UIC515-3铁路车辆转向架—走行装置轴设计计算方法.doc

国际铁路联盟规程 515-3OR第1版，94年7月1日铁路车辆转向架走行装置轴设计计算方法国际铁路联盟47515-3OR按卷分类的活页：V - 运输车辆修订.序言：前面带有星号（*）的为条款为强制性规定。页边处的双线()表示于该页面页脚处所注日期进行的内容修订。执行本手册时，应遵守本文件结束部分“使用”中所规定的条款。注意：本手册内容包括以下部分：手册410：旅客列车重量与制动的构成和计算手册5051：铁路运输车辆 铁路车辆结构界限手册5081：固定装置与牵引客车之间的相互作用手册5102：牵引车辆 与不同类型行走装置一起使用的各种直径车轮的使用条件手册515：客车的行走装置手册5150：旅客列车 转向架 行走装置手册5151：旅客列车 拖车转向架 行走装置 适用于拖车转向架组件的一般条款手册5154：旅客列车 拖车转向架 行走装置 转向架框架结构强度试验手册5155：动力牵引机车 行走装置 轴箱试验手册5411：制动装置 各种制动部件结构方面的规定手册543：制动装置 与设备和牵引车辆使用相关的规定手册546：制动装置 旅客列车用在功率制动装置手册552：列车电缆电源手册5671：国际服务中可以使用的标准X、Y型客车手册5672：国际交通中可以使用的标准型客车 特性手册569：适用于火车轮渡运输的客车和车厢制造中应遵守的规定手册8111：牵引车辆轴供货技术规程手册8131：牵引车辆轮组供应技术规程手册814：拟用于铁路车辆滚子轴承轴箱润滑的油脂正式试验与供货技术规程目 录1 主题 应用范围2 符号3 轴设计计算时需要考虑的作用力3.1 参考质量m1的定义3.2 标准或宽轨距铁道与导轮车轴运动质量相关的作用力3.3 标准或宽轨距铁道与牵引从导轮车轴运动质量相关的作用力3.4 窄或米制轨距铁道与导轮车轴运动质量相关的作用力3.5 窄或米制轨距铁道与牵引从导轮车轴运动质量相关的作用力3.6 在车轮与轨道接触点处的垂直反力4 由与运动质量相关的作用力引起的弯矩5 由制动和牵引产生的力矩6 用于应力计算的合成力矩7 确定轴各部分的结构7.1 轴在不同横截面上的应力7.2 确定轴颈与轴身处的直径7.3 根据轴身或轴颈处的直径确定定位座的直径8 应力极限8.1 A1N钢8.2 其它类型钢（非A1N钢）9 设计计算书附录1：由不同类型的制动系统引起的分力矩、和附录2：MR的公式推导附录3：用于确定倒角处应力集中系数K的计算图表附录4：用于确定槽底处应力集中系数K的计算图表附录5：轴的设计计算书样例1 主题 应用范围*1.1 本手册页对设计方法进行了阐述，并规定了各种铁路机车车辆的外径轴的设计验证计算。本方法适于拟用来运送旅客或货物的所有铁路列车中驱动车轴和从导轮车轴的设计计算。但是，当工作中存在较大的扭转振动时，该方法不适用于车辆主动轮轴的设计计算。本方法对于标准轨距铁道、宽轨矩铁道（如：西班牙铁路系统）或窄轨距铁道（米制或近米制轨距）上工作的车轮轴的设计计算均是适用的。本方法主要由以下三个部分构成： 设计计算时所需作用力的确定、不同车轴横截面上力矩的计算； 选择轴身与轴颈的直径，然后根据这些直径值确定出车轮轴其它部分的直径； 按照下述步骤校验选定的直径：l 计算车轮轴每一部分每一个特征横截面上的应力；l 将计算应力与最大允许用应力相比较。此外，本方法建议在车轮轴的不同部分之间的过渡处（轴颈、轴座、轴身等）应采用合理的结构形状。1.2 基于经济性和标准化方面的考虑，在开发一个新型轮轴前，建议确认当前的车轮轴设计是否已经不能满足新提出的要求。