8轴机车轴重转移计算分析
考虑齿轮传动系统的重载电力机车轴重转移研究
考虑齿轮传动系统的重载电力机车轴重转移研究王自超; 陈再刚; 翟婉明; 张杰; 王开云【期刊名称】《《铁道学报》》【年(卷),期】2019(041)010【总页数】6页(P24-29)【关键词】齿轮传动; 重载; 电力机车; 轴重转移【作者】王自超; 陈再刚; 翟婉明; 张杰; 王开云【作者单位】西南交通大学牵引动力国家重点实验室四川成都 610031; 中国铁路设计集团有限公司天津 300308【正文语种】中文【中图分类】U260.11黏着利用率对重载电力机车的动力学性能有直接的影响。
机车牵引做功时，其动力输出从电机传至轮对，依靠轮对与轨道间的静摩擦产生牵引力驱动机车运动，在力的传递过程中，转向架各车轴的轴重分配(施加在车轴上的载荷)相对于静态轴重，会发生瞬时变化，有的增大，有的减小，这种现象叫做轴重转移。
轴重转移会对重载机车黏着利用率造成较大影响。
我国DF系列等早期型号的内燃机车，在某些特殊工况下，机车轴重转移达到了20%以上，这对机车的牵引效率造成了严重影响。
机车轴重转移产生的根本原因是由于动力传递过程中牵引电机、齿轮啮合等产生的力与力矩作用，而且轴重转移的大小与转向架的结构形式和电机的布置方式有关[1]。
20世纪中期，国内外学者纷纷展开了机车轴重转移的理论研究。
例如，瑞士Borgeau等[2]基于数学分析法研究了机车轴重转移特性，并提出了相应的轴重转移补偿技术。
孙翔[3]分析了衡量机车轴重转移特性的相关指标，获得了轴重转移计算公式。
陈大瀛等[4]在分析了DF(东风)型内燃机车的轴重转移情况后，提出了机车轴重转移的近似解和精确解两种方法。
易理明等[5]计算了SS3(韶山)型电力机车的轴重转移结果，通过改进并简化常用的理论分析方法，重新对机车动力学参数和牵引力变化情况下，机车轴重转移的直接表达式进行了推导。
龚积球等[6]综合分析了各种理论计算方法求得的机车轴重转移结果，在此基础上提出了轴重转移极限值。
地铁车辆轴重转移分析
108科技资讯 SC I EN C E & TE C HN O LO G Y I NF O R MA T IO N工 业 技 术在对地铁车辆轴重转移分析的过程中,需要对地铁转向架的组成及其作用了解,并且对地铁车辆的运行供电方式进行研究,才能够对地铁车辆轴重转移研究的具体和细致,下面进行具体的探讨。
1 地铁转向架的组成及其作用1.1地铁转向架的组成地铁在我国很多城市用以投入使用,为人们的生活、工作带来更方便的交通,而且交通速度之快为人们节省更多的路途时间。
地铁转向架是地铁的重要组成部分,转向架主要由集中结构组成:构架(如图1中序号1所示)、系悬挂装置(2)、二系悬挂装置(3)、牵引装置(4)、基础制动装置(5)、齿轮减速箱(6)、联轴节(7)、牵引电动机(8)等。
1.2地铁转向架的作用转向架对车辆行驶中不平顺的线路有着缓和对车辆冲击的作用,为车辆运行提供更好的安全性以及平稳性;利用车辆下面的轮轨之间的黏贴作用,对车辆牵引力和制动力起到传递的作用;将车体与轮轨之间的载荷进行传递,实现将车辆轴重的载荷平均分配,主要起到支撑车体的作用[1]。
总体来说,是实现车辆轴重转移的效果,对车辆在直线上有着较好的稳定性以及在曲线有着较好的通过能力,对车辆运行的安全、稳定有着重大的作用。
2 地铁车辆运行供电方式以及牵引电动机的作用力2.1地铁车辆运行的供电方式牵引电动机是地铁车辆的主要组成结构,也是牵动地铁车辆运行的主要部件,通过通电工作来带动地铁车辆的运行,在地铁车辆运行中的供电方式主要分为两种[2]。
三轨供电方式,顾名思义是采用第三条轨道对车辆进行供电,正常地铁车辆运行只需两条轨道线路的支撑,而第三条轨道线路可以应用在两辆轨道线路之外或之间的位置,通过车辆的受电靴来传输电能实现为车辆供电的作用;触网供电方式,有很多城市的公交车采用的是受电弓受电的方式来实现为车辆供电,地铁触网供电方式也类似地铁车辆轴重转移分析陈仁才(深圳地铁运营总部 广东深圳 518000)摘 要:伴随着我国社会经济的不断发展,也相应的促进了我国地铁行业的发展,本文主要针对于地铁车辆轴重转移进行了具体的分析和研究,希望通过本文的探讨,能够为相关方面的研究提供理论性的参考。
关于整车轴荷分配的介绍与计算
对于非独立悬架，一般将前、后桥总成，车轮及轮毂等总成视为非簧载质量，车桥与车 身或车架之间的各连接件，其质量的一半都属于非簧载质量(如转向拉杆、传动轴、导向臂、 稳定杆、减振器等)。如果钢板弹簧布置在车桥上方，弹簧 3/4 的质量为非簧载质量；下置 弹簧，弹簧 1/4 质量为非簧载质量，以此可确定各轴非簧载质量。 轴荷计算：
下面我们先以简单轴数计算阐述静力学原理下的平衡关系，而后在拓展多轴算法，以此 来由浅及深阐述计算算法。
首先我们先以 6X4 车型为例计算轴荷，下面为数据简图：
图中： GS 为整车重量 S1 为质心至原点的距离（即质心坐标 X 值） F1 为前轴轴荷 F2 为后轴轴荷（由于后双轴为平衡轴连接结构原则上可看做平衡轴单轴作用） S2 为平衡轴中心至原点距离，则 S2=S4+S3÷2
