载荷）；

——考虑车体在曲线通过时侧滚的准静态力；其大小按照惯例记为静态力的a倍（a为侧滚系数）；

——由于车体在曲线通过时的垂向加速度造成的动态力；其大小按照惯例记为静态力的b倍（b为弹性系数）。

¨源于每根车轴的横向力

对转向架而言，横向力是由曲线通过或者轨道缺陷造成的惯性力。根据标准，横向力包含下面两种：

——由于未平衡加速度引起的值为0.063g的准静态力；

——由于轨道不平顺引起的值为0.063g的动态力。

¨纵向力

纵向力是源于轮轨间的滑动。滑动来自于直轨上的蛇形运动和曲线上不同大小的滚动圆半径。

¨轨道扭曲

因为转向架在过曲线时受扭转的影响，故在计算时按照惯例记轨道扭曲为0.5%。

图1为应用在客运和机车中载荷组合的案例。在这个案例中，工况9是垂向力、横向力和轨道扭曲的组合。更进一步来说，标准定义了其它两力受载情况，将纵向力与垂向力相加。根据标准，这些工况考虑了正常运行中所有可能的载荷分布情况。

图1 客运和机车转向架构架疲劳计算的载荷工况

疲劳计算需要每一个工况下的应力值。为了检查抗疲劳性，计算还需要知道构架的疲劳循环特性。标准提出的两种方法及它们的优缺点如下：

——疲劳极限

这种方法在UIC 提出后被广泛使用。它也被使用在疲劳静态测试的分析中（之后会提到）。在该方法中，确定构架上每一点的最大应力值max s

和最小应力值min s 。max s 和min s

是由所有载荷工况单独作用得来的。由max s 和min s 就可以得到平均应力m s

。将疲劳循环的应力辐与材料的疲劳极限比较（比如用Goodman

曲线）。 这种方法总体上是偏保守的，不需要知道构架使用过程中的载荷谱。这个方法的主要优点是转向架使用的典型钢材非常普通，其疲劳极限已知。处理转向架

的多数焊接节点、未经过热处理的转向架也因此变得方便（ERRI B12 RP60的报告中给出了所有的疲劳数据和Goodman曲线）。当转向架受到真实的载荷谱时，用该方法的简化处理显得十分粗糙。

——累计损伤

这种方法考虑了所有工况组合的影响。必须知道每个工况作用在转向架上的循环次数。通过材料的Wohler图（S-N）就可从循环次数确定抗疲劳性能。接着通过累计损伤假设（如Palmgren-Miner法则）确定总的损伤。

这种方法的优点在于使用应力谱而趋近于实际情况，从而完成对结构强度和构架质量的优化。与此同时，在考虑所有运行工况下定义载荷谱是十分复杂的过程。

2.3构架连接件计算

在转向架使用期内，正常载荷和惯性载荷都会通过连接件作用到构架上。在正常运行载荷的疲劳计算中，受力要考虑由构架连接件造成的因素的影响、——由构架上附着质量造成的惯性力；

——由轴箱上附着质量造成的惯性力（簧下质量）；

——源于阻尼器的负载；

——源于制动的负载；

——源于牵引电机的负载；

——作用在抗侧滚装置的负载。

必须分别对每个承载结构进行疲劳计算。每次计算都要有两种载荷工况：——垂向载荷（源于簧载质量）和作用在连接件上的惯性加速度最大¤最小值。

——垂向载荷（源于簧载质量）和运行状态下作用在连接件上力（源于阻尼器和制动等）的最大¤最小值。

验证方法与转向架构架疲劳计算所述的相同。

三、疲劳强度分析的相关因素

图2所述的因素很大程度上影响了焊接结构的疲劳失效。相对于其他一般的疲劳承载结构，这些因素特定于焊接结构或与焊接结构有相当高的相关性。

这些因素中最重要的[3-5,9,10]有：

?应力集中；

?不同的焊接节点区之间材料的力学性能变化；

?残余应力；

?疲劳循环的平均应力；

?有无缺陷（裂纹）。

另外还需考虑其他一些因素，如：

?多轴应力状态；

?载荷的幅值变化。

假定这些因素与车辆结构有特定的关系。

用于铁路转向架疲劳强度评估的分析工具必须充分考虑到所有的影响因素。

图2 影响焊接结构疲劳强度的因素

接下来对部分因素进行简单的分析。

焊接结构的应力集中主要来自于下列两种途径：

?焊接节点的形状；

?节点内材料性能的变化。

其中焊接节点的形状是最重要的。焊接节点交接处常有大的外形的改变，焊接节点根部有小半径的圆弧。通常与焊接节点形状相关的应力集中系数K=）的值在1.5至5的范围内变化[6-7]。相反，由材料的弹性性（

max min

t

能（特别是泊松比ν）造成的应力集中系数在不同焊接节点区域（即母材区BM、热影响区HAZ、熔合区FZ等）的变化非常小，通常不超过1.1-1.2。

焊缝具体问题在于缺口根部的半径一般非常小（小于1微米）。因此不能用

最大弹性极限去预测疲劳寿命。必须根据缺口的敏感度使用一个“有效值”代替最大弹性极限。

在原则上，焊接节点的t K 的实际值可以通过有限元模型有效地评估。然而，

实际节点的形状不确定性（形状在焊缝间也会变化）使得评估变得相当困难，对此设计出了特定的分析步骤。

在原则上结合节点内材料疲劳强度的变化和应力的变化，就可以确定出实际疲劳失效起始位置。然而，实际上相比于应力的变化，材料性能变化的影响可以忽略不计。疲劳失效通常发生在最大应力集中的部位，即焊缝根部或焊趾。焊接结构的残余应力可能达到很大的值，这取决于结构的形状、静态不确定性程度以及焊接技术（焊接类型、焊接顺序等）。实际残余应力值的确定是通过测量或者使用计算机（即有限元方法）仿真得来的。测定残余应力值是非常复杂的过程，结果变化大，不确定程度高。

残余应力（res s

）对焊接结构疲劳失效有特定的影响（图3）。残余应力叠加在外载荷（ext s ）上，增加了循环的平均应力（m s ）。m s 的增加通常意味着疲劳寿命的减少，这对焊接结构也不例外，特别是当残余应力很小时（例如对焊后热处理即PWHT 的结构）。

图3 残余应力对疲劳应力循环的影响：（a ）残余应力

（b ）外载荷作用下的应力循环 （c ）残余应力影响下的应力循环

然而，如果循环的最大应力超过了材料的屈服极限（这对未经焊后热处理的高残余应力结构来说非常常见），那么不发生破坏的最大应力就不会超过屈服极限。因此，循环的平均应力总是取最小值，相当独立于外载荷循环的平均应力，尤其对高应力状态而言[6]。

通常而言，残余应力的影响不直接计入疲劳寿命评估中。结构通常根据预期受到的高或低残余应力分为不同的种类。每个种类都有特定的许用疲劳极限。

焊接节点存在缺陷如裂纹是相当常见的。结构的疲劳寿命会大大地缩短，实际上疲劳萌生所需的应力循环次数降为零或接近于零。缺陷的处理一般根据规定限制其在可接受的范围内。这样以来，缺陷对疲劳寿命的影响就可以忽略。

四、疲劳强度分析技术

在疲劳强度分析技术的发展史中有不同的焊接疲劳分析技术的案例。不同的方法在所需分析应力和应用领域的一般性方面有所不同。另外，之后提出的分析方法是专门用在某些特定的应用场合（如起重机、建筑物、压力容器、海上结构）。

