KZ4A型机车车轮强度计算和轮对模态分析
用轴对称模型分析铁道机车车辆车轮强度的可行性
计算 分析用轴对称模型分析铁道机车车辆车轮强度的可行性徐传来,米彩盈(西南交通大学机械工程学院,四川成都610031)摘要:为了验证具有轴对称结构的车轮使用轴对称模型进行强度分析的可行性,根据国际铁路联盟标准UIC 510 5规定的计算载荷和载荷工况,建立铁道机车车辆车轮轴对称模型与三维模型,对其强度进行分析。
计算结果表明,轴对称模型与三维实体模型在车轮辐板区域的von Mises 应力比值的变化范围为0 96~1 045,且用轴对称模型算出的应力值大于用三维实体模型算出的应力值,用轴对称模型分析车轮的应力分布满足工程应用要求。
关键词:铁道机车车辆;车轮;轴对称结构;非轴对称载荷;应力中图分类号:U260.331+.1;U270.331+.1 文献标识码:A 文章编号:1003 1820(2008)05 0007 03 收修回稿日期:2007 11 12作者简介:徐传来(1984 ),男,山东昌邑人,硕士研究生;米彩盈(1965 ),男,山西山阴人,教授,博士。
1 前言具有轴对称结构的铁道机车车辆车轮在运行过程中承受非轴对称的轮轨作用力,目前在国内主要采用三维实体模型分析车轮在运行载荷下的应力分布。
由于铁道机车车辆车轮与车轴采用过盈配合连接,用三维实体模型进行分析时,车轮与车轴的过盈配合用几何非线性的面 面接触对模拟,其计算成本较高[1];采用静力子结构技术,可降低计算的求解规模[2],但车轮与车轴的过盈配合仍需用几何非线性的面 面接触对模拟,其计算成本有所降低,几何非线性求解的收敛和有限元模型的建模难度未降低,其总体计算成本同样较高。
随着有限元技术的发展,轴对称结构可以承担非轴对称载荷,由于轴对称模型具有有限元建模极其简单、计算成本最低的显著优点,国外铁道机车车辆轴对称车轮主要采用轴对称模型分析计算[3,4]。
因此,本文采用轴对称模型和三维模型分别对车轮的强度进行分析,在轴对称模型和三维实体模型中,轮轴过盈配合分别使用约束方程和面 面接触对方式模拟,通过比较两种模型的分析结果和计算成本,验证用轴对称模型分析车轮强度的可行性和计算精度。
汽车轮毂模态分析
汽车轮毂模态分析汽车轮毂模态分析是指对汽车轮毂进行模态建模和分析，通过分析车轮毂的固有频率和振型，可以了解车轮毂的结构特性和振动特性，为轮毂的设计和优化提供参考依据。
汽车轮毂是连接车轮和车身的关键组件，它承受着车辆的整个重量和转动力矩，因此必须具备较高的强度和刚度。
同时，汽车在行驶过程中，车轮与地面之间会产生较大的冲击和振动，为了保证车辆的行驶稳定性和乘坐舒适性，轮毂还需要具备合适的振动特性。
汽车轮毂的模态分析可以通过有限元方法进行。
首先，将轮毂的几何形状和材料信息输入有限元软件，建立起轮毂的有限元模型。
然后，通过求解有限元模型的特征值问题，得到轮毂的固有频率和振型。
固有频率是指在某一特定激励下，轮毂自身振动的频率。
它取决于轮毂的几何形状、材料性质和边界条件等因素。
固有频率越高，说明轮毂的刚度越大，抗振能力越强。
在实际应用中，为提高车辆的行驶稳定性，轮毂的固有频率通常应大于车轮经常发生的振动频率。
振型是指轮毂在振动过程中的形变模式，通过分析轮毂的振型，可以了解轮毂不同位置的应力分布情况。
根据振型的分布，可以判断出哪些位置的应力集中，从而指导轮毂的优化设计。
比如，在设计轮边形状时，可以通过模态分析找到一个合适的轮边形状，使得轮边上的应力能够得到更好的分散。
轮毂模态分析的结果通常会得到一系列特征值和特征向量，其中特征值对应轮毂的固有频率，特征向量对应轮毂的振型。
特征向量包含了每个节点的位移信息和形变信息，它们是轮毂振动的关键特征。
有了轮毂的模态分析结果，可以进一步进行结构优化。
比如，通过调整轮毂的材料或改变其几何形状，可以提高轮毂的固有频率，从而提高车辆的行驶稳定性。
同时，可以根据振型的分析结果，局部增加材料或改变结构形式，以减小轮毂上的应力集中程度，从而提高轮毂的寿命和可靠性。
总之，汽车轮毂模态分析是汽车设计和优化中的重要环节，通过分析轮毂的固有频率和振型，可以了解轮毂的结构特性和振动特性。
这为轮毂的优化设计提供了理论基础和指导。
CAE-车轮轮辋强度强度分析实施报告
本报告规定了分析目的、有限元模里的建立、分析结果和分桥论。
本分桥报告适用于XXXJ^El 175-80R14轮钢总成的强度廿算分桥。
2分析目的
为了校核新开发车型的轮钢强度是否符合国标要求，本报告对XXX頂目轮朝进行强度分折。
3有限元模里的建立
3.1有限元模塑建立说程
CAE仿真廿算的精度及准确性除了与有陨元核0廿算理论有关外，连在很大棺度上依顿于仿頁模塑建 立的蒂度，轮有限元模里建立流棺见图1。
车轮轮轴强度分析报告
项目名称：XXX
XX双杰科技XX