................ L2 + f2 − L1 + f1 S2 Li + i − L1 + f1 = Si
接着通过变形原理:
f = 簧上
F =F +F
轴荷 簧上 簧下
数式联立皆可求解。
6
5.理解作用力与反作用力，即向下的作用力总和等于向上的作用力总和，车辆所有部件的 重量及其负载总和等于车辆的轴荷之和。
6.理解杠杆原理，即单点周围的重力所形成的的扭矩之和等于该点周围反作用力所形成的 扭矩之和，也可简单表述为：动力×动力臂=阻力×阻力臂。
7.建立受力简图，由于槽型车架的抗弯刚度非常大，原则上不会产生变形可认定其为刚性 梁，以轮胎及悬架看为弹性支撑，建立受力模型类似如下，详细分析见后述。
A-1-A轴式机车轴重转移的计算与分析
A-1-A轴式机车轴重转移的计算与分析吴朋朋;丁军君;张茂松;李芾【摘要】推导了A-1-A轴式机车的轴重转移和理想牵引高度的计算方程,由此对DF4c机车、某A-1-A轴式试验机车及DF4的轴重转移进行了计算和分析,并通过单一变量法分析了各参数对A-1-A轴式机车黏着利用率的影响.经计算,A-1-A轴式机车的黏着利用率随着轴重、轴距、一系刚度、电动机偏距等参数的增大而逐渐增大,随轮周牵引力、牵引中心高度、二系悬挂组间距、二系刚度、车轮直径等参数的增大而减小,而牵引拉杆长度、转向架中心距及车体总长等对A-1-A轴式机车黏着利用率的影响很小.A-1-A轴式机车的理想牵引高度H0=0,且存在最佳车钩高Hg＞0,可使A-1-A轴式机车的黏着利用系数取最大值.【期刊名称】《铁道机车车辆》【年(卷),期】2017(037)001【总页数】7页(P14-19,112)【关键词】轴重转移;黏着质量利用系数;A-1-A轴式;理想牵引高度【作者】吴朋朋;丁军君;张茂松;李芾【作者单位】西南交通大学机械工程学院,四川成都610031;西南交通大学机械工程学院,四川成都610031;西南交通大学机械工程学院,四川成都610031;西南交通大学机械工程学院,四川成都610031【正文语种】中文【中图分类】U260.331+.1A-1-A轴式机车是为了解决C0-C0轴式机车检修工作量大、编组不灵活等缺点而设计的，不同于C0-C0轴式机车转向架，A-1-A轴式机车转向架的中间轴没有电动机驱动，且转向架内部结构及前后转向架分别关于中间轴轴线及车体中心线所在铅垂面对称布置，机车轴重转移计算模型与C0-C0轴式机车有很大差异。
按A-1-A轴式的特点，各参数均以相对中心为基准，推导了轴重转移的通用计算方程，并利用该通用方程对DF4(C0-C0)型、DF4C(A-1-A)及试验机车的轴重转移进行了求解和分析。
图1为A-1-A轴式机车结构及受力示意图，以此作为参数说明及公式推导参考图。
地铁车辆轴重转移分析
本文 以深圳地铁 为对象进行 研究 。深 圳地铁 一期 工
程地铁车辆转 向架 ， 由长春一长 客庞 巴迪 轨道 有 限公 司生 产
制造 ， 以可移动模块最大化 为基 本原则 ， 所有 零部件 都 由标 准 部件组成 ， 从而使转 向架 的维护工作最小化 。 地铁 车辆 转向架 的作用 ： ①通 过 轴箱 装置 将 车轮 沿钢 轨 方向的滚动转化为 车辆 沿线 路方 向的平动 ； ②支 撑车 体 ， 承受 并传递车体与轮对 间载荷 ， 并使 轴重平 均分配 ； ③充 分利用 轮 轨间黏着 ， 传递牵引力 与制 动力 ； ④缓 和线路不 平顺对 车辆 的 冲击 ， 保证 良好 运行 平稳 性 和安全 性 。⑤ 保证 车辆 有 良好 的
１ ． １ 转向架的作 用
２ ． ２ 牵引电动机 工作 时的作用 力
地铁 车辆牵 引 电动机 工作 时 ， Ｍｌ 为作用 在轮 对上 的牵 引 力矩 ， Ｄ为动轮直径 ， 轮周牵引力为 Ｆ＝２ Ｍ ／ Ｄ， 下面对 轮对前
置 和轮对后 置两种情况的牵引 电动机作用 力做 简单介绍 。
直线稳定性及 曲线通过 能力 。
１ ． ２ 转 向 架 的 组 成
在 牵引力矩 Ｍｌ 作 用在轮对 上 的情况 下 ， 由轮对 产生 的一 反力矩 ＭＩ 作 用在齿 轮箱 上 ， 方 向如 图 １ 所示， 并且 Ｍｌ ：Ｍ 在此情 况下 ， 还有 从牵 引 电动机来 的作 用在 小齿 轮轴 上 的输 入力矩 Ｍ ２ ， Ｍ ２ 与 Ｍｌ 方 向相 同 ， 且 在数 值上 Ｍ ２ ： Ｍｌ ／ ｉ ＝Ｍ． ＂ ／ ｉ ， （ 其中 ｉ 为齿轮箱减速 比） ， 所 以总力矩 （ 作用 在齿轮箱 上 的） Ｍ
韶山8型电力机车技术数据
韶山8型电力机车一、简介SS8型电力机车是用于准高速干线客运的交直传动相控电力机车。
它是“八五"期间国家重点科技攻关项目(专题合同编号：85-402-01-02),由株机厂和株洲所共同研制。
原设计用于广深线准髙速铁路，现已用于我国主要干线电气化铁路快速客运。
S S8型电力机车0001号，1998年6月24日在京广线的许昌至小商桥区间创造了24 Okm/h的中国铁路髙速纪录。