在这些分析手段中最广泛使用的有如下几种：

?名义应力法（NSS）[1,2]；

?热点应力法（HSS）[1,8]；

?有效缺口应力法（ENS）[9]。

另外，在当前的研究中也参考了EN 13749中专门针对转向架和铁道车辆结构分析的内容。

名义应力法是基于传统的焊接部分的定义，使用简支梁模型推导出应力分布（常量或线性）。名义应力法保证了焊接节点传递的力矩和外在力的平衡。用这种方法进行应力评估十分方便，可以人工进行或通过简单的有限元模型。然而，我们也必须注意到该方法的不足在于节点实际最大应力和名义应力的比值显然受到如下因素的影响：

?局部焊缝的形状；

?总体节点的形状；

?载荷类型（如正应力、弯曲应力等）。

对上述每种参数的组合进行分析都需要特定的疲劳强度曲线。因此，需要很多不同情况下的疲劳强度曲线，不能保证能找到某一特定情况合适的曲线。接下来，对名义应用法的使用将基于欧洲规范（EUROCODE）中的强度曲线[1]。

图4 热点应力和有效缺口应力下的焊接节点应力分布

热点应力法首先是用于海上平台结构的分析。该方法以认为焊接节点附近的应力分布主要为以下两个部分为基础（图4）：

?一部分沿着板厚线性变化，大小等于外载荷（几何应力），在焊趾的最大

s）；

值叫做热点应力（

HS

?另一部分非线性分布，不产生力和力矩，代表着由焊接缺口的形状造成的局部变化（峰值应力）。

热点应力法的基本思想是实际作用在焊趾的最大应力与热点应力成正比。比例系数取决于焊缝局部形状（不是节点总体形状）。因此，只需要知道每种焊接方式的形状（如对接焊缝或角焊缝）的疲劳强度曲线。这极大程度上使得分析简单而合理。这种方法的缺点是在理论和实际中求热点应力的值有些困难。实际上通过任一有限元软件计算的应力区间都会显示线性分布和大致的非线性分布。因此，为了只确定出线性的分布，必须有额外的推断方法（这尤其对建筑网格化标准十分必要）。热点应力法的另一个缺点是只考虑了焊趾的疲劳失效，没有考虑焊缝根部失效的可能性。

有效缺口应力法基于估测实际作用在节点上（焊缝根部或焊趾）的最大应力的值（图4）。

不难有如下的发现：

?最大缺口应力很大程度上局部焊缝形状的影响，后者沿节点的变化很大；

?焊缝缺口根部的半径通常很小。因此，最大线弹性缺口应力的值不是影响疲劳寿命的主要因素。

进而假定一种有效缺口应力。这可以看作缺口根部之外、微结构控制特征区域上的平均应力。有效缺口应力的计算是将实际（变化的和未知的）缺口根部半径用常规半径（常数）替代，后者只依赖于材料本身（以结构钢为例，通常定义其特定值为1.0mm）。图5是进行有效缺口应力评估的有限元模型。模型使用了高精度网格，使用了微结构分析技术。

图5 案例——用有限元网格化对有效缺口根部半径做ENS评估

在这种方法中，对于给定的某一种焊接技术，其疲劳强度曲线都是独特的。当有效缺口半径与实际钢板厚度相当时（ENS方法适用于厚度超过5-6mm的焊板），用ENS方法进行分析就显得困难而复杂，这就是该方法的不足之处。用最大主应力判定的名义应力法的应用最为广泛，通常与HSS法和ENS法结合使用。

ERRI B12 RP60在关于转向架构架疲劳分析的部分提供了两种备选的疲劳分析手段：

?累计损伤法（CDM）；

?Goodman曲线法（GDM）。

这些方法思想基础是通过实验用应变计测定当前结构上的应力。然而，测定可以轻易地通过有限元仿真替代，至少在设计阶段可以将实验方法转为数值方法。

CDM方法本质上旨在对名义应力进行大致估值。应变计的安置于焊趾保持一定距离（板厚的30%，对构架而言通常是8-10mm）。这样就可以获得名义应力的大致估值，避免由于局部焊接形状造成的应力集中。多轴准则本质上是最大第一主应力。在转向架章节中特别给出了一系列焊接形状的疲劳强度曲线（与[1]中所述相近）。相反，GDM方法本质上旨在对热点应力进行大致估值。与CDM

方法相比，应变计的位置非常接近于焊缝。这种方法同样用最大主应力准则解释多轴情况。对不同的焊接方法（如对接焊缝和角焊缝）有特定的Goodman曲线。

五、焊接节点的有限元疲劳分析

对转向架焊接构架的结构和疲劳分析而言，所用的有限元模型的合适、精确程度的标准十分依赖于所用的疲劳分析方法。

实际上之前叙述的不同应力分析手段所需的应力评估是不同的。有限元模型必须适当考虑评估所需的要求。

5.1名义应力法

有限元模型既可以用实体单元建立也可以用壳单元建立。在这两种情况中，对有效焊缝刚度的正确仿真都比对母材金属板刚度的仿真重要。因为前者能影响节点不同区域的应力分布。

对于角焊缝，适宜用图来表示其横向形状（图6）。使用壳单元时，习惯性插头特定的单元表示出厚度。

需要特别关注焊缝区域的网格尺寸。实际上，如果网格过分粗糙，得到的应力值达不到可接受的精度。网格太精细会导致多余或不真实的结果，如应力奇异。

借助简支梁理论，可以通过提取沿着焊缝横向尺寸传递的力和力矩有效地计算相应区域的名义应力。

图6 有限元分析（实体单元）：（a）节点形状

（b）有限元模型，包含图示焊缝（c）无焊缝的有限元模型

5.2热点应力法

热点应力法需要对焊趾应力场中的线性部分做估计。这部分的应力最好通过壳单元模型获得（图7），而自动过滤掉非线性成分。近年来，对于焊缝的问题，结合特定单元尺寸的不同的模型技术已经被研发出来了，热点应力评估精度得以提高。而有限元模型的建立过程趋于繁琐。

图7 用于HSS评估的管状焊接节点的有限元分析（壳单元）

5.3有效缺口应力法

有效缺口应力评估的有限元模型通常都以子结构技术（图8）为基础。用粗糙的模型（与适用于名义应力法的模型相似）来显示整体的结构位移场。接着使用展示焊缝细节、包含有效缺口根部半径的结构来获得有效缺口应力。

这种方法在结构上包含了焊缝的缺陷。因而这种方法最让人感兴趣的前景是它（至少在理论上）能够说明焊缝形状缺陷的影响。

图8 基于子结构方法，用于ENS评估的特定有限元模型

六、转向架构架疲劳分析的应用

将之前所述的疲劳寿命计算方法应用于意大利铁路和其他方面所应用的转向架构架的设计上。

图9展示了展示了转向架分析所用的有限元模型。

与有限元软件ANSYS相兼容的后处理程序被研发出来，与所选择的主要计算方法相结合，从而获得计算结果并相比较。

基于上述的应用，接下来主要可以得出如下的结果：

?依据欧洲标准（EUROFER）和ERRI B12 RP60 Goodman曲线法（GDM）得到的名义应力的结果相似。考虑到这两种方法的相似处，出现这种现象这并不奇怪；

?依据ERRI B12 RP60 GDM和有效缺口应力法（ENS）得到的结果相近。

而它们的预测没有ERRI B12 RP60 CDM和名义应力法（NSM）保守；

?由于转向架的实际疲劳强度未知，无法对不同方法预测的准确性做出可靠的结论。

图8 转向架构架疲劳分析的有限元模型案例

七、总结和展望

基于上述的结果，可以提出做出如下的总结：

?对一些常见焊接结构疲劳分析方法展开关键分析，讨论了它们的理论基础和应用前景；

?讨论了分析方法中所使用的有限元模型的要求，指出某些关键点；

?用热点应力法、有效缺口应力法和ERRI B12 RP60 Goodman曲线法得出的结果类似。相比之下，用名义应力法和ERRI B12 RP60累计损伤法得到的