2009年12月
双杰科技
二
前言II
1围1
2分折目的1
3有陨元模里的建立1
3.1有限元模塑建立渝f?1
3.2有限元建立标灌及方法2
3.3轮钢有限元模型2
3.4材斛及边界条件4
4分析结果7
5分析结论9
刖 百
为了校核新开发车塑的轮钢强度是否符合国标要求，本报告对XXX頂目轮轴进行强度分折。
图1有陨元模型理立逍杈
3.2有限元建立方法
根据设廿部门提供的CAD数模，建立轮钢总成的有限元模塑。轮理主要采用四面U二次单元进行离散, 基准尺寸3.0mm。
3.3轮钢总成有限元模塑
对轮銅进行有限元则分，轮圳有限元模塑见图2。轮轴总成有限元模塑单元325545个。
.可修编-
铁路机车车轮强度试验有限元仿真
铁路机车车轮强度试验有限元仿真作者：秦宇蔡敢为任延举张磊目前大多数机车采用刚性车桥，其车轮承担整机的重量与各种工作负荷，同时把路面的工作反力传递给车架。
车轮还是行走、支承、导向和缓冲的构件。
车轮结构的优劣对机车能否行驶及行驶性能的好坏有很大的影响。
车辆的作业环境复杂，施工条件恶劣，在行驶或作业过程中振动强烈，不仅降低了机器的使用寿命与工作性能，而且还通过各种途径传递给驾驶人员，使驾驶人员产生疲劳，而地面不平度的随机激励是整机的主要振动源，车轮便是这个振动的直接传递者，那么车轮性能的好坏就显得尤为重要了。
本文针对某车轮的强度分析，可以为各类机车上使用的车轮的强度分析方法提供一定的参考。
车轮强度试验应包括动态弯曲疲劳试验及车轮螺母座刚度试验。
目前对车轮进行强度分析和寿命预测的主要方法是对车轮钢圈单独建模加载分析，这种方法虽然方便、快捷，但忽略了一些重要的影响因素，由于没有考虑螺栓预紧力对车轮应力分布的影响及法兰盘对车轮的作用效果，分析结果往往和车轮的实际情况具有较大的差异。
螺栓预紧力及法兰盘对车轮应力分布又有着举足轻重的影响。
因而在对车轮进行强度分析和寿命预测时一定要考虑这些因素的影响。
而对螺母座强度分析，前人方法是对螺母座局部造型，直接表面加载，这样很难实现与实际受力工况等同，这里模型加入螺母，更好模拟实际情况。
本文应用有限元分析软件ANSYS对车轮进行包括加载轴在内的整体有限元建模，并在此模型的基础上，通过旋转加载模拟车轮动态弯曲疲劳试验，得到车轮应力分布图，分析了车轮的强度情况，预测了车轮的疲劳寿命；接着建立车轮l，4模型，对车轮螺母座刚度试验进行模拟，从而得到螺母座局部应力分布以及位移变化，最后通过实例对研究结果进行了验证。
1 车轮有限元模型的建立图1所示为车轮动态弯曲疲劳试验装置简图。
图1 动态弯曲疲劳试验方法试验时用卡盘将车轮下缘处固定在旋转体上，即紧固；在加载轴支点处施加径向载荷，通过力臂对车轮形成弯矩；借助旋转体旋转施加动态弯曲。
摩托车车轮冲击强度分析与改进
1484
机械科学与技术
第 30 卷
图 6 改进后车轮的应构 最大应力值 / MPa 应力最大值的位置
三辐式
734
辐板中部及与轮辋接触根部
四辐式
437
辐板与轮辋接触根部
五辐式
320
辐板上下接触根部及圆角处
改进五辐式
186
直线辐板与轮辋接触根部
由于铝合金车轮的许用应力为 240 MPa，因此只 有改进五辐式车轮满足冲击试验的强度要求。
2. 7 × 103
7. 0 × 104
0. 33
240
根据二维工程图
纸，将 已 经 设 计 好 的
摩托车三辐式铝合金
车轮采用三维建模软
件 CATIA 建立其几何
模型，并 以 igs 格 式 导
入 Hypermesh 中 利 用 Volume Tetra Mesher［5］
图 1 车轮有限元模型
功能进行网格的划分，为空间四面体单元，得到铝合
在分 析 中 只 估 算 轮 胎
对时间的影响： 刚性物
图 3 加载曲线
体碰撞时间大概只有千分之几秒，考虑到轮胎的缓
冲作用而延迟 0. 05 s，载荷的加载曲线见图 3。
1. 2 有限元分析结果
在 MSC-Nastran 软件中采用直接瞬态响应分析 法［8］对上面 建 立 的 铝 合 金 车 轮 冲 击 试 验 有 限 元 模
明显优于曲线辐板的应力分布及应力水平，直线辐板结 构中的最大应力 186 MPa 远低于曲线辐板结构中的最 大应力 320 MPa； 应力集中的范围进一步减少是由于曲 线辐板结构与直线辐板结构相比更易变形，辐板能够吸 收更多的冲击能量，而曲线辐板结构与轮辋相接触的根 部的圆角半径更小，容易形成应力集中，因而导致最大 应力升高。将曲线辐板结构改进为直线辐板结构不但 满足了冲击试验的强度要求，而且质量减少了 12% 。
KZ4A型客运机车构架计算及优化
KZ4A型客运机车构架计算及优化KZ4A型客运机是中国自主研制的一款中短程客机，它的车构架设计是整个飞机设计中非常重要的一个环节。
车构架是支撑机身负载及转移机身荷载的基础，它的计算和优化对于飞行安全以及飞机性能的综合提升有着重要的意义。
