机车轴重调整的计算和分析_陆冠东
机车重心计算与测定方法（精品）
作者简介!刘友梅"#$%&’()男)#$*#年毕业于上海交通大学电力机车专业)中国工程院院士)高级工程师"教授级()株洲电力机车厂前任总工程师)现为轨道电力牵引高速动力研究所所长+研!究"开#发$机车重心计算与测定方法刘友梅"株洲电力机车厂)湖南株洲,#-..#(摘要!阐述了机车重心的计算方法)介绍了如何采用四支点法测定和求得簧上总成重心/转向架总质量重心以及机车的实际重心+关键词!机车重心0计算0测试中图分类号!1-*.2-文献标识码!3文章编号!#...4#-&5"-...(.*4...#4.%收稿日期!-...4#.4%.6789:87;<=>7>??@;@A B <>7;<=>B @;C =?=D 9E=D 8=9=B =;<F @G H I J =:K B @<"L M N O M P NQ R S T U V W T X P T P Y P U W Z S [P V \])L M N O M P N )^N _‘_,#-..#)a M W _‘(b c d ;A 79;!e M S T ‘R T N R ‘U W P _Y S U M P fP g T hP g R P T P Y P U W Z S W ]f S i W T U S f 2e M S _W U W ]W _U V P f N T S fM P j U Pf S U S V Y W _S ‘_fP k U ‘W _]S T P _f ‘V l ]i V N _hT h )k P h W S Y ‘]]T h‘_f‘T U N ‘R R P T P Y P U W Z S T hk lg P N V i W Z P U i P W _U Y S U M P f2m @no =A ?d !T hP g R P T P Y P U W Z S 0T ‘R T N R ‘U W P _0f S U S V Y W _‘U W P _机车重心是关系到机车牵引运动性能优劣的重要因素之一+机车总成重心包含簧上总成重心/转向架总成重心/簧间质量重心和簧下质量重心)它对机车运行稳定性的改善)轴重和轮重的合理分配有很大的影响)因此)在机车总体设计过程中必须给予充分考虑+随着机车设计速度的不断提高)重心计算与测试就显得更加必要)设计时不但应进行重心计算)而且还应对新开发的首台机车进行重心测定校验)以准确获得机车的实际重心+以往该项工作并未受到重视)因此)建议今后将重心测定列入机车的型式试验项目之中+p 机车重心计算机车由各种大型部件组成)各部件均有自身的重心)而机车重心不言而喻是由所有部件重心综合而得的+机车重心是依据力系平衡方程和力矩平衡方程原理来计算的+静态物体力系平衡方程为q r s t.q r u t.q rv w x y t.静态物体空间力矩平衡方程为q z s t.q z u t.q z v w x y t.由上述方程组可知)机车总体结构设计中)设备布置与部件组合若能充分考虑斜对称性和集成化布局)则它们在s /u 轴的力矩是平衡的)不会产生重心偏移+因此凡是完全斜对称性布局的部件)均可以在重心计算中加以省略"即不参与平衡方程的计算()这样在s /u 轴上的重心计算就可以简化了+而在v 轴上)因为总体结构的各部件组合是无法做到对称的)所以重心计算过程均不能省+本文以交流传动高速客运电力机车"{|型(的重心计算和测定作为一个范例+图#所示为{|型机车总体设备布置)我们根据机车设备布置图各部件的重心坐标值和质量来进行设计计算+由于重心设计计算在技术设计阶段)所以各部件的重心和质量均为估算目标值+在进行机车重心计算时取纵向中心线为s 轴"}端为~!")#端为~$"()横向中心线为u 轴"上侧为~!")下侧为~$"()垂向中心线为v 轴"向上为~!"()%点取轨面上s /u /v 轴的相交点)如图-所示+’#’-...年第*期机车电传动&*)-...-...年##月#.日Q X Q a e ’(a{’()Q *+’X +a +,+e ()Q-P Z2#.)-...图!"#型机车总体设备布置图图$坐标轴示意图"#型机车总体设计有关质量值的设定如下%机车总质量&’($)簧上总质量&!’