* 2 符号m1（kg）适用于轮轴的参考质量；m2（kg）轮组的质量；m1+m2（kg）需要考虑的车轮组作用于轨道的车辆部分的质量；g(ms-2)重力加速度；P(N)支承参考质量的车轮组作用于轨道上的垂直力的一半，即：；P0(N)当车轮组上施加对称载荷时，作用于每一个轴颈上的垂直力：；P1(N)受力最大的轴颈上的垂直作用力；P2(N)受力最小的轴颈上的垂直作用力；P1(N)在某种制动方式下产生的制动力P；Y1(N)在受力最大的轴颈侧车轮与轨道之间的水平横向力；Y2(N)受力最小的轴颈一侧车轮与轨道之间的水平横向力；H(N)与作用力Y1和Y2相平衡的水平横向力；Q1(N)在受力最大的轴颈一侧车轮与轨道之间的垂直支反力；Q2(N)在受力最小的轴颈一侧车轮与轨道之间的垂直支反力；Fi(N)与位于车轮（所有或部分驱动轴联轴器、制动盘、马达等）之间的未安装弹性零件的质量有关的作用力；Ff(N)在车轮上使用单个制动片托或在制动盘上使用制动衬片时的最大作用力；Mx(Nmm)运动质量产生的弯矩；Mx and Mz(Nmm)制动时产生的扭转力矩；My(Nmm)制动时产生的弯矩Mx and Mz (Nmm)由于牵引所产生的弯矩；My(Nmm)由于牵引所产生的扭转力矩；MX and MZ(Nmm)弯矩之和；MY(Nmm)扭转力矩之和；MR(Nmm)最终力矩2b(mm)施加于轴颈的垂直力作用点之间的距离；2s(mm)车轮转动胎面之间的距离；h1(mm)车辆重心高于轮轴水平轴线的高度；yi(mm)在支承作用力P1一侧的轴颈转动胎面平面与作用力Fi之间的距离；y(mm)某个特定轴横截面上的y坐标值，从支承作用力P1的横截面起测取；r车轮与制动片之间或制动衬片与制动盘之间的平均摩擦系数；（MPa）在某个给定横截面上的计算应力；K由于结构形状的改变而引入的应力集中系数；R(mm)车轮的公称直径，从转动胎面起测取；d(mm)轮轴横截面外径；d(mm)中空轴的孔径；D(mm)装配于轮轴上的零件的直径，用于确定应力集中系数K；r(mm)倒角或倒槽半径，用于确定应力集中系数K；S安全系数。*3 轴的设计计算时需要考虑的作用力应确定出在轴的设计计算时需要考虑的作用力，以便于确定出在轮组的整个工作寿命内的恒定疲劳载荷，它等于在工作时产生的变载荷的总和。该载荷由三个方面产生： 与运动质量产生的作用力（第3部分）； 与制动引起的作用力（第5部分）； 由牵引所产生的作用力（第5部分）。图1为上述作用力的图示。图1由运动质量引起的作用力包括： 施加于轴颈上的垂直作用力P1和P2； 施加于车轮和轨道接触点的垂直作用力（垂直反力）Q1和Q2，横向力Y1和Y2；上述作用力取决于轮轴的类型（驱动轮轴或承载轮轴）、轮轴的作用（导轴或从动轴）和轨距等。上述作用力需要根据以下参数进行确定： 参考质量m1，由轮轴承受并在两个轴颈上均匀分布。如果该质量在轴的整个生命周期内一直施加于该轴上，将产生与实际施加的变质量相同的疲劳载荷。该质量将在3.1中定义。 轮组的质量m2。 固定在位于轴颈之间轴段上的非弹性质量（制动盘、齿轮等）。由这些质量产生的作用力Fi的方向（当质量位于两轮之间时，方向垂直向上）已被选定，以便于将作用力Fi对轮轴弯曲的影响与质量m1有关的作用力对轴弯曲的影响合成。* 3.1 参考质量m1的定义参考质量m1取决于所使用的轴的类型。对于牵引装置，是指用于旅客运输的车辆或用于货物运输的车辆。* 3.1.1 牵引车辆（非旅客列车）的车轮轴是指不承载旅客的牵引装置的车轮轴，如机车的车轮轴。