在KZ4A型客运机的车构架设计中，首先需要确定飞机的方法。
KZ4A采用了高翼布局，这种布局可以提供更好的升力，并且有着良好的稳定性和操纵性。
在高翼布局下，机身和车构架的受力情况是不同的。
因此，在车构架设计时，要充分考虑机身和车构架之间的协作关系，以实现在高翼布局下飞机的最优设计。
除了考虑飞机的布局和协作关系之外，车构架设计中还需要考虑到材料的选择和设计的优化。
对于KZ4A客运机来说，车构架的材料采用了高强度铝合金材料，这种材料不仅具有较高的强度和刚度，而且具有较小的自重，能够在保证强度的同时降低整个飞机的重量。
在车构架设计中，还需要考虑飞机的荷载情况。
KZ4A客运机的设计荷载包括重力荷载、气动荷载和地面荷载。
这些荷载之间相互关联，需要在设计时进行综合考虑。
为了确保车构架的强度和稳定性，需要进行各种荷载条件下的有限元分析和结构优化。
通过这些分析和优化，可以确定车构架的最优设计方案，以保证飞行安全和飞机的优良性能。
总之，KZ4A型客运机的车构架设计是整个飞机设计中至关重要的一个环节。
它需要考虑到飞机的布局、协作关系、材料选择以及荷载情况等方面的因素。
只有经过综合分析和优化，才能确定符合最优设计的车构架方案，以保证飞行安全和飞机的综合性能。
暂时无法回答此问题，因为没有明确相关的数据是什么。
如果您能提供更具体的信息，我将尽力为您回答。
以波音737MAX飞机事故为案例进行分析，对飞机设计中的重要性进行总结。
2018年10月29日，在印尼雅加达以东10公里的印尼盾城(Bintan)附近，一架载有189人的狮航波音737 MAX 8客机坠毁，全部遇难。
此次事故是波音737 MAX飞机两起致命事故中的第一起。
摩托车轮胎模态参数实测研究
１ 模 态 试 验
１ １ 摩 托 车轮胎模 态测试 系统 ．
摩 托车 轮胎模 态测试 系统 由硬件 和软件 两部 分组成 ， 图 １ 如 所示 。
（ ） 件 １硬
益， 、 高 低通 滤波 ， 敏度 适调及 双积 分等功 能 。 灵
（） ２ 软件 采 用美 国 ＮＩ 司 的 Ｌ ｂ Ｉ Ｗ 作 为 轮胎 模 公 ａＶＥ 态 测试 系统 的软件 开 发 工具 ， 主要 包 括 数据 采 集
中图分类号： ＴＱ３ ６ １ １ ３． 文献标识码 ： Ａ 文 章编 号 ：０ ０８ ０ ２ １ ）６０ ５ —４ １ ０—９ Ｘ（ ００ ０ —３ ００
摩托 车轮胎 是摩 托 车 的重要 部 件 之 一 ， 是 它
一
个 复杂 的粘 弹性结 构 ， 与路 面 相 互作 用 关 系 相
硬件
３０ ５
橡
胶
工
业
２１ ０ ０年 第 ５ 卷 ７
摩 托 车轮 胎模 态 参 数 实测研 究
张 尚先 程 国飞 ， ， 王建 生 康 献 民。 ，
（． 山火 炬 职 业技 术 学 院 ， 东 中 山 ５ ８ ３ ；． 邑 大 学 ， 东 江 门 ５ ９ ２ ；． 门市 特 种 摩 托 车 工 程 技 术 中 １中 广 ２４６２五 广 ２００３江
模态 测试硬 件 系统 由激振设 备 、 传感 器 、 信号 调理器 和数据采 集 卡等组成 。
基 金 项 目 ： 东 省 科 技 计 划项 目（０ ５ １ ２ １ １ ） 广 ２ ｏ Ｂ ＯＯ Ｏ ３
作 者简 介 ： 尚先 （ ９ ９） 男 ， 南 永 州 人 ， 山火 炬 职 业 技 张 １６ 一 ， 湖 中
摩 托 车轮胎 模 态 参 数 包 括 固 有 频 率 、 态 阻 模 尼 比、 态 质量 、 态刚 度和 振型 等 。本研 究采 用 模 模
基于ANSYS的KZ4A型机车牵引座强度分析与改进设计
Ｋｅ ｒ ｓ ｙ ｗｏ ｄ ：ＡＮ ＹＳｓ ｆ ｒｅ ｒ ｃｉｎ ｓ ａ ；ｓ ｅ ｇｈ ａ ａｙ ｉ ； ｍｐ ｏ ｅ ｅ ｉ Ｓ ｏｔ ｗａ ；ｔ ｔ ｅ ｔ ｔ ｎ ｔ ｌ ｓｓ ｉ ｒ ｖ ｄ ｄ ｓｇ ａ ｏ ｒ ｎ ｎ
Ｋ４ Ｚ Ａ型机 车是南 车株洲电力机车有 限公 司（ 以下 简 称株机公 司）按 国际招标合 同为哈萨克斯坦国家铁路公
司提供 的交流传动高速客运 电力机车 ，其最高设计速度
为 ２０ｋ ／，主要用 于牵引西 班牙制造 的 Ｔ ｌ 高速列 ０ ｍ ｈ ａｏ ｇ 车， 运行在阿斯塔纳一阿拉木图之间。机车交付经过近 ５ 年的运行后 ， 先后发现两 台机车牵引座产生疲劳裂纹。 为
了确保机车的安全运行 ， 株机公司组织了专题分 析 ， 理 从
Ｙ ＮＺ ｉｊｎ Ａ ｈ－ａ
（ Ｓ ｈ ｚｏ ｌ ｔｃ ｏｏ ｏ ｖ ｏ，ｔ．Ｚ ｕｈ ｕ４ ２ ０ ， ｈｎ ） Ｃ ＲＺ ｕｈｕＥｅ ｒ ｃｍ ｔ ｅ ．Ｌｄ， ｈ ｚｏ １０ １ Ｃ ｉ ｃｉＬ ｉ Ｃ ａ