SS8型电力机车对推动我国客运准髙速及髙速机车的发展具有重要意义。
二、机车性能参数电流制单相工频交流工作电压/kV额定值25最高值29最低值20轴式BO-BO轴重/t 22机车整备质量/t 88(+3/」)％轨距/mm 1435动轮轮径(新，半磨耗)/mm 1250/1200机车持续制功率/kW 3600机车牵引力/kN持续制126起动值210机车速度/km-h(-1)持续制100最大值170电制动方式加馈电阻制动制动功率(75~160km/h 时)/kW 2700 最大制动力(16-75km/h时)/kN 130 车体底架长度/mm 16300车体宽度/mm 3100落弓时最髙点距轨而髙度/mm 4628车钩中心线间距/mm 17516车钩中心线离轨而髙度/mm 880 ± 10受电弓滑板中心间距/mm 8600受电弓工作高度/mm 5100-6800转向架固左轴距/mm 2900转向架中心距/mm 9000空气压缩机能力/m(3)min(-1) 2x1.6m(3)主风缸容M/m(3) 1空气制动机型号DK-1三、技术特点(1)B0转向架采用牵引电机轮对空心轴全悬挂和单侧直齿六连杆万向节传动，以满足准髙速客运机车减小簧下重量，并获得良好的动力学性能及特定性能。
牵引装巻为推挽式低位平牵引杆，牵引点距轨而高220mm,有利于机车粘着牵引力的发挥。
(2)采用900kW的ZD115型脉流牵引电动机，该电机为全叠片结构，双H绝缘。
轴荷分配计算公式
轴荷分配计算公式轴荷分配，这可是个在车辆工程、机械设计等领域相当重要的概念。
咱们今天就来好好聊聊轴荷分配计算公式。
先来说说轴荷到底是啥。
简单讲，轴荷就是车轴所承受的载荷重量。
那为啥要研究轴荷分配呢？这就好比你挑担子，要是两边重量不均衡，走起来就费劲，还容易摔跤。
车也一样，轴荷分配不合理，不仅影响操控性能，还可能影响安全性和舒适性。
那轴荷分配的计算公式是咋来的呢？其实啊，它是通过对车辆的结构、重量分布等各种因素进行综合分析得出来的。
一般来说，常见的计算公式会涉及到车辆的总重量、轴距、前后悬架的刚度等等参数。
比如说，咱们假设一辆小汽车，总重量是 1500 千克，轴距是 2.5 米，前悬架刚度是 500 牛/毫米，后悬架刚度是 400 牛/毫米。
通过一系列复杂但有规律的计算，就能得出这辆车的前后轴荷分配比例。
我想起之前有一次，我在路上看到一辆车，开起来有点晃晃悠悠的。
后来一了解，发现就是轴荷分配出了问题。
那辆车经过改装，加重了后备箱的东西，结果导致后面轴荷过大，前轮抓地力不足，开起来就不稳当。
这就充分说明了轴荷分配的重要性。
再深入一点说，不同类型的车辆，轴荷分配的要求也不一样。
像货车，就得考虑载货的重量和分布；客车呢，要考虑乘客的座位布局。
而且，随着车辆技术的不断发展，新的材料、新的设计理念出现，轴荷分配的计算也在不断改进和优化。
在实际的工程应用中，计算轴荷分配可不能马虎。
得精确测量各种参数，使用专业的软件进行分析。
有时候，为了达到理想的轴荷分配，还得对车辆的结构进行调整，比如改变悬架的参数、调整重心位置等等。
总之，轴荷分配计算公式虽然看起来有点复杂，但它对于车辆的性能和安全可是起着至关重要的作用。
咱们搞这方面研究和设计的人，可得把这事儿弄明白了，才能造出更好、更安全的车来。
希望今天讲的这些能让您对轴荷分配计算公式有个初步的了解，要是以后您在这方面还有啥想知道的，咱们再接着探讨！。
轴的常用计算公式
轴的常用计算公式轴是机械制造中常用的零件，用于传递力和转动运动。
在轴的设计和计算过程中，需要考虑到轴的强度、刚度、稳定性等因素。
以下是轴的常用计算公式。
1.载荷计算公式轴的设计首先需要确定所承受的载荷，即轴上的力和扭矩。
载荷的计算通常可以通过两种方法进行：a.静态载荷计算：当轴上的载荷是恒定的时，可以使用静态载荷计算公式。
(1)载荷为力的情况：载荷=力(2)载荷为扭矩的情况：载荷=扭矩/半径b.动态载荷计算：当轴上的载荷是变化的时，需要使用动态载荷计算公式。
动态载荷计算通常是通过滚动轴承的基本额定寿命来确定。
2.强度计算公式轴的强度计算是为了保证轴在受到载荷时不会发生破坏。
强度计算通常分为以下几个方面：a.抗弯强度计算：轴在载荷作用下会发生弯曲，因此需要计算轴的抗弯强度。
抗弯强度=(载荷*轴长度)^2/(32*杨氏模量*断裂强度)b.抗剪强度计算：轴在载荷作用下会发生剪切，因此需要计算轴的抗剪强度。
抗剪强度=(0.5*载荷*轴长度)/(剪切模量*断裂强度)c.疲劳强度计算：轴在长时间连续使用的情况下容易产生疲劳破坏，因此需要计算轴的疲劳强度。
疲劳强度=载荷*(设计寿命/基本额定寿命)^33.转速计算公式轴在设计过程中还需要考虑到转速的影响。
高速旋转的轴会引起惯性力和离心力，因此需要计算轴的最大转速。
最大转速=(2*π*最大转速N*轴直径)/604.刚度计算公式轴的刚度计算是为了确定轴在线性范围内的弯曲和变形情况。
刚度通常分为轴的弯曲刚度和轴的扭转刚度。
a.弯曲刚度计算：轴的弯曲刚度通过扭矩和转动角度之间的关系来计算。