依此来看，承载旅客的车辆（例如：铁路车厢）的驱动轮轴应与客运车辆的从导轮车轴同等对待。参考质量m1等于牵引装置中由处于运转状态的满载的（燃料、水、砂等）车轮轴承受的部分的质量。* 3.1.2 货运从导轮车轴 参考质量m1等于当货车装载至最大载重（名义最大轴载荷减去车轮组的质量）时由轮轴承受的那部分货车质量。* 3.1.3 客运从导轮车轴参考质量m1等于由下列轴承受的部分的质量： 处于运行状态的车辆的空载质量（水箱、燃料箱装满时），和 车辆参考载荷的120%。关于该参考载荷，根据车辆是否用于主干线或市郊列车服务的不同，存在以下两种情况：a）主干线旅客列车轮轴的参考载荷根据以下条件确定参考载荷(1) 这些载荷情形可以代表大多数UIC铁路上出现的典型工作条件。如果车辆的工作条件与此存在很大的不同，则在定义m1时须加以考虑这种不同。： 每位旅客一个座位，不使用折叠座位； 每平方米走廊上有2位旅客； 每个服务隔间内有2位旅客；每位旅客的质量（包括行李）等于80 kg。 每平方米行李隔间内的重量等于300 kg。b）市郊列车服务旅客列车轮轴的参考载荷 根据以下条件确定参考载荷： 每位旅客一个座位，不使用折叠座位； 每平方米走廊上有3位旅客； 头等舱每平方米走廊上有4位旅客，二等舱每平方米走廊上有5位旅客；每位旅客的质量（包括行李）等于70 kg。 每平方米行李隔间内的重量等于300 kg。* 3.2 标准轨距或宽轨距线路上，导轴运动质量产生的作用力 导轴是指牵引装置中的任一轮轴，或在主干线或市郊铁路服务线上运行的客运车辆的任一轮轴，它位于列车的头部。P1= (0.625+0.0875h1/b)m1gP2= (0.625-0.0875h1/b)m1gY1=0.35m1gY2=0.175m1g * 3.3 标准轨距或宽轨距线路上，牵引从导轮车轴运动质量产生的作用力从导轮车轴是指客运或货运列车中的任一轮轴，该类轮轴未在列车头部使用。P1= (0.625+0.075h1/b)m1gP2= (0.625-0.075h1/b)m1gY1=0.30m1gY2=0.15m1g* 3.4 窄轨距或米制轨距线路上，导轴运动质量产生的作用力 该类轮轴的定义与第3.2条中的定义相同：P1= (0.65+0.114h1/b)m1gP2= (0.65-0.114h1/b)m1gY1=0.40m1g Y2=0.175m1g* 3.5 窄轨距或米制轨距线路上，牵引从导轮车轴运动质量产生的作用力 该类轮轴的定义与第3.3条中的定义相同：P1= (0.65+0.0975h1/b)m1gP2= (0.65-0.0975h1/b)m1gY1=0.35m1g Y2=0.15m1g*3.6 车轮与铁轨接触点处的垂直反力在上述第3.2、3.3、3.4和3.5条中列出的4种情形中，作用于车轮与轨道接触点处的垂直支反力Q1和Q2（见图1），决定于作用力P1、P2、Y1和Y2，并决定于轮轴上非弹性质量产生的作用力Fi，分别由以下公式给出：*4 运动质量产生的作用力所引起的弯矩在对轮轴进行设计计算时，需要先计算出力矩的三个分量：MX、MY和MZ，这三个分量的方向如图2所示。图2与运动质量、P1、P2、Q1、Q2、Y1、Y2和Fi相关的作用力，在沿着X轴方向上产生一个弯矩Mx。该弯矩Mx的表达式取决于需要进行计算的横截面的位置。这些表达式在表1中给出。表1轮轴上的区域Mv（1）位于载荷平面与转动胎面平面之间位于转动胎面平面之间Fi：作用于目标横截面左侧的力Mv力矩变化的一般模式（1）对于非对称轮轴（如：带有联轴器的传动轴），应分别对每一个轴颈施加较大载荷后进行计算。