*+)转向架总质量&$’!+,-)簧间部件质量&.’!!,-)簧下部件质量&*’.)因&’&!/$&$&$’&./$&*所以&’&!/$0&./$&*1总体设计还要通过计算设定各部件的重心坐标值23,3簧上总成重心计算簧上设备总重&!’*+)0!14!轴计算567897’4!8&!4!’:!(,+;;0$1<!轴计算5=7897’<!8&!<!’:!.,(;;0.1>!轴计算0求?15@7897’>!8&!>!’-!*,$;;重心距轨面高度!!’!-.A /!$-/-!*,$’$!B C ,$;;3,D 转向架总成重心计算转向架总重&$’!+,-)设定转向架坐标E 点是轨面上4$F <$F >$三轴交点20!14$F <$轴计算因为G A 转向架结构基本为斜对称布置H 所以4$’A<$’A 0$1>$轴计算0求?$15I 7897’?$8&$$’+A C ,-;;3,J 簧间部件质量重心计算&.’!!,-)0!14.轴计算4.K &.’4$K &$4.’A 0$1<.轴计算<.K &.’<$K &$<.’A 0.1>.轴计算0?.1>.K &.’?$K &$/$?*K &*>.’?.’+-.,B ;;3,L 簧下部件质量重心计算&*’.)转向架固定轴距为$C A A ;;H 新轮直径为!$-A ;;2故4*’!*-A ;;<*’A ?*’>*’B $-;;3,M 机车重心计算&’($)0!14轴计算4K &’4!K &!4’:!A ,+;;0$1<轴计算<K &’<!K &!<’+,C ;;0.1>轴计算0求?1K &’?!K &!/$?$K &$’!-*B ;;将以上计算归纳于表!2表3各部件重心计算部件名质量N )重心坐标值N ;;4<?机车重心($:!A ,+:+,C !-*B 簧上总成重心*+:!(,+:!.,($!B C ,$转向架总成重心!+,--!-A A +A C ,-簧间部件质量重心!!,--!-A A +-.,B 簧下部件质量重心.BB A A N .+A AAB $-注%表中坐标值均以机车4F <F >坐标的E 点标定2O$O 机车电传动$A A A 年!机车重心测定!"#测试原理机车重心的测定同样应用力系平衡方程和力矩平衡方程原理$采用四支点测力法来求取重心$如图%所示&图%支点测力示意图测试时采取水平测量法&首先测定’轴上()的值$*轴上(+的值$由于(),+-$(+,)-$故四个测力点形成一个长方形&通过水平仪保证()+-平面处于同一水平位$采用压力传感器在各支点上测力$测得.(/.)/.+/.-各值$可根据012,3014,3’,56.(7.+896.)7.-8:;()<6=>8*,56.(7.)896.+7.-8:;(+<6=>8求得重心’和*值&采取倾斜测量法可测定重心高&为使测试后的求解简化$要求倾斜时保证()+-处于同一平面$整个平面旋转要围绕一根水平边轴$提升倾斜高度为@$从图A 看$可将求解简化成二维计算&图A 重心高测定简化图测量已知数值为’B /’=/6’B 7’=,’8/?@’B C /’=C /6’B C7’=C ,’C 8>/.(/.)/.+/.-再通过计算求得重心高@6距支点高8@,’=9?@D =;5’B 96.)7.-8;’<>:<?@!"!测定结果根据以上原理制成的机车重心测试装置$可对机车车体$上部设备总成$转向架/主变压器等大部件进行重心测定&E F型电力机车重心测定结果见表=&表!G H 型电力机车重心测定结果名称’<I I *<I I J <I I 质量<K L 簧上总成重心9B M "N O 9B A "O 3=A A =A PP N 3转向架总成重心M "M N Q "=A P B Q B P=A P 簧间质量重心33P O %B BO 33簧下质量重心33M =O =N M 3机车重心9B M "N O9B A "OBP =OQ ==Q A注R 机车总重中未包含司机及砂的重量&!"S 轮重分配测定机车重心和相关组装几何尺寸经过控制后$机车总装可以实现高质量$并可直接得到良好的轴重与轮重分配$可使动力学性能获得改善&E F 型电力机车轴重与轮重测定结果见表%&表S