弯曲刚度=扭矩/弯曲角度b.扭转刚度计算：轴的扭转刚度通过扭矩和扭转角度之间的关系来计算。
扭转刚度=扭矩/扭转角度以上是轴的常用计算公式，根据实际情况和需求，还可以根据轴的形状、材料、壁厚等因素进行适当的修正和调整。
各种轴载换算计算方法
0.0
前轴
60
381.7
中轴
100
1.0
后轴
100
0.0
合计Ni
设计年限内1
2
1
2
1
2
1
2
1
2
2
2
3
2
材料名称 细粒沥青混凝土 中粒沥青混凝土 粗粒沥青混凝土 密集配沥青碎石 水泥稳定碎石 水泥石灰砂砾土 级配碎石
换算
交通量 辆/日 2400 2400 500 500 1800 1800 400 400 900 900 700 700 750 750 700 700
1.0
前轴
23.7
569.1
1
后轴
69.2
1.0
前轴
49
416.5
1
后轴 101.6
1.0
前轴
60
381.7
2
后轴
100
0.0
前轴
60
381.7
3
中轴
100
1.0
后轴
100
0.0
合计Ni
设计年限内累计轴载次数
后轴轮 组数
交通量 辆/每日
2400
2400
2
500
500
2
1800
1800
2
400
400
水泥路面厚度设计轴载换算
交通车型 代表车型
小客车 桑塔纳2000
中客车
SH141
大客车
CA50
小货车
吉尔130
中货车
CA390
东风EQ140
大货车
JN150
特大车
日野ZM440
4轴车辆轴重计算公式。
4轴车辆轴重计算公式。
车辆的轴重计算是根据车辆的总重和轴数来确定每个轴的重量
分配。
一般来说，可以使用以下公式来计算4轴车辆的轴重：每轴重量 = 总重 / 轴数。
例如，如果一个4轴车辆的总重是16000磅，那么每个轴的重
量计算如下：
每轴重量 = 16000 / 4 = 4000磅。
这意味着每个轴的重量应该是4000磅。
当然，这是一个简单的
平均计算方法。
在实际情况中，可能会有一些额外的因素需要考虑，如车辆的分布、车辆的类型等。
因此，在实际应用中，可能需要考
虑更多的因素来确定每个轴的准确重量分配。
除了上述的基本计算公式外，在特定的行业标准或法规中可能
还有其他针对轴重计算的具体公式和规定。
例如，在运输行业，可
能会有针对不同类型车辆和道路的轴重限制，需要按照相关规定来
计算和控制车辆的轴重。
因此，在实际应用中，需要根据具体的情
况来确定适用的轴重计算公式。
总的来说，轴重计算公式是根据车辆的总重和轴数来确定每个轴的重量分配，但在实际应用中需要考虑更多因素，可能需要根据具体的行业标准或法规来确定适用的轴重计算方法。
电力机车牵引计算
一．客运机车1．借助SS8型电力机车阻力公式机车运行单位基本阻力:列车阻力中难以确定的是列车基本运行阻力。
列车基本运行阻力主要来源于机械阻力和空气阻力,基本运行阻力与速度之间的关系可用下式表示2W A Bv Cv =++公式中,前两项是机械阻力（小部分为空气阻力）,后一项是空气阻力阻力的实际组成看,后两项阻力占极大部分,压差阻力仅占空气阻力较小部 分,影响较小.现在我们暂且用这些公式进行估算,最后确定机车的功率。
以电力机车SS 8作为计算/20 1.020.00350.000426v v ω=++V ＝200时的/0ω＝18。
76N/KNV ＝220时的/0ω＝22。
4084N/KNV ＝200时的//0ω＝9.89N/KNV ＝220时的//0ω＝11.5408N/KN2．列车牵引功率计算八轴轴机车质量168t;根据我国的具体情况铁路旅客列车大都为20节，总重量为1100t 。
列车回转系数γ=0·06。
a 的取值在0.03～0。
05之间(列车牵引计算）0ω=11.0652N/KN(8轴200k/h)0ω=12.98067N/KN （8轴220k/h ）0ω=10。
8016N/KN(6轴200k/h ）0ω=12。
6577N/KN(6轴220k/h)电力机车所需的功率：（kw ）表1在文献《浅析200km/h速度等级客运机车的功率选择》借用《牵规》中SS8的阻力基本公式和《高速试验列车技术条件》估算了200km/h电力机车的功率，作者认为在高速时由于列车有减阻措施，计算结果前者偏大后者偏低。
当速度为200km/h时，按《高速试验列车技术条件》计算比《牵规》计算的结果小12%左右，考虑到两种方法结果的偏差,本文在此以《牵规》计算结果减小5％作为电力较合理。
机车牵引功率选择时，需考虑列车最高运行速度时剩余加速度的大小和列车达1·1vmax速度时，仍需具有一定的剩余加速度（参照《牵规》暂定0·02m/s2)。
8×8汽车起重机底盘动力传动系统选型计算
12710.16638/ki.1671-7988.2021.010.0388×8汽车起重机底盘动力传动系统选型计算张 雷（陕西汽车控股集团有限公司技术中心，陕西 西安 710200）摘 要：文章以某上装厂家提出的8×8汽车起重机底盘需求为例，结合全驱车辆复杂的使用工况，充分考虑动力及传动系统供应商的匹配经验，通过理论计算的方法匹配了发动机、变速箱、分动器、车桥及轮胎，并计算了整车动力性参数：最高车速和最大爬坡度，达到快速精准地满足客户对整车性能参数的要求，并为后续全驱类车型设计提供了理论参考。