结果偏保守。

?由于转向架的实际疲劳数据未知，无法对不同方法预测的准确性做出决定性的评判。

在2007年5月之前，项目的最终环节将展开对转向架结构的全面测试。测试将获得具体实验的S-N曲线，并将S-N曲线与更多的模型预测相比较。这对检验所选的计算方法十分重要。

项目所取得的结果和经验有助于日后EN 13749的修订，从而完成转向架构架设计的验收流程。

References

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机车转向架构架强度的有限元分析

机车转向架构架强度的有限元分析 作者：郁炜江海兵 构架是机车转向架最关键的零部件之一，也是转向架其它各零部件的安装基础，在机车的牵引运行中起传递牵引力、制动力、横向力及垂向力的作用，因此，机车转向架构架的可靠性对机车的性能和安全性有重大影响。传统的转向架构架强度的可靠性评价大多通过物理样机的某些试验，再通过金属探伤、磁电探伤等方法来检验…，成本高，开发周期长。所以，使用有限元的理论对转向架构架建模，并利用有限元分析软件对其进行应力分析和强度计算来确保机车转向架构架的可靠性有重大意义，本文在此进行了尝试。 目前，国外几家著名的公司研制的有限元分析软件如MSC、ANSYS、I-DEARS等在国内许多设计中得到了较为广泛的应用。MsC公司提供的有限元软件在有限元建模、结构分析(静态、瞬态动力学)、热、电磁场、流体问题等及其耦合问题、接触、强非线性、碰撞等方面都有独到的处理方法，本文详细介绍了其中的前后处理软件MSC／PATRAN和结构分析软件MSC／NASTRAN在机车转向架构架强度计算与分析中的应用。 1 有限元强度计算模型的建立 机车转向架构架一般为箱型梁结构，有限元计算模型可以采用薄板单元按照设计图纸上的实际尺寸建模，并根据构架各部分是否承受载荷确定网格的疏密程度，在MSC／PATRAN 软件中生成有限元计算网格模型。文中选择一例已通过物理样机测试实验、强度合格的机车转向架构架进行分析。它是由两根侧梁、一根横梁和两根端梁组焊成的"日"字形结构，整个构架计算模型共有20 225个薄板单元和27 848个节点，如图1。

2有限元强度计算的载荷和边界条件 在机车转向架构架的有限元计算分析过程中，施加约束和载荷的原则是在构架主动施力处施加载荷，被动受力处施加约束： 机车运行时，作用在构架上的载荷可以归纳为静载和动载两大类。静载荷在运行过程中具有确定不变的数值和方向，包括机车上部重量、转向架自重以及安装在转向架上各种装置的重量、电传动内燃机车与电力机车的牵引电机的重量、液力传动内燃机车的中问齿轮箱重量等；动载荷是在运行过程中方向和大小都随时间变化的载荷，包括由于车体振动产生的附加垂向动载荷、机车牵引运行时作用在构架上的纵向力、机车通过曲线时作用在构架上的侧向力、牵引电机作用于构架的振动载荷以及工作时的反扭矩或电阻制动反扭矩、齿轮箱工作时的反扭矩、制动力、由于线路及其它原因使构架产生的扭曲力等。机车转向架载荷的大小和方向根据具体的设计要求和实际情况确定。本文研究对象的计算载荷值如表1所示。

6.疲劳计算

第六章疲劳计算 通过大量全尺寸梁试件的疲劳断裂试验证明：影响焊接结构疲劳强度的最重要因素是应力幅（最大应力与最小应力的代数差）、接头细部构造类型，而不是最大应力、应力比。从而使焊接结构的疲劳设计概念产生了改变，即从按最大应力设计改变为按应力幅设计的概念。 应力设计改变为按应力幅设计的概念

第一节最大应力法 对非焊接结构，应用最大应力法设计的概念还是对的。最大应力法认为，影响结构构件或连接疲劳强度的主要因素有最大应力、应力比、循环次数和缺口效应（构造类型的应力集中情况）等应力比为绝对值最小与最大应数和缺口效应（构造类型的应力集中情况）等。应力比为绝对值最小与最大应力之比（拉应力取正值，压应力取负值），它代表了应力循环特征。 N σ?最大应力法是依靠对结构原型或模型的疲劳试验所得出的曲线，用以预估疲劳强度或寿命，国外通常称为曲线，S 代表应力，N 为以循环次数表示的疲劳寿命。 S N ?

疲劳强度的计算公式为 疲劳强度的计算公式为：（6.10） []σσΔ≤Δ为名义应力的应力幅。其中为计算部位各次应力循环中最大拉应力 （取正值）； 为计算部位各次应力循环中最小拉应力（取正值）或压应力（取负值）σΔmax σmin σ（取负值）。 上述的应力符号是广义应力，它多数情况代表正应力，但也可能代表剪应力（如计算角焊缝的疲劳强度时）。σ三、非焊接结构常幅疲劳的折算应力幅 非焊接结构一般不存在很高的残余应力。对应力比的同号应力循环，因残余应力对疲劳强度影响不大，仍可用与焊接结构相同的应力幅进行计算。但对的异号应力循环，采用应力幅计算将偏于安全太多。规范为了统一用一种表达式，引入了折算应力幅的概念。计算式为： （6.11） 上式实际上与最大应力法的计算式是一致的。 []max min 0.7σσσσΔ=?≤Δ

转向架结构及常见故障分析

第一节：转向架的作用 转向架是承载车体重量和传递走行动力的导向部件，是大型养路机械的重要组成部分，其主要作用如下： 1）承载车体重量 转向架作为一个独立的走行装置，它直接支撑车体，承受和传递车架以上各部分（车体，车架，动力传递装置及作业装置等）的重量； 2）传递走行动力 把轮轨接触处产生的轮轴牵引力，以及通过曲线时轮轨之间的横向作用力传至转向架构架，经过减震环节再传向车体，同时，转向架引导车辆在线路上运行； 3）曲线通过 转向架可相对车体回转，其固定轴距也较小，故能使车辆顺利通过半径较小的曲线，并大大减少车辆的运行阻力。 4）提高车辆的运行平稳性 转向架的结构要便于弹簧减振装置的安装，使之具有良好的减振特性，以缓和车辆和线路之间的相互作用，减小振动和冲击，使车体在各振动方向上的位移量减小，提高车辆运行平稳性和安全性。 5）保证必要的粘着力和制动力

充分利用轮轨之间的粘着，传递牵引力和制动力，放大制动缸所产生的制动力，使车辆具有良好的制动效果，以保证在规定的距离之内停车。 6）便于检修 转向架是车辆的一个独立部件，在转向架于车体之间尽可能减少联接件。易于从车辆底架下推进，推出，便于检修，有利于劳动条件的改善和检修质量的提高。

第二节转向架的主要技术要求 转向架是大型养路机械的主要组成部分之一，它用来传递车辆的各种载荷，并利用轮轨间的粘着作用保证牵引力的产生。转向架结构性能的好坏，直接影响大型路养机械的牵引能力、运行品质、轮轨磨耗和运行安全。 转向架应具有的技术要求是： （1）强度和刚度 转向架各部分必须保证足够的强度和刚度，特别是转向架构架对刚度的要求较高，因为它是转向架的基础，若刚度不足，会影响转向架各部分之间的相对位置。 （2）运行横向稳定性 在直线地段运行，应有良好的横向稳定性，也即大型养路机械达到最高运行时速时，绝不容许发生蛇行失稳。若发生剧烈蛇行，会产生很大的横向轮轨作用力，造成车轴轴承过热及对线路的破坏，同时影响横向运行品质和运行安全。 （3）运行平稳性 运行平稳性表示人所感觉到的运行品质，即通常说的舒适度。运行平稳性就表示舒适度，容易使人疲劳，降低机组人员作业的熟练程度。因此，对于大型养路机械转向架的垂向与横向振动，都有明确的限度要求。