* 5 由制动和牵引所引起的力矩制动时，产生三个力矩分量：、和（图3）。弯曲分量与水平方向的X轴线相平行，该分量是由平行于Z轴线上的垂直力产生的。弯曲分量与水平方向的Z轴线相平行，该分量是由平行于X轴线上的水平力产生的。扭转分量与Y轴线（轮轴的中心线）相平行，该分量是由施加于车轮或制动盘上的切向力产生的。图3对于普通制动方式，分量、和具体在附录1的表中给出。 在多种制动方式叠加使用的情形下，在每一种制动方式下产生的分量均可以相加。如果使用了除附录1中所列制动方式之外的其它制动方式，则在设计计算时所需的力和力矩，均应按照附录1中所列情形相同的原则予以确定。在计算时需要特别注意，该应与运动质量引起的力矩直接相加。一般情况下，不需考虑由于传递马达力矩而在轮轴产生的载荷。实际上，计算结果与经验表明：这些载荷所产生的扭转力矩和弯曲力矩、，要小于由于制动所产生的相应力矩，且力矩、并不是与制动力矩同时产生。说明：对于未进行制动的轮轴，需考虑在该轴上产生的扭转力矩（等于0.2 P.R），以便将车轮直径上的差异和转变效应考虑进来。* 6 用于应力计算的合成力矩在轮轴的每一个横截面上，其应力值均需按照合成力矩MR进行计算，合成力矩可由下式得到（由附录2导出）：式中： 在上述公式中，如果由牵引力引起的力矩大于由于制动力引起的力矩，则需将公式中的、和分别使用、和代换。7 确定轮轴不同部位处的结构形状*7.1 轮轴各个横截面上的应力在直径为d的实心轮轴的横截面上，需要考虑的应力大小为：在外径为d、内径为d的空心轮轴的横截面上，需要考虑的应力大小为： 在外表面上的应力大小为： 在孔处的应力大小为：在圆柱形的部分，实心轮轴或空心轮轴的表面以及空心轮轴的孔处，应力集中系数均等于1。在轮轴的其它各处（见图4和图5），横截面的每一变化均将引起应力集中，应力最大值出现在： 介于两个相邻的具有不同直径的圆柱部分之间的过渡处； 位于槽的底部。用于计算该应力值时所需的应力集中系数K，分别在附录3（两圆柱部分之间的倒角）中的计算图表和附录4（槽底）中的计算图表中给出，K分别是比值r/d和D/d的函数： r：倒角或槽处的半径； d：待进行应力集中计算的槽或圆柱部分的直径； D：其它圆柱部分的直径。如果轮轴上安装车轮、齿轮或轴承（紧配合零部件）时，直径D应等于车轮轮毂或齿轮的直径，或等于轴承内圈的直径。如果轮轴上安装松配合的零部件（如：密封圈、导向板、垫片等），直径D应等于轴座的直径。图4图57.2 确定轴颈与轴身部分的直径建议在选取轴颈与轴身直径时，需要适当考虑一致性要求。对于这些部分，依据轮轴是实心轴还是空心轴，需要利用第7.1条中给出的相关公式，在重载区域计算最大应力值。于是，应按照第8部分中的要求，通过对应力计算值与应力极限值进行比较，对选定的直径进行校验。* 为避免轴承的内圈边缘处将轴颈表面切口划伤，需要开一个深度较小（0.1mm）、半径较大的槽（图6）。图6图7.3 根据轴身或轴颈的直径确定各配合轴座处的直径轴座的直径应根据轴身或轴颈处的直径进行确定，同时须遵守以下原则：a）密封圈座为遵守一致性原则，建议密封圈座处的直径应比该处轴颈的直径大30 mm。建议倒角的形状应与图7中所示的形状相同。图7b）密封圈座与车轮座之间的倒角为遵守一致性原则，建议倒角处的半径应比该两个轴座的直径大25 mm。如果无法满足上述数值，建议该半径使用尽可能大的值，以便限制该区域的应力集中。c）无相邻轴座的车轮座* 考虑到磨损极限，轮座大小应至少等于新设计轮轴轴身直径的1.12倍。在设计新的轮轴时，轮座的直径也应相应地计算。建议为轴身处直径的1.15倍。