通过匹配结果表明：该方法在整车方案初期阶段有效可行，能够满足客户在实际用车中的动力性能需求。
关键词：8×8；汽车起重机；动力传动；选型计算中图分类号：U464.334 文献标识码：B 文章编号：1671-7988(2021)10-127-02Selection Calculation of 8×8 Truck Crane Chassis Power Transmission SystemZhang Lei（Technology Center of Shaanxi Automobile Holding Group Co., Ltd., Shaanxi Xi'an 710200）Abstract: This paper takes the 8×8 truck crane chassis demand proposed by an upper-loading manufacturer as an example, combined with the complex operating conditions of all-wheel drive vehicles, and fully considers the matching experience of the power and transmission system suppliers, and matches the engine and gearbox through theoretical calculations., Transfer case, axles and tires, and calculated the vehicle dynamic parameters: maximum speed and maximum gradeability, to quickly and accurately meet customer requirements for vehicle performance parameters, and provide for the subsequent design of all-wheel drive models Theoretical reference. The matching results show that the method is effective and feasible in the initial stage of the vehicle plan, and can meet the power performance requirements of customers in actual vehicles. Keywords: 8×8; Truck crane; Power transmission; Selection calculationCLC NO.: U464.334 Document Code: B Article ID: 1671-7988(2021)10-127-02前言动力传动系统匹配设计在整车方案阶段尤为重要，在满足客户整车性能要求的前提下，合理的匹配可以依托现有资源，实现平台化拓展、模块化生产，实现整车轻量化设计，降低生产成本，提高整车经济性和产品市场竞争力。
机车重量_轴重和轮重的计算探讨_王位
－６８－
王位 等·机车重量、轴重和轮重的计算探讨·２００６ 年第 ２ 期
轮 重 ； ｄｇ 表 示 两 侧 车 轮 与 钢 轨 接 触 点 之 间 的 距 离 ， 对 于 １ ４３５ ｍｍ 的标准轨距， 距离为 １ ５００ ｍｍ； ｙｌ 表示机车重 心与参考坐标系 ｙ 轴的距离。
３ 对计算结果的评估
∑Ｍｘ ＝ ０ 由以上力学模型可以求解出： Ｆｗ１ ＝ ＦＢ１（ ａｓ－ ａ＋ｐ） ／２ｐ ＋ Ｆｇ（１ Ｃｏｘ１－ ａ／２＋ｐ／２） ／ｐ Ｆｗ２ ＝ ＦＢ（１ ｐ＋ａ－ ａｓ） ／２ｐ＋ Ｆｇ（１ ａ／２＋ｐ／２ － Ｃｏｘ１） ／ｐ Ｆｗ３ ＝ ＦＢ（２ ａｓ－ ａ＋ｐ） ／２ｐ＋ Ｆｇ（２ Ｃｏｘ２－ ａ／２＋ｐ／２） ／ｐ Ｆｗ４ ＝ ＦＢ（２ ｐ＋ａ－ ａｓ） ／２ｐ＋ Ｆｇ（２ ａ／２＋ｐ／２ － Ｃｏｘ２） ／ｐ 式中： ａ 为转向架中心距； ｐ 为转向架上轮对的中心距； Ｃｏｘ１ 为转向架 １ 的重心在 ｘ 轴 上 与 车 体 横 向 中 心 线 的 距 离 ； Ｃｏｘ ２ 为 转 向 架 ２ 的 重 心 在 ｘ 轴 上 与 车 体 横 向 中 心 线 的距离， 如图 ５ 所示。
首 先 计 算 出 此 时 车 体 的 总 质 量 ｍｃ＝ ∑ｍｓ＋∑ｍｃｐ， 其 中 ： ｍｃ 表 示 设 备 安 装 完 毕 的 车 体 质 量 ； ｍｓ 表 示 车 体 钢 结 构的质量， 包括油漆、管卡等； ｍｃｐ 表示安装在车体上的设 备如变压器、风机、屏柜等（ 包括布线和布管） 的质量。