Ａｂ ｔａ ｔ ｔ ｎ ｔ ｎ ｌｓｓ ａ ｅ ｆ ｓ ｒ ｃ ：Ｓ ｒ ｇｈ ａ ａｙ ｉ ｂ ｓ ｄ ｏ ｅ ＡＮＳ ｏ ｗ ｒ ｒ ｈ ｌ ｎ ｅ ａ ｔ ｎ ｓ ａ ｆ ｙ ｅＫＺ Ａ ｌｃ ｍｏｉｅ ａｅｐ ｒ ｒ ｄ ｉ ＹＳ ｓ ｆ ａ ｅｆ ｅｏｄ ａ ｄ ｎ ｗ ｔ ｃｉ ｅ ｔ ｐ ４ ｏ ｔ ｒ ｅｆ ｍｅ ｔ ｏｔ ｒ ｏ ｏｔ ｏ ｖ ｏ ｎ
ｔｉ ａ ｅ ，ｔｅ ｉ ｒｖ ｄ ｄ ｓ ｎ ｓ ｕ ｔ ｒ ｓ ｏ ｔｉ ｅ ｙ ａ ａｙ ｉ ｇａ ｄ ｃ ｍｐ ｒ ｇ ｔ ｅ ｒ ｓ ｌ ｆｔ ｏ ｓｒ ｃｕ ｅ ． ｔ ｒａ ａｙ ｉ ｇ ｔ ｅ ｈ ｓｐ ｐ ｒ ｈ ｍｐ ｏ ｅ ｅ ｉ ｔ ｃｕ ｅ ｉ ｂａｎ ｄ ｂ ｌ ｚ ｎ ｏ ａｉ ｅ ｕ ｔ ｏ ｔ ｔ ｒｓ Ａｆ ｌｚｎ ｇ ｒ ｎ ｎ ｎ ｈ ｓ ｗ ｕ ｅ ｎ ｈ
汽车轮毂模态分析资料
程度上可以明显改善车轮的空
气动力学特性，从而降低一部
分汽车油耗。
辐板式轮毂结构
ABAQUS进行模态分析的具体步骤
• 1.部件 • 2.截面 • 3.装配 • 4.分析步 • 5.相互作用 • 6.载荷 • 7.网格 • 8.作业（求解） • 9.可视化（后处理）
III. 研究各部件模态频率与发动机阶次激励中的重合点， 防止在重合点出振动噪声放大。
IV. 研究各部件模态频率与路面激振频率的重合，防止 路面激振带来的振动噪声和平顺性问题。
V. 研究人体敏感频率和车身、座椅等系统的频率重合， 增加驾驶员和乘客的舒适度感觉。
汽车结构动态设计
在建立了汽车整车振动模型后，汽车结构的动态 设计成为了可能，其步骤是： 1. 建立汽车整车的振动模型 2. 计算汽车在各种工况下的振动响应 3. 提出改进目标函数，确定应该修改的部件 4. 结构参数修改量的计算 5. 以原整车模型为基础，利用摄动法或者其他
按轮辐分：有辐板式和辐条式两类。
辐条式：
车轮有可分为钢丝辐条式车轮（A）和铸造辐条式车轮（B），A轮辋的 结构和自行车车轮相同，不过由于价格昂贵，且维修安装不方便，故实 际使用并不多；B轮辋是用螺栓和特殊形状的衬块固定在辐条上，它多用 于重型货车上。
钢丝辐条式车轮（A）
铸造辐条式车轮（B）
辐板式：
• 铝合金材质轮毂重量较轻，惯性阻力小，制作精度高，在高速 转动时的变形小，惯性阻力小，有利于提高汽车的直线行驶性 能，减轻轮胎滚动阻力，从而减少了油耗。合金材质的导热性 能又是钢的三倍左右，散热性好，对于车辆的制动系，轮胎和 制动系统的热衰减都能起到一定的作用。
• 镁合金材质轮毂重量比铝合金还要轻，惯性阻力更小，制作精 度更高，近年来在豪华车型有所应用，不过成本比较高，价格 较贵。
机车车辆轴箱结构静强度与模态分析
利用 ＡＮＳＹＳ 软件对轴箱进行静强度分析ꎬ 得到各工
表 ４ 各载荷工况下轴箱结构最大应力节点位置
结构最大应力出现位置 低位内侧立板圆弧孔处 低位内侧立板圆弧孔处 低位内侧立板圆弧孔处 高位弹簧托盘孔边缘 低位弹簧托盘孔边缘
接触单元ꎻ梁单元的另一端即为轮轨接触点ꎮ 横向载荷作 用于轴承孔上部与轴承外圈接触的挡边上ꎻ垂向载荷作用 于两侧弹簧托盘凸台的上表面ꎮ ������１８������
１ 轴箱静强度分析
ａ) 轴箱模型 为保证几何模型和有限元模型尺寸的一致性ꎬ在 ＡＮ￣
表 １ 轴箱强度计算基本参数
１.４７５ ２５
ＳＹＳ 中建立几何模型ꎮ 该轴箱为整体铸造件ꎬ且沿三个方 向均无对称结构ꎬ故应建立整体模型ꎬ 建模时忽略了半径 较小的铸造圆角和轴承孔下部的漏水孔ꎮ 轴承孔内部结 构如图 １ 所示ꎮ
静强度计算结果显示ꎬ 第 １、２、３ 工况下ꎬ 轴箱结构整 体应力分布情况相似ꎬ且最大应力均出现在低位弹簧托盘 内侧立板圆弧的螺栓孔处ꎬ如图 ４( ａ) 所示ꎬ但应力值均未 超过材料的屈服极限ꎮ 第 ４ 工况中ꎬ轴箱结构大部分区域 出明显的应力集中现象ꎬ如图 ４( ｂ) ꎻ第 ５ 工况中轴箱结构 整体的应力分布情况与第 ４ 工况相似ꎬ由于纵向载荷的方 同样表现出明显的应力集中现象ꎮ 向相反ꎬ最大应力出现在另一侧 ( 低位 ) 弹簧托盘孔边缘ꎬ 应力值较低ꎬ仅在高位弹簧托盘孔边缘应力值较大ꎬ 表现
在轴箱的轴承孔上部与轴承接触面的 １２０° 角范围内建立
边界条件时ꎬ将车轴简化为截面形状为圆形的梁单元ꎬ 并
为尽可能模拟轴箱在运用中的真实受力情况ꎬ在添加
ｈｔｔｐ:∥ＺＺＨＤ.ｃｈｉｎａｊｏｕｒｎａｌ.ｎｅｔ.ｃｎ Ｅ￣ｍａｉｌ:ＺＺＨＤ＠ ｃｈａｉｎａｊｏｕｒｎａｌ.ｎｅｔ.ｃｎ « 机械制造与自动化»
地铁A型车轮对疲劳强度分析
所列ꎮ
表 １ Ａ 型车轮对技术参数
地铁列车运行的安全性和可靠性具有较大影响ꎮ
笔者以使用较广的地铁 Ａ 型车轮对作为研究对
象ꎬ采用结构有限元的方法 [１－２] 对其静强度和疲劳强
度特性进行理论研究ꎮ 建立地铁 Ａ 型车轮对三维实
体有限元模型ꎬ并对其过盈配合下轮轴强度进行校核