转向架的作用及组成

. 一、转向架的作用及组成 作用： 1.采用转向架是为了增加车辆载重，长度，容积，提高运行速度，满足铁路运输发展。 2.在正常运行条件下，车体能可靠的坐落在转向架上，通过轴承装置是车轮沿钢轨的 滚动转化为车体沿轨道线路运行的平动。 3.支承车体，承受并传递从车体至轮对之间的各种载荷及作用力，并使轴重均匀分配。 4.保证车辆运行安全，灵活的沿直线线路运行和顺利通过曲线。 5.转向架结构要便于弹簧减震装置的安装，使之具有良好的减震特性，以缓和车辆和 线路之间的相互作用，减小振动和冲击，减小应力，提高车辆运行平稳性和安全性。 6.充分利用轮轨之间的黏着，传递牵引力和制动力，放大制动缸所产生的制动力，是 车辆具有良好的制动效果。 7.转向架为车辆一个独立部件，便于转向架的拆装，单独制造和检修。 组成 1、轮对轴箱装置 2、弹性悬挂装置（两系悬挂，弹簧减振装置） 3、构架 4、基础制动装置 5、转向架支撑车体的装置 6、牵引电机与齿轮变速传动装置

. 二、转向架的分类 1.轴数与类型 按轴数分为二轴、三轴、多轴转向架 按轴型分B、C、D、E型轴转向架 2.轴箱定位方式：约束轮对于构架之间相对运动的机构，称轴箱定位装置 形式有：①固定定位 ②导框式定位 ③摩擦导框式定位 ④油导桶式定位 ⑤拉板式定位 ⑥拉杆式定位 ⑦转臂式定位 ⑧橡胶弹簧定位 3、按弹簧悬挂装置分类 一系弹簧悬挂：车体主轮对之间，只设有一条弹簧减振装置 二系悬挂 4、对心盘集中承载的转向架，根据摇枕悬挂装置中的弹簧的横向跨距的不同，悬挂形式分为： 1.内侧悬挂：弹长度<车长度（横向）

2.外侧悬挂：> 3.中心悬挂：= 中央弹簧横向跨距大小，对于车体在弹簧上的稳定性效果显著，增加其跨距可以增加车体倾覆的复原力矩，提高车体在弹簧上的稳定性，各种型号转向架的主要区别： 橡胶弹簧定位：南京地铁使用 转臂式定位：广州地铁 四、按垂向载荷的分类方式 （一）车体与转向架之间的载荷传递 1．心盘集中承载 2.非心盘集中承载 3.心盘部分承载 （二）转向架中央悬挂装置的载荷传递 1.具有摇动台装置的转向架（缓解横向振动） 2.无摇动台装置的转向架（内有空气弹簧，符合轻量化要求） （三）构架与轴箱之间的载荷传递 1、转向架侧架直接置于轴向轮对上，无轴箱弹簧装置 2、支悬于均衡弹簧之上 3、由轴箱顶部弹簧支撑

第6章结构件及连接的疲劳强度计算原理分解

第6章结构件及连接的疲劳强度 随着社会生产力的发展，起重机械的应用越来越频繁，对起重机械的工作级别要求越来越高。《起重机设计规范》GB/T 3811-2008规定，应计算构件及连接的抗疲劳强度。对于结构疲劳强度计算，常采用应力比法和应力幅法，本章仅介绍起重机械常用的应力比法。 6.1 循环作用的载荷和应力 起重机的作业是循环往复的，其钢结构或连接必然承受循环交变作用的载荷，在结 构或连接中产生的应力是变幅循环应力，如图6-1所示。 起重机的一个工作循环中，结构或连接中某点的循环应力也是变幅循环应力。起重机工作过程中每个工作循环中应力的变化都是随机 的，难以用实验的方法确定其构件或连接的 抗疲劳强度。然而，其结构或连接在等应力 比的变幅循环或等幅应力循环作用下的疲劳 强度是可以用实验的方法确定的，对于起重 机构件或连接的疲劳强度可以用循环记数法 计算出整个循环应力中的各应力循环参数， 将其转化为等应力比的变幅循环应力或转化 为等平均应力的等幅循环应力。最后，采用 累积损伤理论来计算构件或连接的抗疲劳强度。 6.1.1 循环应力的特征参数 (1) 最大应力 一个循环中峰值和谷值两极值应力中绝对值最大的应力，用c max表示。 (2) 最小应力 一个循环中峰值和谷值两极值应力中绝对值最小的应力，用c min表示。 (3) 整个工作循环中最大应力值 构件或连接整个工作循环中最大应力的数值，用：？max表示。 (4) 应力循环特性值 一个循环中最小应力与最大应力的比值，用r二三皿表示。 □max (5) 循环应力的应力幅 一个循环中最大的应力与最小的应力的差的绝对值，用二表示。

钢筋疲劳计算

这部分要求大家掌握： 影响疲劳强度的主要因素包括，应力幅，应力循环次数，结构构造细节（构造细节决定了应力集中程度，教材按照规范把不同的构造分成了8种类型），疲劳强度的计算。 疲劳破坏属于脆断。 GB50017-2003规定，小结如下： 1、直接承受动力荷载重复作用的钢结构及其连接，当应力变化的循环次数n 等于或大于5万次时（美国规范是2万次），应进行疲劳计算； 2、应力循环中不出现拉应力的部位，可不计算疲劳； 3、计算疲劳时，应采用荷载的标准值； 4、对于直接承受动力荷载的结构，计算疲劳时，动力荷载标准值不乘动力系数； 5、疲劳计算应采用容许应力幅法，应力按弹性状态计算。区分为常幅疲劳和变幅疲劳。常幅疲劳计算如下：Δσ≤[Δσ] Δσ——对焊接部位为应力幅，Δσ=σmax -σmin 对非焊接部位为折算应力幅，Δσ=σmax -0.7σmin βσ/1][?? ? ??=?n C ，n ——应力循环次数；C 、β参数，查表确定。 6、规定不适用于特殊条件（如构件表面温度大于150℃，处于海水腐蚀环境，焊后经热处理消除残余应力以及低周-高应变疲劳条件等）下的结构构件及其连接的疲劳计算。 规范存在的问题： （1）不出现拉应力的部位可不计算疲劳。但对出现拉应力的部位，例如 σmax =140MPa 、σmin =-10MPa 和σmax =10MPa 、σmin =-140MPa 两种应力循环，Δσ都是150， 按规范计算疲劳强度相同，显然不合理。 （2）螺栓受拉时，螺纹处的应力集中很大，疲劳强度很低，常有疲劳破坏的实例，但规范没有规定，应予补充。

【计算例题】 某承受轴心拉力的钢板，截面为400mm ×20mm ，Q345钢，因长度不够而用横向对接焊缝如图所示。焊缝质量为一级，焊缝表面加工磨平，。钢板承受重复荷载，预期循环次数610=n 次，荷载标准值0,1365min max ==N kN N ，荷载设计值kN N 1880=。试进行疲劳计算。 提示：容许应力幅βσ/1][?? ? ??=?n C ，4,1061.812=?=βC ，2/295mm N f =。 更详细些的规定（不需要大家掌握）：GB50017-2003规范对疲劳计算所作的说明 6.1一般规定 6.1.1本条阐明本章的适用范围为直接承受动力荷载重复作用的钢结构，当其荷载产生应力变化的循环次数4105?≥n 时的高周疲劳计算。需要进行疲劳计算的循环次数，原规范规定为510≥n 次，考虑到在某些情况下可能不安全，参考国外规定并结合建筑钢结构的实际情况，改为4105?≥n 次。 6.1.2本条说明本章的适用范围为在常温、无强烈腐蚀作用环境中的结构构件和连