收稿日期： ２００６－ ０１－ ０４ 作者简介： 王位（ １９７８－ ） ， 男， ２０００ 年毕业于北京科技大学机械工程与自动化专业， 工学学士， 现从事机车司机室的设计开发工作。
－６７－
电力机车与城轨车辆·２００６ 年第 ２ 期
车轴受力分析
基于日本标准的强度分析采用日本JIS．E．4501铁道车辆车轴强度设计方法和JIS．E．4502铁道车辆车轴品质要求，对CRH2动车组非动力车轴进行疲劳强度计算和分析。
日本的车轴疲劳强度计算中考虑了车体振动引起的垂向和横向加速度对弯曲应力的影响，不过动载荷系数的取法与欧洲有所不同，在欧洲标准中，一般垂向动态载荷系数α=O．25，横向动态载荷系数卢β=0．175，日本标准中的动态载荷系数日本JIS车轴的受力简图然后通过相关资料找到ZMA120型车非动力车轴参数如下表: dmm rmm j mm g mm a mm h mm x mmy mm l mm 2028402100149317014006372135其中轴重为14t，经换算得到W=137.2kn V Km/h Av Al W kn P kn Q0knR0kn 80 0.42 0.20 137.2 27.44 18.29 41.17 100 0.52 0.24 137.2 32.93 21.93 49.41 1200.620.28137.238.4225.6157.64轮座处得许用应力awb 取147Mpa ，该车轮处得弯矩、应力计算结果和安全系数列于下表一 车轴的强度分析(一)基于日本标准的强度校核采用日本JIS ．E ．4501铁道车辆车轴强度设计方法和JIS ．E ．4502铁道车辆车轴品质要求，对A 型080城轨车辆非动力车轴进行疲劳强度计算和分析。
日本的车轴疲劳强度计算中考虑了车体振动引起的垂向和横向加速度对弯曲应力的影响，不过动载荷系数的取法与欧洲有所不同，在欧洲标准中，一般垂向 动态载荷系数为O ．25，横向动态载荷系数为0．175，它们与车辆的运行速度无关；而日本标准中，动态载荷系数取决于运行线路和速度，具体的取值见下表。
日本标准中的动态载荷系数线路状态等级速度V km/hαvαl改进的高速线 SA200—3500．0027v0．030+0．00060 v高速线A A 150-280 0．0027v 0．030+0．00085 v 改进的既有线A A60—160 0．0027v 0．040+0．0012 v<60 0.16 O ．11 既有线BB 60～1300．0052v0．060+0．0018 v<60 0.31 0．17符号说明符号说明单位a mm d 轮座径mmg 车轮踏面间距离mmh mm j mm l mm r 车轮踏面半径mm Z 轴轮座处抗弯截面模数mm*mm P 横向力N Q. 颈上的垂向力，N R. P引起的踏面上的垂向力N W 车辆轴重N M1 轮座处P引起的弯曲力矩mN*m M2 轮座处垂向动态载荷引起的弯曲力矩mN*m M3 轮座处横向力引起的弯曲力矩mN*m σb 轮座处的弯曲应力N/mm σwb N/mm σLσv 垂向动态载荷系数m 安全系数n 疲劳安全率G 车轴重心V 使用最高速度车轴受力简图车轴相关参数列表。
和谐型八轴电力机车司机室转换存在问题分析与对策
和谐型八轴电力机车司机室转换存在问题分析与对策张鸿钧;沙正军;肖建斌;肖勇;张勇【摘要】HXD1、HXD2型交流传动八轴9 600 kW货运电力机车是我国广泛运用的深度国产化大功率货运电力机车,自2013年以来在西安铁路局安康机务段换型运用以来,司机室转换作业过程频繁发生问题,多次导致机车故障并存在机车溜逸风险.从HXD1/2型机车司机室转换控制设计原理、检修维护及运用操纵等方面出发,深入分析了和谐型八轴电力机车司机室转换存在问题的原因,提出了解决措施和方案,通过实施取得了良好效果.【期刊名称】《铁道机车车辆》【年(卷),期】2014(034)005【总页数】5页(P59-62,90)【关键词】和谐型机车;司机室转换;原因;分析;对策【作者】张鸿钧;沙正军;肖建斌;肖勇;张勇【作者单位】西安铁路局安康机务段,陕西安康725005;西安铁路局安康机务段,陕西安康725005;西安铁路局安康机务段,陕西安康725005;西安铁路局安康机务段,陕西安康725005;西安铁路局安康机务段,陕西安康725005【正文语种】中文【中图分类】U266.1HXD1、HXD2型交流传动八轴9 600 k W货运电力机车均为深度国产化大功率货运电力机车，采用2（B0－B0）轴式，双节内重联控制，具有节省乘务人员、弯道通过能力强、便于重载牵引等优点，自2013年以来西安铁路局安康机务段担当襄渝、阳安、西康线山区线路货运牵引任务，在保证入川运输通道的畅通中发挥了巨大作用。
但在实际运用中，因机车设计制造、技术资料及实践经验等方面存在不足，运用中也暴露出诸多问题，特别是司机室转换作业过程与六轴单节和谐型机车差异较大，多次发生机车故障并存在机车溜逸风险，已成为影响和谐型八轴电力机车运用安全的一个重点问题。