* 在设计位于轴身和轮座之间的倒角时，应保证其可能产生的应力集中达到最小。* 在确定轮座和轮毂的深度时，应保证轮毂宽度大于轮座长度2 7mm（大部分位于轴身侧），新设计轮轴座时以及在磨损极限位置时应满足这一要求。为满足上述两个条件和一致性要求，建议使用采用的倒角半径分别为75 mm和15 mm，如图8所示。图8轴座直径D轴身直径d比值D - 51801851901951551601651701.161.161.151.151751801851901.131.121.121.12（1）D + 5和D 5表示在维修操作之后轮座的尺寸边界。图8轴座直径D轴身直径d比值D - 52052102152202252302351751801851901952002051.171.171.161.161.151.151.152002052102152202252301.141.141.131.131.131.121.12（1）D + 5和D 5表示在维修操作之后轮座的尺寸边界。*d）两个相邻轴座的情况当车轮、齿轮和/或制动盘的轴座合并在一起时，可出现该种情况。它不包括密封圈、垫圈或导向板的轴座。应按照上述c）中的要求计算轴座的直径。在两个轴座之间应设计一个浅槽。该浅槽的最小深度应稍超出轴座的磨损范围。槽的半径应至少为16 mm。其主要作用是避免在该轴座上安装零部件时，零部件的孔边可能擦伤轴座表面。轴身与轴座之间的倒角应按照上述c）进行设计。安装于轴座上的两相邻零件必须相互定位。*e）两个非相邻轴座的情况轴座应按照下述要求确定： 按照上述c）中的要求，计算轴座直径 按照上述c）中的要求，设计倒角和轮毂的伸长部分； 在两个倒角之间设置一个圆柱形零件。* 8 应力极限应根据以下条件确定应力极限： 从精加工试件（Rt 16m, Ra 3.2 m）获取旋转弯曲疲劳极限，试件外径与轮轴的直径具有相同的数量级（介于150 200 mm）。 系数S的取值，决定于钢对疲劳强度切口的敏感性，及该轮轴的用途（驱动轴或导轮车轴）。在轮轴的整个工作寿命期限内，只有对该轮轴（轴身、倒角等）的外表面进行防腐保护，该应力极限才适用。*8.1 A1N钢对于A1N钢（其特性在手册811中规定），其疲劳极限等于： 对于实心轮轴：200 Mpa，区域内无配合零部件；120 Mpa，区域内有配合类零部件。 对于空心轮轴：200 Mpa，区域内无配合零部件；110 Mpa，区域内有配合类零部件（轴颈除外）；94 Mpa，区域内轴颈上有配合零部件；80 Mpa，对于孔的表面。对于实心轮轴和空心轮轴，表2和表3分别给出： 系数S的数值，疲劳极限除以该系数可得到应力极限； 应力极限。表2 - 实心轮轴的应力极限轮轴的用途S区域1区域2从导轮车轴1.2166 MPa100 MPa不带联轴器或未装配齿轮的传动轴，自动转向架的从导轮车轴1.3154 MPa92 MPa带有联轴器或装配有齿轮的传动轴1.5133 MPa80 MPa区域1：轴身、迷宫型密封座和槽底；区域2：轮座、制动盘座、轴承座（包括轴颈）、齿轮轴座、密封圈轴座。图9 - 实心轮轴不同区域的定义示意图| 区域2 | 区域1 | 区域2 | 区域1 | 区域2 | 区域1表3 - 空心轮轴的应力极限轮轴的用途S区域1区域2区域3区域4从导轮车轴1.2166 MPa92 MPa78 MPa67 MPa不带联轴器或未装配齿轮的传动轴，自动转向架的从导轮车轴1.3154 MPa85 MPa72 MPa62 MPa带有联轴器或装配有齿轮的传动轴1.5133 MPa73 MPa63 MPa53 MPa区域1：轴身、迷宫型密封座和槽底；区域2：除轴颈之外的所有轴座；区域3：轴颈区域4：孔图10 - 空心轮轴不同区域的定义示意图8.2 其它类型钢（非A1N钢）应确定以下位置处的疲劳极限： 在轮轴的表面处； 在过盈配合处的轴座，与车轮座处的松紧条件相同。