第6章结构件及连接的疲劳强度计算原理

148 第6章 结构件及连接的疲劳强度 随着社会生产力的发展，起重机械的应用越来越频繁，对起重机械的工作级别要求越来越高。《起重机设计规范》GB/T 3811-2008规定，应计算构件及连接的抗疲劳强度。对于结构疲劳强度计算，常采用应力比法和应力幅法，本章仅介绍起重机械常用的应力比法。 6.1 循环作用的载荷和应力 起重机的作业是循环往复的，其钢结构或连接必然承受循环交变作用的载荷，在结构或连接中产生的应力是变幅循环应力，如图6-1所示。 起重机的一个工作循环中，结构或连接中某点的循环应力也是变幅循环应力。起重机工作过程中每个工作循环中应力的变化都是随机的，难以用实验的方法确定其构件或连接的抗疲劳强度。然而，其结构或连接在等应力比的变幅循环或等幅应力循环作用下的疲劳强度是可以用实验的方法确定的，对于起重机构件或连接的疲劳强度可以用循环记数法计算出整个 循环应力中的各应力循环参数，将其转化为等应力比的变幅循环应力或转化为等平均应力的等幅循环应力。最后，采用累积损伤理论来计算构件或连接的抗疲劳强度。 6.1.1 循环应力的特征参数 (1) 最大应力 一个循环中峰值和谷值两极值应力中绝对值最大的应力，用max σ表示。 (2) 最小应力 一个循环中峰值和谷值两极值应力中绝对值最小的应力，用min σ表示。 (3) 整个工作循环中最大应力值 构件或连接整个工作循环中最大应力的数值，用max ?σ 表示。 (4) 应力循环特性值 一个循环中最小应力与最大应力的比值，用min max r σσ=表示。 (5) 循环应力的应力幅 一个循环中最大的应力与最小的应力的差的绝对值，用σ?表示。

转向架构架疲劳计算方法的分析

转向架构架疲劳计算方法分析 1112A.Cera ,G.Mancini ,V.Leonardi ,L.Bertini Trenitalia S.p.A, Florence,1Italy ; Pisa University - Mech. Engng. Dept., Pisa,2 Italy 摘要 本文主要进行了转向架构架强度评定的关键分析，尤其着重于焊接节点。特别分析了针对不同焊接节点的疲劳分析技术。疲劳分析技术中包含的两种方法（疲劳极限和Goodman 曲线）是由欧洲标准EN 13749提出的。通过分析，我们可以知晓方法的准确性和可行性，从而选择最合适的转向架构架分析方法。通过成熟的商业有限元软件（ANSYS ）,我们可以对挑选的标准的可靠性和安全性进行严格地比较。本文研究调查了疲劳分析方法，关注了其中有限元方法的使用。 一、引言 欧洲标准EN 13749，作为欧洲标准化进程的产物，于2005年4月由欧洲标准委员会CEN 提出。规范制定的目的在于定义完整的转向架设计过程。其中包括设计步骤、评定方法、验证以及加工质量要求。 EN 13749编撰了静态和疲劳下载荷的假设和计算。同时标准也定义了转向架构架静态和疲劳阻抗的测试方法。在转向架的章节中，标准针对疲劳预测特别定义了一系列的载荷工况和作用在构架上的不同类型的力。 随着新的数值计算方法的发展（有限元方法），疲劳完整性评估已经发展到较高的水平，尤其是在精确度和细节仿真方面。 即使在近期有了更新，标准仍未解决和定义某些重要部分。仍需要研究的问题主要有两点。首先缺少用于焊接节点的有限元仿真和疲劳评定方法。其次尚未定义多轴应力状态下（特别在铁路应用）疲劳强度评估的标准计算方法。 由于上述未解决的问题，同样的转向架设计用不同的疲劳分析方法可能得到不一样的结果。 从2006年起，意大利铁路（意大利国有铁路运营商）的工程部门和比萨大学机械工程部展开了关于转向架疲劳行为的公共研究项目。项目旨在通过使用有限元仿真建立经证实的、适用于疲劳完整性评估的方法。 在疲劳强度分析技术中，主要采用如下的选择和核对方法：

细解Ansys疲劳寿命分析

细解Ansys疲劳寿命分析 2013-08-29 17:16 by:有限元来源:广州有道有限元 ANSYS Workbench 疲劳分析 本章将介绍疲劳模块拓展功能的使用: –使用者要先学习第4章线性静态结构分析. ?在这部分中将包括以下内容: –疲劳概述 –恒定振幅下的通用疲劳程序，比例载荷情况 –变振幅下的疲劳程序,比例载荷情况 –恒定振幅下的疲劳程序，非比例载荷情况 ?上述功能适用于ANSYS DesignSpacelicenses和附带疲劳模块的更高级的licenses. A. 疲劳概述 ?结构失效的一个常见原因是疲劳,其造成破坏与重复加载有关 ?疲劳通常分为两类: –高周疲劳是当载荷的循环（重复）次数高(如1e4 -1e9)的情况下产生的. 因此，应力通常比材料的极限强度低. 应力疲劳（Stress-based）用于高周疲劳. –低周疲劳是在循环次数相对较低时发生的。塑性变形常常伴随低周疲劳，其阐明了短疲劳寿命。一般认为应变疲劳（strain-based）应该用于低周疲劳计算. ?在设计仿真中, 疲劳模块拓展程序（Fatigue Module add-on）采用的是基于应力疲劳（stress-based）理论，它适用于高周疲劳. 接下来，我们将对基于应力疲劳理论的处理方法进行讨论. …恒定振幅载荷 ?在前面曾提到, 疲劳是由于重复加载引起: –当最大和最小的应力水平恒定时, 称为恒定振幅载荷. 我们将针对这种最简单的形式，首先进行讨论. –否则，则称为变化振幅或非恒定振幅载荷

…成比例载荷 ?载荷可以是比例载荷, 也可以非比例载荷:–比例载荷, 是指主应力的比例是恒定的,并且主应力的削减不随时间变化. 这实质意味着由于载荷的增加或反作用的造成的响应很容易得到计算.–相反, 非比例载荷没有隐含各应力之间相互的关系,典型情况包括:?在两个不同载荷工况间的交替变化?交变载荷叠加在静载荷上?非线性边界条件

转向架构架技术设计强度计算分析

2006年用户年会论文 转向架构架技术设计强度计算分析 张开林 肖守纳 [西南交通大学机车车辆研究所] 转向架构架的强度计算依据UIC 515VE 标准，并参照《高速试验列车技术条件》有关规范进行的。 1. 构架计算模型： 构架结构为中间加横梁的柜形结构，由两根侧梁、横梁、牵引横梁及前后端梁组成，构架结构示意图见图1。 构架的强度计算采用ANSYS 5.31软件完成。针对构架结构特点对构架计算模型均采用板单元进行离散。构架有限元分析计算模型的节点数为22921个，单元总数24845个，计算模型质量为3414.5kg，构架结构模型离散图见图2。 2. 计算载荷及计算工况 2.1构架基本载荷 垂向静载荷 (1) 其中：Fz－构架一侧垂向静载荷（kN） Mc－动力车总质量（t） Mb－转向架质量（t） (2) 其中： －左侧电机座垂向静载荷（kN） －电机质量（t） 模拟营运横向载荷 (3) 其中：Fy－构架模拟营运横向载荷（kN） Fz－构架一侧垂向静载荷（kN） 最大可能横向载荷 (4) g m m F b c z )2(4 1 ?= g m F d z 10 7' =)5.0(5.0g m F F b z y ?+=) 1210(0.2max g m F c y +='z F d m