和谐型交流传动八轴电力机车自2012年度上线运用以来，因其与单节六轴和谐型机车司机室转换作业差异较大，转换操作较为繁琐，司机室转换作业完毕后，频繁发生机车制动系统故障，且多次发生误操作导致的机车无制动措施产生溜逸风险。
各种轴载换算计算方法1234
交通车型 代表车型 小客车 中客车 大客车 小货车 中货车 大货车 特大车 拖挂车
前轴重 （KN） 桑塔纳2000 SH141 25.55 CA50 28.7 吉尔130 25.75 CA390 35 EQ140 23.7 JN150 49 日野ZM440 60 五十铃 60 EXR181L
后轴重 （KN） 55.1 68.2 59.5 70.15 69.2 101.6 2×100 100-80×2
后轴数 1.0 1.0 1.0 1.0 1.0 1.0 2.0 3.0
后轴轮 交通量 组数 辆/每日 2400 2 500 2 1800 2 400 2 900 2 700 2 750 2 700 2 70
沥青路面弯沉与沥青层层底弯拉应力计算轴载换算
交通车 代表 型 车型 红旗 小客车 小客 车 中客车 SH141 位置 轴重 /KN C1 C2 后轴 后轴轮 数 组数 交通量 辆 /日 2400 2400 500 500 1800 1800 400 400 900 900 700 700 1 2 2 2 750 750 700 700 2 2 70 70 40 40 标准轴载Ni/次 0.00 0.00 8.46 37.41 50.49 340.59 7.00 41.80 59.86 192.51 8.54 141.11 215.57 803.62 485.55 1540.00 48.56 154.00 0.00 0.00 4135.08 1.69E+07
1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 2.2
6.4 1 6.4 1 6.4 1 6.4 1 6.4 1 6.4 1 6.4 1特大车
日野 ZM440 后轴 五十 铃 前轴 后轴 前轴 后轴
轴重
车轮在钢轨表面运行时，都伴随着水平摩擦力的影响。在考虑水平摩擦力( μ = 0. 3)的作用下，研究 5， 10，15，20 t四种轴重的车轮经过裂纹的过程，裂纹尖端的应力强度因子 KⅠ和 KⅡ的变化。在 5，10，15， 20 t轴重作用下，应力强度因子 KⅠ的最大值分别为 2. 83，15. 4，30.1，38. 4MPa·m0.5，发生在接触斑 的边缘与裂纹相距 0. 35，0. 45，0. 50，0. 80 mm的地方。
车轮作用在钢轨表面时，法向挤压和水平方向摩擦力的作用会引起裂纹面的张开或者挤压作用效果，当车轮 临近或远离裂纹时，车轮对钢轨的挤压对裂纹产生拉伸作用，使得裂纹张开；当车轮压在裂纹上时，裂纹面存在 相互挤压作用，使得裂纹闭合。
U71Mn钢轨存在长度为 50μm的表面裂纹，不同轴重的车轮做纯滚动通过该钢轨的过程中，裂纹尖端的应力 强度因子KⅠ和 KⅡ的变化趋势。对于不同轴重的荷载，当接触斑压在裂纹上时，KⅠ基本都为 0，也就是裂纹处 于闭合状态；随后裂纹张开，KⅠ在极短的距离内达到最大值；之后，随着接触斑与裂纹间距离的增加，KⅠ逐渐 减小，距离足够远时，裂纹重新闭合。
世界上几个著名的柔性路面设计法如：壳牌法、AI法、比利时法，都采用土基顶面压应变作为主要设计指标。 因此有必要以土基顶面压应变等效的原则对轴载换算进行研究。
以土基顶面压应变为自变量的路面性能预估模型，它是美国 Pennsylvania州为限制该州中低等级路面上车 辆轴限而建立的。将此模型与 AASHO试验路的原始试验数据及回归后的计算结果进行了比较，比较表明该模型与 现有的 AASHO公式相比，更符合 AASHO试验路的实测数据。
( 1)随着后桥轴重的增加，即装载质量的增加，前后轮的动荷载功率谱密度增加，动载系数减小。
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系 弹簧 支撑 。轮 对 单 个 驱 动 ，采 用 轮 对 空 心 轴式 驱
动方 式 ，牵 引电机 对 置 架 悬 在 构 架 上 。车 体通 过 二 系 高挠 圆 弹簧坐 在构 架上 。采 用 长颈 中心销 牵 引装置 。
线 与转 向架 构架 纵 向轴 线 相 互 垂 直 。邻 接 轮 对 均 衡 梁 连接可 使机 车通过 曲线 区段 时所 产 生 的横 向力 进 行 重 新 分配 ，并 在 曲线 通 过 的 过程 中不 会 因为 带 有 悬 挂装 置 构架 的转 向而形 成 阻 力 ，这 样 明显 地 减 少 了折算 到 轮 对上 的质 量 ｕ ２。其 次 ，采 用 均衡 梁 还 可 以使 轮对 Ｉ］ 之 间 的垂 向 载 荷 得 以均 衡 分 配 ，减 小 了轴 重 转 移 值 。 带有 均 衡 梁 式 的 ８轴 机 车 具 有 较 高 的 稳 定 性 。在