车轴材料为 ＥＡ４Ｔ( 屈服极限 ４２０ ＭＰａꎬ强度极限 ６５０
参 数
轴重 Ｇ / ｔ
轮重 Ｑ ０ / ｋＮ
轨距 ｌ / ｍｍ
轮对内侧距 ｔ / ｍｍ
滚动圆直径 ２ｒ / ｍｍ
数值
１６
７８.４
１ ４３５
１ ３５３
８４０
滚动圆间距 ２ｓ / ｍｍ
１ ４９３
轴距 Ｌ / ｍｍ
轴颈直径 ｄ ０ / ｍｍ
Ｋｅｙ ｗｏｒｄｓ: Ｍｅｔｒｏ ｔｙｐｅ Ａꎻ ｗｈｅｅｌ ｓｅｔꎻ ｆｉｎｉｔｅ ｅｌｅｍｅｎｔꎻ ｆａｔｉｇｕｅ ｓｔｒｅｎｇｔｈ
０ 引 言
近年来ꎬ随着地铁运营里程数的不断增加ꎬ地铁
列车的安全性和可靠性也日渐受到人们关注ꎮ 轮对
作为地铁列车最关键的组成部件之一ꎬ不仅承载着车
体、车内各种设备及乘客重量ꎬ还负责着地铁列车在
１５
摘 要:以地铁 Ａ 型车轮对作为研究对象ꎬ采用结构有限元的方法对其疲劳特性进行理论研究ꎬ建立三维实体模型ꎬ
计算其过盈配合强度ꎬ基于 ＵＩＣ５１０－５ 标准ꎬ同时考虑过盈配合的影响对轮对有限元模型施加指定的约束和载荷ꎬ计
算轮对静力学强度ꎬ采用疲劳极限法并参照车轮 Ｇｏｏｄｍａｎ 疲劳极限图ꎬ计算车轮疲劳强度ꎮ 最后ꎬ参照欧洲 ＥＮ１３１０３
摩托车轮胎模态参数实测研究
摩托车轮胎模态参数实测研究的报告，800字摩托车轮胎模态参数实测研究摘要本文介绍了一项摩托车轮胎模态参数实测研究。
使用网格应变法对摩托车轮胎在多个温度下受力时的模态行为进行实测，根据实测结果建立模型并验证模型的可靠性。
研究结果表明，摩托车轮胎的模态参数受温度影响较大，随着温度的升高，模态参数也会相应增大。
针对摩托车轮胎模态行为的变化，提出多种改进方案，以便更好地解决温度变化带来的问题。
1. 引言摩托车轮胎是摩托车的重要组成部分，它不仅提供摩托车的运动动力，而且起着起着减震、稳定车辆等作用。
由于摩托车轮胎具有较大的灵活性和可塑性，它的模态参数在各种情况下会有所变化，因此摩托车轮胎的模态行为成为研究的重点。
2. 研究方法本研究使用网格应变法对摩托车轮胎进行实测，测量温度在25℃、50℃、75℃、100℃时的模态参数。
测量仪器有两个网格应变计，用来测量摩托车轮胎模态参数。
此外，还准备了Mydaas软件，用来绘制模态参数实测结果的曲线图。
3. 结果及分析实验结果表明，摩托车轮胎的模态参数受温度影响较大，随着温度的升高，模态参数也会相应增大。
结果进一步分析表明，在不同温度下，摩托车轮胎的模态参数之间存在良好的线性关系。
因此，建立模型并验证模型的可靠性，显得尤为重要。
4. 改进方案为了应对温度变化带来的模态行为变化，提出多种改进方案。
例如，改善橡胶材料的微观热传导性能；加强轮胎的结构强度，以减少温度变化的影响等。
通过这些改进方案，可以提高摩托车轮胎的模态性能。
5. 结论通过上述实验研究表明，温度变化会对摩托车轮胎的模态参数产生巨大影响，因此应采取有效措施来缓解温度变化带来的影响。
在未来的研究中，将对摩托车轮胎在多种情况下的模态参数进行深入研究，以更好地实现模态参数的控制。
某低速调车机车静强度、模态计算分析
某低速调车机车静强度、模态计算分析作者：马天逸来源：《科学与财富》2020年第07期摘要：以一种低速调车机车为对象，利用ANSYS软件建立车体结构的有限元模型，根据EN12663-1标准确定车体结构静强度载荷工况，评估车体结构的刚度、静强度和模态频率。
计算结果表明，车体结构的静强度、刚度均达到设计要求。
关键词：低速调车机车;有限元分析;静强度;模态分析一、结构设计总体特点本文设计的机车为底架承载结构，底架是车体的主要承载部件，承受车体结构自重和车内及车体下安装设备质量及其各向振动产出的载荷、列车的牵引力和制动力，其主要由牵引梁、中梁、侧梁、枕梁和油箱梁等组成。
底架分为前端部、后端部、中梁、牵引横梁、边梁、底架附件等几大部分组成，主要结构材质均采用Q345E钢。
二、静强度分析（一）有限元模型在计算模型的建立中，充分考虑了各部分连接的真实情况。
车体结构的薄板采用壳单元进行离散。
本文机车为底架承载结构，为简化计算过程，静强度、疲劳强度仅使用底架进行计算，模态分析使用整体车体进行计算。
（二）计算工况与载荷按照EN12663-1：2010标准要求，下面列出了9个静强度计算工况及说明。
（1）垂直静载工况：作用载荷主要包括柴油机、燃油箱、电气设备、蓄电池、制动装置、冷却装置等车上设备重量，车体自重以及各管、线等分布载荷。
约束点为4个旁承座。
（2）垂直动载工况：作用载荷为垂直静载工况的全部垂直载荷。
约束点为4个旁承座。
为考虑机车运行时所产生的振动对强度的影响，所有垂直载荷均需乘动载系数kd，取kd=1.3。
（3）纵向压缩工况：作用载荷：（1）相向作用于底架两端牵引梁内从板座处的1470 kN 纵向压缩力;（2）垂直静载工况的全部垂直载荷。
约束点为4个旁承座。