2006年用户年会论文 其中：Fymax－构架最大可能横向载荷（kN） 模拟运营纵向载荷 机车以250km/h 的速度运行时的牵引力。 模拟纵向冲击载荷 （KN） (5) 由基本参数计算各载荷值如下： 2.2构架载荷组合工况 根据上述基本载荷对构架的计算工况进行组合，其组合工况见表一。 对于作用在侧梁上的垂直÷向载荷按面力考虑； 对于作用在电机座上的垂向载荷按面力考虑； 对于纵向载荷，按线载荷作用于相应的位置； b s m g F ?=3KN F KN F KN F KN F KN F KN F s y x y y z 0.721,5.120,5.746.245,2.169,3.218max max ======

转向架的作用及组成

一、转向架的作用及组成 作用： 1.采用转向架是为了增加车辆载重，长度，容积，提高运行速度，满足铁路运输发展。 2.在正常运行条件下，车体能可靠的坐落在转向架上，通过轴承装置是车轮沿钢轨的滚动转化为车体沿轨道线路运行的平动。 3.支承车体，承受并传递从车体至轮对之间的各种载荷及作用力，并使轴重均匀分配。 4.保证车辆运行安全，灵活的沿直线线路运行和顺利通过曲线。 5.转向架结构要便于弹簧减震装置的安装，使之具有良好的减震特性，以缓和车辆和线路之间的相互作用，减小振动和冲击，减小应力，提高车辆运行平稳性和安全性。 6.充分利用轮轨之间的黏着，传递牵引力和制动力，放大制动缸所产生的制动力，是车辆具有良好的制动效果。 7.转向架为车辆一个独立部件，便于转向架的拆装，单独制造和检修。 组成 1、轮对轴箱装置 2、弹性悬挂装置（两系悬挂，弹簧减振装置） 3、构架 4、基础制动装置 5、转向架支撑车体的装置 6、牵引电机与齿轮变速传动装置 二、转向架的分类 1.轴数与类型 按轴数分为二轴、三轴、多轴转向架 按轴型分B、C、D、E型轴转向架 2.轴箱定位方式：约束轮对于构架之间相对运动的机构，称轴箱定位装置 形式有：①固定定位 ②导框式定位 ③摩擦导框式定位 ④油导桶式定位 ⑤拉板式定位 ⑥拉杆式定位 ⑦转臂式定位 ⑧橡胶弹簧定位 3、按弹簧悬挂装置分类 一系弹簧悬挂：车体主轮对之间，只设有一条弹簧减振装置 二系悬挂

4、对心盘集中承载的转向架，根据摇枕悬挂装置中的弹簧的横向跨距的不同，悬挂形式分为： 1.内侧悬挂：弹长度<车长度（横向） 2.外侧悬挂：> 3.中心悬挂：= 中央弹簧横向跨距大小，对于车体在弹簧上的稳定性效果显著，增加其跨距可以增加车体倾覆的复原力矩，提高车体在弹簧上的稳定性，各种型号转向架的主要区别：橡胶弹簧定位：南京地铁使用 转臂式定位：广州地铁 四、按垂向载荷的分类方式 （一）车体与转向架之间的载荷传递 1．心盘集中承载 2.非心盘集中承载 3.心盘部分承载 （二）转向架中央悬挂装置的载荷传递 1.具有摇动台装置的转向架（缓解横向振动） 2.无摇动台装置的转向架（内有空气弹簧，符合轻量化要求） （三）构架与轴箱之间的载荷传递 1、转向架侧架直接置于轴向轮对上，无轴箱弹簧装置 2、支悬于均衡弹簧之上 3、由轴箱顶部弹簧支撑 三．轮对 轮对组成及基本要求 1.轮对：一根车轴，两个车轮组成，轮轴接合采用过盈配合，保证车轮、车轴 无任何松动。 2.对车轴轮对的要求：①足够的强度②弹性③阻力小，耐磨性好④直线，曲线 运行，抵抗脱轨的安全性。 车轴 1车轴各部分名称及作用 车轴绝大多数是圆截面实心轴，高铁是圆截面空心轴，车轴为全锻压成形a．轴颈（安装轴承，精加工） b．轮座（装车轮） c．防尘板座（防止灰尘进入轴箱，防止轴箱油脂甩出油箱 d．轴身 e．制动盘座（盘形制动） 2车轴材质及要求 ①质碳素钢加热

基于确保疲劳强度和减轻重量的转向架构架设计-外文资料翻译

Bogie frame design in consideration of fatigue strength and weight reduction B H Parkand K Y Lee School of Mechanical Engineering,Yonsei University,Seoul,Republic of Korea The manuscript was received on 8 April 2005 and was accepted after revision for publication on 25 November 2005. DOI: 10.1243/09544097F01405 Abstract: In the development of a bogie, the fatigue strength of a bogie frame is an important design criterion. In addition, weight reduction is required in order to save energy and material .In this study, the fatigue analysis of a bogie frame by using the finite-element method is performed for various loading conditions according to the UIC standards and it is attempted to minimize the weight of the bogie frame by artificial neural network and genetic algorithm. Keywords: bogie, strength, fatigue analysis, neural network, optimization. 1 INTRODUCTION A bogie in a train is a very important structural component loaded by various forces in the rail way vehicle motion. The motion of a railway vehicle is affect by the geometry of the track, the interaction between wheels and rails, the suspension, and the inertias of component part s. In the meantime, the weight of a bogie structure should be as light as possible at higher running speed. Therefore, the strength of the bogie should be carefully calculated and analysed by the international standards such as UIC [1] and JIS [2], in order to obtain a reasonable design scheme. In the past design process, the steps of many experiments, field tests, and prototypes to improve and obtain a reasonable design required much time and high costs. In the computer-aided engineering (CAE) product design step, however,the practical use of finite- element (FE) analysis can reduce the costs and time. The FE analysis of the bogie frame was studied several times [3,4]. In addition, the bogie has a large proportion of the total weight of a vehicle. Savings of energy and material are currently design drivers towards lightweight vehicle constructions. In

金属结构在两种规范中疲劳强度计算方法的比较

金属结构在两种规范中疲劳强度计算方法的比较 作者：不详阅读：93 次时间：2005-2-28 摘要简要地将金属结构在两种规范中疲劳强度计算方法的异同点进行比较。 关键词疲劳强度计算方法比较 金属结构在《GB3811-83起重机设计规范》与《GBJ17-88钢结构设计规范》中疲劳强度计算方法有较大的区别，现比较如下： 1、控制疲劳寿命因素的比较 GB3811-83提出，结构在循环交变应力作用下，疲劳强度取决于结构的工作级别、材料种类、连接构造型式、结构件的最大应力以及循环特性等。 GBJ17-88中提出，对焊接结构，控制疲劳寿命最重要的因素是连接构造型式和应力幅，而与循环特性没什么重要关系。 2、疲劳强度计算方法的比较 2.1常幅疲劳 GB3811-83疲劳强度设计准则：需要验算处的最大应力σmax应小于或等于疲劳许用应力〔σ〕，即σmax≤〔σ〕。 GBJ17-88疲劳强度设计准则：需要验算处的应力幅△σ小于或等于常幅疲劳容许应力幅〔△σ〕，即△σ≤〔△σ〕。 2.2变幅疲劳 两种规范对变幅疲劳的计算，都是根据线性累积损伤理论进行等效变换，但是又存在不同之处： GB3811-83中，变幅疲劳计算是按应力状态和应力循环等级将结构划分为八个工作级别，即Ａ1～Ａ8，根据线性累积损伤理论求出各个级别下的疲劳许用应力〔σ-1〕，然后把变幅疲劳按工作级别进行计算，即σmax≤〔σ－１〕，〔σ-1〕为对应工作级别下的基本疲劳许用应力。 GBJ17-88采用方法是从能预测结构在使用寿命期间的设计变幅应力谱，按各应力幅水平出现的频率，根据线性累积损伤理论，求出应力幅为常量的等效应力幅，然后按常幅疲劳计算，计算公式为△σe≤〔△σ〕，式中△σe为常幅疲劳的等效应力幅，σe＝〔∑ni(△σi)β