车 ，由全俄 铁 道科学 院 和科 罗 明试 验 车 间对 ＯＩ０ Ｉ ０进 ２ 行全 面试验 表 明 ，ＯＩ０ 车 走 行 部 动 力 学 性 能 又 进 Ｉ ０机 ２
一
步改 善 ｊ 。最早 俄 罗斯 具 有 中间 构 架 的 Ｔ Ｍ７ ８轴 Ｏ
机 车 由于轴重 转 移较 大 ，为 了提 高黏 着 利 用 率 而 采 用
引高度 、轴距和一 、二系 刚度及二 系圆簧纵 向布置对黏着利用 率的影响 。研究结果表 明：牵引高度对 黏着利用 率的影响很大 ，如何降低牵 引高度是 ８ 轴机 车提高 黏着利用率 的重要任务 。转 向架 中心距与轴距对黏着 利用率
的影响很小 ，轴距的确定 主要应考 虑机 车的动力学性能 。二系 圆簧 的纵 向布置对黏着利用率有 重要 的影 响 ，并
达到 了较高 的水 平 。Ｔ Ｉ ０型 内燃 机 车 走 行 部 采 用 独 ＯＩ ８ 特的均衡 梁 设计 ，每 台 转 向架 的 ４个 轮 对 ，成 对 地 用 带球 面轴箱 轴承 的均衡 梁相 连 。 由于均 衡 梁 的运 动 学 连接 ，两轮 对形 成 了四杆 弹性 机 构 ，它保 证 了轮 对 轴
且随刚度增减的变化显著 。
关键词
８ 轴机车 ；轴 重转 移 ；黏着 利用率 ；刚度 ；牵 引高度
文 献 标 志 码 ：Ａ
中 图分 类 号 ：Ｕ ６ ．１ ２０ １ ５
随着 近 ３ ０年我 国经济 的高 速发展 ，重载 铁路 运输 远远 落后 于 目前 的需求 ，迫 切需 要开 发大 功率 的机 车 。
Ｔ Ｉ ０型转 向 架 上 发 展 起 来 的 ＯＩ０ ＯＩ ８ Ｉ ０型 客 运 电 力 机 ２
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８轴 机 车 轴 重 转移 计 算 分析
罗洪文 ，罗 贺 ，钟文 生 （ 南 交通大 学 牵 引动 力 国家重 点 实验 室 ， 四川成 都 ６０３ ） 西 １０ １
摘 要 为研发我 国 ８轴机车作准备 ，本文 建立 了均衡 梁式 ２ ｏ ２ ｏ 式机 车轴 重转移分 析模 型 ，研究 了牵 Ｂ－ Ｂ 轴
大功 率机 车要求 大 的黏 着 质量 、高 的 黏 着利 用 率 和优 良的动力 学性 能 ，俄 罗斯 的 ８轴 机 车 为 我们 提 供 了一
１ ８轴机 车模 型及 受 力分 析
１ １ ８轴机 车 模 型 ．
８轴机 车模 型如 图 １ 所示 ， 由车 体 、两 个 构 架 、４ 组均衡 梁 和 ８个 轮对 组成 。每 １ 均 衡 梁通 过 球 面轴 组
承 与两轮 对 连接 ，每 组 轮 对 和构 架 之 间垂 向通 过两 组
一
种 比较好 的解 决 方 案 。２ ０世 纪 ９ 代 俄 罗 斯 Ｔ Ｉ ０ ｏ年 ＯＩ ８ 型 ８轴 内燃 机 车动 力 学 试 验 速 度 达 到 ２２ｋ ／ ，其 动 ７ ｈ ｍ 力学性 能 及其 对 线 路 的作 用 等 均 符 合 技 术 要 求 规 定 ，
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第２ ７卷第 ６ 期
２ ７年 １２月 ００
铁 道 机 车 车 辆
ＲＡＩ ＡＹ Ｄ Ｃ０Ｍ０ｒⅣ Ｅ ＆ ＣＡＲ ＬＷ Ｉ Ｉ
Ｖｏ ． ７ Ｎｏ． Ｉ２ ６ Ｄｅ ｅ． ２ ０７ ０ｒ
文 章 编 号 ：１０ —７４ （０７ ６一 Ｏ ９ ３ ０ ８ ８２ ２０ ）０ Ｏ ０ —０
轴 重转移 的影 响 。
组） ，两轮 对 的 中心 距 为 ２ 。在 牵 引力 作 用 下 ，车 体 的垂 向位移 和在 纵 向平 面 内 的转 角为 Ｚ 、 ，前 构架 的垂 向位移 和 在 纵 向平 面 内 的转 角 为 Ｚ１ ｓ、 后 构
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１ 一车 体 ；２ 一构 架 ；３ 一橡 胶 导 柱 ；
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４ 一均衡梁 ；５ 一牵 引电机。 图 １ ８ 机车模 型 轴
ห้องสมุดไป่ตู้
１２ ８轴机 车 轴 重转 移受力 分析 ．
在该 机车 的轴 重 转 移 受 力 分 析 中 ，二 系 支 承 为 ５ 组 ，转 向 架 中 ｔ 称 布 置 ，纵 向 间 距 分 别 为 ｓ 和 ７对 ｎ １ ＬＤ；二 系 支承 的垂 向刚度 为 。 ２ （ 每组 ） ，转 向架 中心 （ 每 距为 ２ ｓ Ｌ ；构 架 一 系 支 承 中 一 纵 向间 距 为 ２ ；一 系 ｔ ７ Ｌ１ 支 承纵 向间距 为 ２ ，一 系支 承 的垂 向刚 度 为
了增黏装 置 。
目 国内对 ８ 前 轴机车还处于研究 阶段 ，通过初 步
理 论分 析 ，均衡梁 式 ８轴机 车 确 实 具 有 非 常 优 秀 的 动 力 学性 能 ，尤其 是 曲线 通 过 性 能 。在 自主 研 发 均衡 Ｊ 梁式 ８ 轴机 车之 前 ，有必 要 详 细 分 析 机 车 总 体参 数 对