（4）拉伸工况：作用载荷：（1）计算载荷为作用于底架两端牵引梁外从板座处的、相互拉伸的980kN纵向拉伸力;（2）垂直载荷工况的全部垂直载荷。
约束点为4个旁承座。
基于车轮强度快速评价系统的动车组车轮强度评估
基于车轮强度快速评价系统的动车组车轮强度评估胡海涛;王玉光【摘要】在动车组车轮设计优化过程中,往往需要反复对车轮进行强度评价.为了提高车轮设计及优化效率,采用Matlab、APDL和C#3种语言混合编程的方式开发了一套基于参数化建模的车轮强度快速评价系统,该系统能够自动进行车轮参数化建模以及强度评估.利用该系统,对动车组全磨耗车轮进行了强度计算,计算考虑了最大过盈量及离心力的影响,并对15.45 t和16t两种不同轴重的车轮进行静强度及疲劳强度评估.结果表明,车轮轴重增加后载荷有所增加,车轮静强度最小安全系数、车轮辐板疲劳强度最小安全系数有所减小.因此在车轮设计过程中应将轴重控制在一定范围内.【期刊名称】《铁道机车车辆》【年(卷),期】2019(039)003【总页数】6页(P118-123)【关键词】动车组车轮;车轮强度快速评价系统;轴重;疲劳分析【作者】胡海涛;王玉光【作者单位】中车青岛四方机车车辆股份有限公司,山东青岛266111;中车青岛四方机车车辆股份有限公司,山东青岛266111【正文语种】中文【中图分类】U266.2车轮是铁道车辆转向架最重要的承载部件之一。
其可靠性将直接影响车辆运行安全性。
对车轮各个部位的应力状态和安全评定进行研究将有助于车轮的设计以及加工工艺的改进，以提高车轮的抗疲劳性能[1]。
车轮的强度评价过程需要人工进行三维建模、网格划分、载荷施加、仿真工况计算、结果后处理、出具计算报告等。
此外，在设计过程中，为得到更优的设计结果，往往需要反复对车轮进行强度评价，整个过程耗时较长[2-3]。
同时，准确理解强度校核方法以及熟练掌握有限元分析软件，对一般车轮设计人员而言具有一定难度，这制约了车轮的设计研发效率，增加了人为计算误差。
基于此，为了提高设计效率，减少人为误差，开发了一套基于参数化建模的车轮强度快速评价系统。
同时，利用该系统，在考虑了最大过盈量及离心力影响的条件下，对15.45 t和16 t两种不同轴重的动车组动车全磨耗车轮进行静强度及疲劳强度评估。
某牵引车架强度及模态分析
某牵引车架强度及模态分析张国正杨建永一汽集团青岛汽车厂技术发展部某牵引车架强度及模态分析张国正杨建永(一汽集团青岛汽车厂技术发展部)摘要: 车架是发动机、悬挂系统、车身总成及其他主要总成的安装基体，承受着复杂的力和力矩，车架应具有足够的强度与刚度，以保证车架和车架上的总成能满足设计要求。
为了解新设计的牵引车架的强度及模态特征，采用MSC.Patran、MSC.Nastran软件对车架进行强度及模态分析，为设计提供参考和改进依据。
关键词:牵引车架、强度、模态分析、MSC.Patran、MSC.NastranAbstract: The frame is the mounting base of the engine、suspension sysytem、body and other main assembly。
It endureed complex force and moment.The frame should have enough strength and rigidity in order to prevente frame and assembly which mounted on frame can satisfy the design requirement .In order to know the strength and modal property of the new desighed semin-trailer towing vehicle frame,MSC MSC.Patran and MSC MSC.Nastran was used to analyse，The desigher can benefit from it。
Key words:semi-trailer towing vehicle frame、strength、modal analyse、MSC.Marc.MSC.Patran、MSC.Nastran1 概述牵引车通过车架将发动机、悬挂系统、车身总成、牵引盘及其他主要总成连接成一个整体，车架是这些总成的安装基体。
考虑轮对弹性时车辆运动稳定性分析_万鹏
[ 1] 克雷劳尔 LRG .橡胶弹性物理力学[ M ] .北京 :化工工业出版社 , 1982 .
[ 2] 《橡胶工业手册》 编写小组 .橡胶工业手册(第五册)[ M ] .北京 :石 油化工出版社 , 1975 .
[ 3] 杨晓翔 .非线性橡胶 材料的有 限单元法[ M] .北京 :石 油化工 出 版社 , 1999 .