对于空心轮轴，还应确定以下位置处的疲劳极限： 在孔的表面处； 在过盈配合处的轴座，与装配有轴承的轴颈处的松紧条件相同。用于确定这些疲劳特性的试验方法应与EN标准中与A1N钢相关的第4.2.3章中规定的方法相同。疲劳极限除以安全系数S，即可得到最大许用应力。该安全系数S等于： 1.2 = 由A1N钢制成的轮轴的安全系数； RfL = 通过光滑试件获得的当旋转弯曲为107次时的疲劳极限值。 RfE =通过带有切口的试件获得的当旋转弯曲为107次时的疲劳极限值。 k （其它类型钢）应使用直径为10 mm的试件（光滑试件与切口试件）确定。切口的几何形状如下图所示（图11）。图119 设计计算书附录5中给出了对所有类型的轮轴均适用的设计计算书样例。附录1由制动引起的力矩的定义制动方式分量每个车轮两侧的摩擦垫每个车轮一侧的摩擦垫轮组上两个楔形盘-制动轮毂上两个固定盘-制动轮组上一个楔形盘-制动载荷平面与运转平面之间运转平面之间载荷平面与运转平面之间运转平面之间载荷平面与运转平面之间运转平面之间制动盘之间载荷平面与运转平面之间运转平面之间第一个载荷平面与制动盘之间制动盘与第二个载荷平面之间载荷平面与运转平面之间运转平面之间（1） 系数0.3通过试验获得，以便于允许工作载荷与每个车轮的两制动片之间可能存在的差异。（2） 对于制动片：制动片为铸铁时，T = 0.1；除铸铁制动片以外，其余所有低系数的制动片，T= 0.17；除铸铁制动片以外，其余所有高系数的制动片，T= 0.25制动衬：T = 0.35（3） 该值通过试验获得，相应于两个车轮之间的制动差异，两轮圆周方向载荷偏差为0.3P。它含有第5条中定义的扭转力矩。（4） P是指在相关制动方式下制动的零件P。（5） 在大多数情况下，制动衬在轮组的对称水平面上，不存在分量Mz。（6） 通常，转动平面之间的扭转力矩等于0.3PR。它包括制动时产生的扭转力矩和在第5条中定义的扭转力矩。附录2MR公式的推导在直径为d的实心圆柱体外表面的某一点上（对空心圆柱体的类似推导），分量MX、MY和MZ产生： 一个法向应力 一个切向应力这将产生两个主应力和，分别等于：由于垂直应力的绝对值要远大于（1020倍）切向应力，所以采用较大的莫尔圆直径（此种情况下为 - ）来校验所选定的直径d。所以，合成力矩可表示为：附录3倒角处的应力集中系数K，是D/d和t/d的函数（对于AIN钢）附录4槽底处的应力集中系数K，是D/d和t/d的函数（对于AIN钢）类型 附录 5轮图纸编号 轴图纸编号 用途 材料 轮组的质量（kg） 轮轴 车轮 传动轴联轴器 制动盘 各种 总计（m2）= 轮轴设计计算书样例横截面每个轮组上的质量：m1+m2(kg) 尺寸（mm）b+ s= R= H1= 作用力（N）P1P2Y1Y2 Yi(mm)Fi(N)零件比值横截面制动类型制动片制动盘（1） d2 = 新设计轮轴的轴座直径d2u = 磨损极限轴座直径d = 轴身直径（2） 对于空心轴：在外表面上：在孔内：应用自1994年7月1日起。国际铁路联盟中所有铁路成员。参考文献：下列标题中的问题均已处理完毕： 问题45/B/FIC 第28.3条 新手册515-3批准。“铁路车辆 转向架 行走装置 轮轴设计计算方法”。（牵引与机车车辆委员会：巴黎，1994年5月）。