转向架结构原理及基本部件

转向架结构原理及基本部件 1.转向架的作用 采用转向架可增加车辆的载重、长度和容积 转向架相对车体可自由回转，使较长的车辆能自由通过小半径曲线，减少运行阻力与噪声，提高运行速度 安装了弹簧减振装置，保证车辆具有良好的动力性能和运行品质 支承车体，承受并传递从车体至轮轨的各种载荷及作用力，使各轴重均匀分配 安装了制动装置，传递制动力，满足运行安全要求 安装了牵引电机及减速装置，提供动力，驱动轮对(或车轮)，使车辆沿着轨道运行 转向架为车辆的一个独立部件，便于转向架的互换和制造、维修 2.转向架的组成及功能 轮对轴箱装置 弹簧悬挂装置 构架或侧架 基础制动装置 电机及齿轮箱装置 附件---传感器、撒砂装置、空气管路等 轮缘润滑装置 2.1轮对轴箱装置 轮对分为动力轮对和非动力轮对，动力轮对组成包括：车轮、车轴、轴箱组成、齿轮箱和牵引电机；非动力轮对包括：车轮、车轴、轴箱组成及动车驱动装置。 其作用： 轮对：引导车辆沿钢轨的运动，传递车辆的重量外，以及轮轨之间的各种作用力 轴箱与轴承装置：联系构架和轮对的活动关节，使轮对的滚动转化为车体沿着轨道的平动 2.2弹性悬挂装置

减少线路不平顺和轮对运动对车体各种动态影响 2.2.1轴箱悬挂装置（也称一系悬挂装置）－在轮对与构架之间 由三个主要零部件组成：二个圆锥形弹性橡胶弹簧单元及一个基座型轴箱。一系悬挂有三个主要功能： 1.保护转向架及车辆以防从轨道上传递过多的振动荷载 2.保护车辆在指定的轨道状况下操作时不会出轨 3.达到良好的曲线性能，同时保证转向架在整个工作速度范围内的动态稳定 性。 弹簧单元安装在轴箱上，一系悬挂的纵向及横向运动由弹簧单元高径向刚度控制。起吊止挡和缓冲挡相结合限制轮对垂向偏转。橡胶弹簧具有一定的减振性能，因此不需要安装一系垂向减振器。 2.2.1 中央悬挂装置（也称二系悬挂装置）－构架与车体(摇枕)之间 二系悬挂装置由空气弹簧、高度阀及减振器等零部件组成。 二系悬挂的作用： 1.保证乘客及车体的乘坐舒适度良好 2.保证车辆轮廓在指定的、所有车辆的动态状况下保持不变。 2.3构架或侧架 转向架的基础，把转向架各零、部件组成一个整体 承受、传递各作用力及载荷 满足各零、部件的结构形状及组装的要求 2.4基础制动装置 包括带停放制动缸、手柄、闸线。 传递和放大制动缸的制动力，使闸瓦与轮对之间产生的转向架的内摩擦力转换为轮轨之间的外摩擦力(即制动力)

动车转向架构架疲劳强度分析

动车转向架构架疲劳强度分析 发表时间：2018-05-16T16:48:49.663Z 来源：《基层建设》2018年第3期作者：刘明伟刘永杰孙进发 [导读] 摘要：随着动车工程的不断进步与发展，研究动车转向架构架疲劳强度极为关键。 中车青岛四方机车车辆股份有限公司山东青岛 266000 摘要：随着动车工程的不断进步与发展，研究动车转向架构架疲劳强度极为关键。本文首先对相关内容做了概述，分析了构架结构和制造过程中的相关工艺，在探讨质量控制模式构建的基础上，结合相关实践经验，分别从构架制作等多个角度与方面就构架制作工艺运用遇到的难点和解决办法做了深入研究，望对相关工作的开展有所裨益。 关键词：动车转向架；构架；疲劳强度；分析 1前言 随着动车转向架应用条件的不断变化，对其构架疲劳强度分析提出了新的要求，因此有必要对其相关课题展开深入研究与探讨，以期用以指导相关工作的开展与实践，并取得理想效果。基于此，本文从介绍架构制造相关内容着手本课题的研究。 2构架结构和制造过程中的相关工艺探究 2.1以地铁车辆为代表的“结合型”构架 2.1.1结构特点 （1）H型结构，横梁和侧梁大件组合。（2）侧梁为U型结构。（3）轴箱弹簧座为8处阶梯平面结构，通过一系橡胶弹簧与轮对轴箱组成联接。（4）横梁结构复杂，连接转向架其他系统。 2.1.2工艺特点 结合对地铁车辆结构特点的分析，可以进一步归纳出其工艺特点，分为三个部分：一是工序具有一定的分散性。针对较为关键的位置还需要对其进行整体加工；二是要实施“一面两销”定位统一工艺基准；三是对三坐标进行全尺寸检测。 2.1.3工艺流程 首先，需要做的就是实施一次划线；其次，进行正反实施精加工；然后对其他相关一系列的工序进行有效实施；最后，才能实施全尺寸检测。 2.2以动车组为代表的“转臂式”构架 2.2.1结构特点 对转臂式构架进行分析，其结构特点主要以动车组为代表进行探究，进一步提出该结构特点分为四个部分：一是H型结构组成的大件是由横梁和侧梁组成；二是侧梁属于U型结构；三是使用转臂式轴箱体以及轴箱弹簧将其架构和轮进行连接；四是横梁在结构上具有复杂性它不仅是转向架实施牵引的骨架，同时，也在一定程度上是驱动装置的骨架。 2.2.2工艺特点 （1）工序分散，关键部位整体加工。（2）“一面两销”定位，使工艺基准统一。（3）典型部位粗、精加工进行。（4）三座标全尺寸检测。 2.2.3工艺流程 首先，需要实施一次划线，其次，要实施粗加工，然后对其他相关一系列的工序进行正反加工，最后，才能实施全尺寸检测工作。 2.2.4结构对比 “转臂式”结构的构架最复杂且性能最好。鉴于结构的复杂性和生产效率要求，使加工技术必须不断地创新和改进。因此，以下重點探讨“转臂式”结构构架上典型部位的加工技术。 3质量控制模式的构建 3.1质量管理项目划分。以ISO9000标准质量体系为总体原则，细化并增加生产环节的程序文件，如《不符合产品管理程序》《采购产品首件鉴定控制程序》《自制件首件控制程序》等。 对于同一种转向架构架，在项目启动前期，编制质量目标控制计划，在质量目标控制计划中，建立必要的检查，控制和例行试验的总体计划方案，设置过程控制质量门、生产过程中的各个监督点、控制点，可以明确相关过程、特别是关键和特殊过程控制方法、质量标准、检验方法、检验文件和检验频次。 3.2采购产品质量控制。物资供应部门负责对原材料和组装件的采购，对供应商质量管理主要包括供应商资质审核、质量合同谈判、研发制造过程控制、首件检验等，（对于不合格品，有相应的程序文件规定了详细的处置方法）、过程审核、数据分析和现场监造、质量业绩评价。 对于钢板、钢管、锻铸件，要求供应商提供符合标准的相应合格证明，入厂检也要根据设计部门出具的采购技术条件抽样进行理化试验和成分检测。 对于焊接填充材料的入厂检，由焊接实验室将焊材按照其执行标准进行各项检验，合格后出具合格报告方可进入焊接工序。 3.3人员资质控制。对焊接操作工而言，实行严格的焊工资质考试和准入制度，不仅要求焊工具备相应等级欧洲证书，正式上岗之前，还要进行施焊所属部位的工作试件考核，全部通过才允许上岗，在岗期间，也会有随机的焊工考试。这种随机的考核和严厉的准入制度，保证焊工随时具备有焊接出高水平焊缝的能力。而在管理制度上，工资奖金均和焊工的考试成绩相挂钩。 4构架制作工艺运用遇到的难点和解决办法 4.1构架制作工艺在使用时遇到的难点 构架主要有两个构成部分，所以构架制作工艺在使用时候主要容易遇到两个方面的难点：一方面，测面梁各部分的零件焊接时有困难，主要就是上面的盖板、下面的盖板、内部立板和外部立板之间，需要采用人工焊接操作，如果操作失误，相互之间连接点紧密程度有时候会出现问题，甚至导致变形，这样的话难以保证构架功能的实现，机车容易出现故障；另一方面，横梁各部分焊接过程中会遇到困难，尤其是电机的卡条与垫板两者与构架主体连接的时候，要求非常精细，这需要上一点内容的保证，如果侧面梁出现问题，那么横梁也会出现问题，遇到的主要问题就是如何保障各部分位置的正确性和精准度，而又保证误差在规定范围内，这样才能保证构架功能的整体