(编辑 :郭 晖)
考虑轮对弹性时车辆运动稳定性分析 万 鹏 , 翟婉明 , 王开云
以用在动力学计算的轮对弹性体模型中 。 在 SIM PACK 中 , 建立完整的车辆系统动力学模
型 。 该模型包括各种主要部件(1 个车体 、2 个构架 、8 个轴箱 、4 个轮对)的动力学模型 、约束关系(自由度)、 连接关系(悬挂力)以及各种线性与非线性因素等 。在 此模型中 , 除轮对为弹性体外 , 其余部件均为刚体 ;系 统的惯性参数 、悬挂参数及结构参数完全按照某动车 系统的实际参数选取 。
为:
σ′H P
=σH lim Z N S H min
· Z LZ V Z RZW Z X
=1
650 ×1 1
×0.977
×1.061 8 ×1 ×1 ×1 =1 712(M Pa)
考虑到鼓形齿联轴器倾斜时的冲击载荷 , 鼓形齿
联轴器轮齿的许用接触应力为 :
σHP =σ′HP/ 4.1 =1 712/ 4.1 =417.56(MP a)
由结果 可 知 , 鼓 形 齿 联 轴 器 的 轮 齿 接 触 应 力
(390.93 MP a)小于许用值(417.56 M Pa), 满足要求 。
6 .2 联轴器齿根许用弯曲应力
取寿命系数 Y NT1 =Y NT2 =1.00 , 相对齿根圆角敏 感系数 Y δrelT1 =0.998 , Y δrelT2 =1.002 , 相对齿根表面状 况系数 Y Re/ T1 =Y Re/ T2 =1.123 , 尺寸系数 Y X1 =Y X2 = 0.75 , 最小安全系数 SF min =1.00 , 试验齿轮弯曲疲劳 极限 σF lim1 =σF lim2 =325 M Pa , 试验齿轮应力修正系数 Y S T =2 , 则许用弯曲应力为 :σFP1 =546.37 M Pa , σFP2 =
摩托车轮胎实验模态分析与垂直特性建模的研究的开题报告
摩托车轮胎实验模态分析与垂直特性建模的研究的开题报告一、选题背景及研究意义随着现代交通运输的飞速发展，摩托车指向性和稳定性也越来越受到人们的关注。
而轮胎作为摩托车重要的组成部分，其性能的表现不仅影响到摩托车行驶的安全性和稳定性，同时也直接影响到摩托车的行驶舒适性和性能表现。
因此，在摩托车轮胎领域的研究中，轮胎的实验模态分析和垂直特性建模显得尤为重要。
通过实验模态分析，可以更加深入地了解轮胎在不同工况下的结构和特性，为轮胎的性能改进和优化提供依据。
而轮胎的垂直特性建模则可以有效地描述轮胎受力的情况，对摩托车行驶的指向性和稳定性进行优化和改进。
因此，本研究的目的是基于轮胎的实验模态分析和垂直特性建模，深入探究摩托车轮胎的性能特性，为摩托车的行驶安全和性能提升提供理论和实践基础。
二、主要研究内容及方法1、摩托车轮胎实验模态分析通过现有的轮胎测试设备和方法，开展对摩托车轮胎的实验模态分析。
主要研究内容包括：轮胎的自然频率、振型和模态分布等方面。
利用有限元软件建立轮胎的力学模型，模拟轮胎在不同工况下的变形、应力和应变等情况。
2、摩托车轮胎垂直特性建模根据轮胎在受力过程中的变形情况和应力分布，建立摩托车轮胎垂直特性的动力学模型。
利用多体动力学仿真软件，模拟轮胎在摩托车行驶过程中的受力情况和轮胎与地面的接触力，并通过仿真分析优化轮胎的性能。
3、实验验证与分析通过现有的轮胎测试设备和方法，开展经过优化的摩托车轮胎的实际测试和分析。
通过对比分析测试数据和模拟数据，验证优化后的轮胎性能是否得到有效的提升。
三、预期研究成果1、摩托车轮胎实验模态分析和垂直特性建模方法，为摩托车轮胎的优化和改进提供理论和实践基础。
2、优化的摩托车轮胎，可以有效地提升摩托车行驶的安全性和稳定性，提高行驶舒适性和性能表现。
3、对摩托车轮胎的实验验证和分析，可以进一步验证所提出的优化方案是否有效，为后续的研究提供依据和参考。
四、研究计划与进度安排第一年：1、资料收集和文献研究。
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20.5 t9 牵引电机架悬 9 采用轮对空心轴驱动方式 9 适用
轨距 1 520 mm9 轮对内侧距 1 440 mmO 为了保证 KZ4A 型机车车轮具有足够的强度 9 必须对车轮进行强度分 析 9 同时为了得到轮对的固有频率及相应的振型 9 也须 对轮对进行模态分析 O 本文对此重点进行了介绍 9 强度 计算和模态分析均采用 ANSYS 有限元分析软件 O
工况 再加上垂直静载工况 按如下 4 个载荷工况对车 轮进行了计算 工况 l 垂直静载工况 垂直静载荷 !0 + 过盈量A 工况 2 直线运行工况 垂直动载荷 !l + 过盈量A 工况 3 曲线运行工况 垂直动载荷 !2 + 横向动载 荷 "2 + 过盈量A 工况 4 道岔通过工况 垂直动载荷 !3 + 横向动载 荷 "3 + 过盈量A 其 中 !0 = 轴 重 / 2 = l00 kN !l =!2 =!3 =l.25!0
图3 不同载荷工况下的轮轨力位置
弧处和传力销孔 < 驱动轮> 的周向位置应力较未受横向 载荷的工况下显著增大 需要说明的是 计算并没有考虑轮轨的瞬时接触 状态 不能计算出轮轨的接触应力 文献 [5]曾计算轴重
2.3 车轮强度评定 2.3.l
车轮材料机械性能 < l> 抗拉强度 !b=900~l 050 MPa 这里取 900 MPa < 2> 车轮材料对称弯曲循环疲劳极限 !-l=0.47!b=
表3
不同载荷工况下驱动轮传力销孔处最大主应力 01
最大主应力 / Mpa 车轮原位置 车轮旋转 180
载荷工况 垂直静载 直线运行 曲线运行 道岔通过
98.0 98.6
( 见图 5) 143.0
93.7 93.1 95.3 97.2
116.1
按给出的疲劳强度评定方法对车轮的 4 个载荷工 况和车轮旋转 180 后的计算结果进行处理 9 计算结 果表明 9 车轮辐板传力销孔边缘各节点的应力幅最大 9 是车轮疲劳强度的薄弱区域 0 因此在孔的边缘最好设 倒圆并采用低的表面粗糙度 9 销孔过盈量在保证传力 功能的前提下 9尽量采用小的过盈量 0 传力销孔区域的
2.4.2
疲劳强度计算结果分析
各工况下的最大主应力 !1 和驱动轮辐板传力销孔 边缘处最大主应力分别见表 2 和表 30 可见车轮受横 向载荷时 9 在轮辐传力销孔边缘出现较大的 !10
表2
载荷工况 垂直静载 直线运行 曲线运行 道岔通过
3
轮对模态分析
轮对用八节点六面体三维实体单元进行网格划
不同载荷工况的车轮最大主应力 G1
轮对最低两阶的振型主要表现为车轴的扭转和一 次弯曲 a 频率分别为 49.21 HZ 和 66.94 HZa 与机车悬挂 系统的低阶振动频率 小于 20 HZ 相差较远 a 避免了共 振现象的发生
不同载荷工况的车轮 Von_Mises 应力
位置 车轮内侧的轮座孔边缘 车轮内侧的轮座孔边缘 车轮内侧的轮座孔边缘 车轮内侧的轮座孔边缘 驱动轮传力销孔处 最大应力 /Mpa
最大应力
/Mpa 227.7 228.5 235.3 227.3
89.5 90.0 174.8 123.7
图5
曲线运行工况下驱动轮传力销孔处最大主应力 01
195.7 195.6 198.7 195.8
3.2 模态分析结果
计算轮对的固有振动频率和振型时 9 没有对轮对 施加约束 9 软件自身消除无约束结构刚度矩阵的奇异 0 计算采用 Block Lanczos 法 9 共计算了轮对的前 30 阶 振型 9 前六阶为刚体模态 9 第 7 阶开始为弹性体模态 9 固有振动频率见表 40 第 7 阶振型为车轴扭转 9 第 8 阶 和第 9 阶振型为车轴的一次弯曲 9 第 10 阶和第 11 阶 振型为车轴的二次弯曲 9第 12 阶振型为两车轮辐板轴 向的对称变形 9 第 13 阶和第 14 阶振型为右轮的一次 扭转和一次弯曲 9 第 15 阶和第 16 阶振型为左轮的一 次扭转和一次弯曲 9 第 17 阶振型为车轮的轴向变形和 两车轮辐板同向变形 9 第 18 阶和第 19 阶振型为车轴 的一次弯曲和两车轮辐板对称弯曲 9 第 20 阶和第 21 阶振型为车轴的二次弯曲和两车轮辐板同向弯曲 9 第
图6
传力销孔区域 Goodman 疲劳曲线图
2.5 结论
( 1) 静 强 度 计 算 结 果 中 9 各 工 况 下 最 大 Von_Mises
图4 不同载荷工况的车轮 Von_Mises 应力
应力均小于许用应力[!]9 车轮静强度满足设计要求 0 (各节点的应力幅最大 9但均满足疲劳强度要求 0
SUN Yong- peng
!"# Zhuzhou Electric Locomotive Co. 9Ltd. 9 Zhuzhou 412001 9 China abstract： In this paper 9 the wheel static strength and fatigue strength are calculated by FE analyse software. The result shows that the wheel strength satisfy reguirements. The wheel set modal is also analysed. The natural vibration characteristic of wheel set is found. !!!!!!!Key words： locomotive9 wheel9 strength 9 stress 9 load 9 wheel set9 modal
车轮强度满足要求 0 同时对轮对的模态进行了分析 9 得到了轮对的固有振动特性 0
关键词： 机车 9 车轮 9 强度 9 应力 9 载荷 9 轮对 9 模态 中图分类号： U264.81+.1 文献标识码： A 文章编号： 1672- 1187 2005 05- 0027- 04
Strength calculation and modal analysis for type KZ4A locomotive's wheel set
收稿日期 2005- 04- 15 作者简介
图1
车轮结构示意图
2
车轮强度计算
建立车轮有限元模型时 9 将轮对整体考虑 9 对轮对
2.1 有限元模型
整体进行有限元网格划分 9 同时考虑了轮轴的过盈配
孙永鹏 1972- 9 男 9 工程师 91996 年毕业于西南交通大学内燃机车专业 9 工学学士 9 现从事机车车辆转向架研发工作 0
其中
$OD 为 正 应 力 下 的 疲 劳 强 度 降 低 系 数
其中粗糙表面的疲劳缺口系数 $Os 取 正应力下的表面加工系数 #
轮对整体用八节点六面体三 三维实体单元总数 34 47l 轮对有限元模型
$OD=$os /!" # l.0 2.3.2
取 0.82
[2]
尺寸系数 " 取 0.65 车轮静强度评定
第 28 卷 第 5 期 2005 年 9 月 20 日
电力机车与城轨车辆
Electric Locomotiues & Mass Transit Vehicles
Vol. 28 No. 5 Sep. 20th 92005
KZ4A 型机车车轮强度计算和轮对模态分析
!"#
（ 中国南车集团株洲电力机车有限公司， 湖南 株洲 412001） 摘 要： 采用有限元软件对 KZ4A 型交流传动电力机车的车轮静强度和疲劳强度进行计算 9 计算结果表明
-27-
电力机车与城轨车辆~ 2005 年第 5 期
合
但为了建模方便 也对轮对做了一定的简化 模型 未考虑结 未考虑传力销对轮辐
< 3> 车轮对称循环疲劳极限为
中未考虑制动盘的安装孔和注油孔等小孔 构中的棱角结构的倒角或倒圆 的过盈影响和力矩影响 维实体单元进行网格划分
!-ld=!-l /#OD=225 MPa
个 轮轴过盈配合处采用面面接触单元 接触单元总数
l 904个 整个轮对节点数 46 964 个
如图 2 所示
根据
200 km/h 及以上速度级铁道车辆强度设计
及试验鉴定暂行规定> [3] 在上述载荷的作用下 车轮静 强度应满足的条件为 最大 Von_Mises 应力不大于许用 应力 即 !![!!]
=l25 kN "2=0.7!0=70 kN "3=0.42!0=42 kN 0.3 mm
在不同载荷工况下 作用于轮轨作用点的载荷对 车轮作用力的方向和位置如图 3 所示
况作用下各主应力在最大应力 !max 方向上的投影[4] 根据 Goodman 疲劳曲线评定车轮的疲劳强度
2.4 计算结果分析 2.4.l
[l]
2.3.3
车轮疲劳强度评定
标准 prENl3979-l 规定了应力的确定方法 该方 法认为车轮在运行中 各点为非对称循环 其破坏形式 由最大主应力方向的应力造成 因此除了计算每个载 荷工况下的车轮应力分布 还计算车轮旋转 l80 的情 况下的车轮应力分布 由此 通过计算输出模型节点的 应力分布信息 幅 !a < !max +!!min> /2 !m = < !max-!min> /2 !a = 式中 最大应力 !max 为每个节点在不同载荷工况下的 最小应力 !min 为每个节点在不同载荷工 最大主应力 确定每个节点在不同载荷工况作用下 的最大和最小应力值 按下式计算平均应力 !m 和应力
最大主应力 / Mpa 车轮原位置 车轮旋转 180 位置 车轮外侧的轮座孔边缘 车轮外侧的轮座孔边缘 车轮外侧的轮座孔边缘 车轮外侧的轮座孔边缘