疲劳分析的各种方法

疲劳寿命预测方法很多。按疲劳裂纹形成寿命预测的基本假定和控制参数，可分为名义应力法、局部应力一应变法、能量法、场强法等。 2.4.1.1名义应力法 名义应力法是以结构的名义应力为试验和寿命估算的基础，采用雨流法取出一个个相互独立、互不相关的应力循环，结合材料的S -N曲线，按线性累积损伤理论估算结构疲劳寿命的一种方法。基本假定：对任一构件(或结构细节或元件)，只要应力集中系数K T相同，载荷谱相同，它们的寿命则相同。此法中名义应力为控制参数。该方法考虑到了载荷顺序和残余应力的影响，简单易行。 但该种方法有两个主要的不足之处：一是因其在弹性范围内研究疲劳问题，没有考虑缺口根部的局部塑性变形的影响，在计算有应力集中存在的结构疲劳寿命时，计算误差较大；二是标准试样和结构之间的等效关系的确定十分困难，这是由于这种关系与结构的几何形状、加载方式和结构的大小、材料等因素有关。正是因为上述缺陷，使名义应力法预测疲劳裂纹的形成能力较低，且该种方法需求得在不同的应力比R和不同的应力集中因子K T下的S-N曲线，而获得这些材料数据需要大量的经费。因而名义应力法只适用于计算应力水平较低的高周疲劳和无缺口结构的疲劳寿命。近年来，名义应力法也在不断的发展中，相继出现了应力严重系数法(S. ST)、有效应力法、额定系数法(DRF)等。 2.1.2.2局部应力一应变法 局部应力一应变法的基本思想是根据结构的名义应力历程，借助于局部应力-应变法分析缺口处的局部应力。再根据缺口处的局部应力，结合构件的S-N曲线、材料的循环。一曲线、E -N曲线及线性累积损伤理论，估算结构的疲劳寿命。 基本假定:若一个构件的危险部位(点)的应力一应变历程与一个光滑小试件的应力一应变历程相同，则寿命相同。此法中局部应力一应变是控制参数。 局部应力一应变法主要用于解决高应变的低周疲劳和带缺口结构的疲劳寿命问题。该方法的特点是可以通过一定的分析、计算将结构上的名义应力转化为缺口处的局部应力和应变。它可以细致地分析缺口处的局部应力和应变的非线性关系，可以考虑载荷顺序和残余应力对疲劳寿命的影响。因此，到目前为止，局部应力-应变法是一种比较好的疲劳寿命估算方法。它克服了名义应力法的两个主要缺陷，但它亦有本身固有的缺陷。一是没有考虑缺口根部附近应力梯度和多轴应力的影响。二是疲劳寿命的计算结果对疲劳缺口系数K值非常敏感。而在实际工作中，精确地确定结构的K值是非常困难的，这就影响了局部应力一应变法估算疲劳寿命的精度。此外，局部应力一应变法要用到材料的C一一N曲线，而E一一N曲线是在控制应变的条件下进行疲劳试验而得到的，试验数据资料比较少，不如S-N曲线容易得到，这也影响了该方法的使用。 2.1.2.3能量法 基本假定:由相同的材料制成的构件(元件或结构细节)，如果在疲劳危险区承受相同的局部应变能历程，则它们具有相同的疲劳裂纹形成寿命。 能量法的材料性能数据主要是材料的循环应力一应变曲线和循环能耗一寿命曲线。虽然在现有的能量法中均假设各循环的能耗是线性可加的，而事实上由于循环加载过程中材料内部的损伤界面不断扩大，因此能耗总量与循环数之间的关系是非线性的。这一关键问题导致了能量法难于运用于工程实际。因此能量法可能不是一种十分合理和有前途的方法。 2.1.2.4场强法

某商用车白车身结构疲劳寿命分析与优化设计

某商用车白车身结构疲劳寿命分析与优化设计 作者：湖南工业李明李源陈斌 摘要：本文基于应力分析结果，采用有效的疲劳寿命预估方法，利用专业耐久性疲劳寿命分析系统MSC．Fatigue 对该型商用车白车身进行S-N 全寿命分析，得其疲劳寿命分布与危险点的寿命值。采用结构优化、合理选材等方法，提高白车身结构的疲劳寿命。 关键词：白车身；有限元；静态分析；疲劳寿命分析；优化 前言 在车身结构疲劳领域的国内研究中，1994 年，江苏理工大学陈龙在建立了车辆驾驶室疲劳强度计算的力学和数学模型基础上，提出了车辆驾驶室疲劳强度研究方法[1]。2001 年，清华大学孙凌玉[2]等首次计算机模拟了汽车随机振动过程。2002 年，上海汇众汽车制造有限公司王成龙[3]等应用FATIGUE 软件的分析，结合疲劳台架试验，探讨了疲劳强度理论在汽车产品零部件疲劳寿命计算中的应用，提出了提高零部件疲劳强度的方法。2004 年，同济大学汽车学院靳晓雄[4]等人提到进行零部件疲劳寿命预估，精确的有限元模型和可靠的材料疲劳数据是必需的，另外获得准确的实际运行工况下的道路输入载荷也非常关键。但由于客观条件的限制，国内这方面的研究非常有限，理论分析的多，对局部零部件研究的多，把车身整体作为研究对象的很少。 本文以某型商用车疲劳寿命仿真分析及优化提高为内容，研究中，首先对白车身结构几何进行网格划分；之后使用MSC.Patran/Nastran 对白车身结构进行静态仿真；然后导入MSC.Fatigue 对白车身结构进行疲劳寿命仿真。在分析的基础上采用结构优化设计的方法优化结构、合理选择材料等，提高白车身结构的静态力学性能与动态疲劳寿命。 1 疲劳寿命计算方法 疲劳寿命计算需要载荷的变化历程、结构的几何参数,以及有关的材料性能参数或曲线[4]。 图1为基于有限元分析结果的疲劳寿命分析流程。