G H 型电力机车轴重与轮重测定结果轴位B =%A 轴重<T =3"Q A 3=3"M =N =3"M M P =3"N M B 左轮重<T B 3"O %Q B 3"O 3M B 3"%A B B 3"=P B 右轮重<T B 3"%3=B 3"B ==B 3"%=M B 3"M N 3轴重差3"%U 93"P U 93"O U 3"N U 轮重差B "B U9B "B UB "N U9B "N U3"B U93"B U9="3U9="3U注R 机车总重为包含=个司机及砂的整备重量&!"V 测试注意事项6B 8要保证测量平面成水平位$测量点成长方形&6=8测量重心高时$要保证测量点成平面$并按水平轴旋转提升高度$同时要保证提升后测量力的垂直度&6%8要保证各相关几何尺寸的测量精度&S 小结铁路速度的提升$对运载工具在动力学稳定性和平稳性方面的要求越来越高$如何在设计上和制造上保证有一个合理的重心是十分重要的$这一点设计者和制造者都要给予充分重视&尤其是当前开发势头很劲的动车组$其动力车是单司机室非对称结构$在设计上更需注意重心的控制&今年我厂试制的E F 交流传动高速电力机车和E F F B 交流传动高速动力车都从设计上和制造上控制了重心$收到了良好效果$值得相关专业人员借鉴&W%W 第M 期刘友梅R 机车重心计算与测定方法机车重心计算与测定方法作者：刘友梅， LIU You-mei作者单位：株洲电力机车厂,湖南,株洲,412001刊名：机车电传动英文刊名：ELECTRIC DRIVE FOR LOCOMOTIVE年，卷(期)：2000，""(6)被引用次数：3次1.王祥祯.曾宪任DS18挖掘机的重心坐标测试及误差分析[期刊论文]-装备制造技术 2010(1)2.杨振祥.黄晓蓉.韩锟.黄明高机车重心位置的检测及对调簧的影响[期刊论文]-铁道机车车辆 2007(1)3.潘迪夫.韩锟.曾亚波.杨振祥车体称重调簧试验装置及其应用[期刊论文]-电力机车与城轨车辆 2003(5)本文链接：/Periodical_jcdcd200006001.aspx授权使用：长沙理工大学(cslgdx)，授权号：316a2926-f12c-4855-b3f1-9dc900927e95下载时间：2010年8月5日。
32t轴重机车横向止挡参数优化分析
是提 高铁路 运输 能力 的有效 途径 ， 达 到牵 引 重载 列 车 要
的要求 ， 车必 须 具 有 非 常 大 的 牵 引力 ， 增 加 轴 重 是 机 而 提 高机 车牵 引 力 的有 效 方式 之一 ， 国正 在 大 秦线 上 运 我 行 的 ＨＸｏ 、 。 ｌ ＨＸ ２大 功率 机车 采用 了 ２ 轴 重 ， ５ｔ 国内 已 经研 发 了大 轴 重货 车转 向架 ＿ 。 １ ］
诸 如 轮轨 力增 大 等一 系列 技 术 问题 。合 理 的机 车设 计 止 挡 非 线 性 特 性 曲线 。 ｃ 图 中 ０ ４ （） ． ｍｍ为 机 车 轴 箱 自
一
机 车 动力 学性 能 的影 响进 行 了理论 分 析 。文 献 ［ ］ ３ 针对
巴西 铁路 对 ３ 以上轴 重 机车 的需 求 ， 比较 了单 拉杆 ０ｔ 在 和双 拉杆 轴箱 定 位方 式 ， 以及单 牵 引拉 杆 和 中 心销 牵 引 方 式 的动力 学 性 能基础 上 ， 出 了 ３ 轴 重机 车 ３轴转 提 ２ｔ 向架 初步设 计 方 案 。文献 ［ ］ ３ 轴重 机车 的转 向架 ４ 对 ２ｔ 总 体 方案 进行 了探 讨 。本 文在 文 献 ［ ］ 础 上 ， 一 步 ３基 进 从 参数 优化 的角 度 分 析 了一 系 横 向 弹性 间 隙和 止 挡 刚 度， 以及二 系 止档 结构 参数 对大 轴 重机 车 动力 学 性 能 的 影 响 ， 到合 理 的参 数 范 围 ， 得 以实现 机 车稳 定 性 、 线平 直
摘 要 为 了研 究 一 、 系 横 向 止 挡 非 线 性 特 性 对 ３ ｔ 轴 重 机 车 动 力 学 性 能 的 影 响 ， 于 多 刚 体 动 力 学 软 件 二 ２大 基
ＳＭＰ Ｋ 建 立 了 ６ 机 车 动 力 学 模 型 ， 实 车 模 型基 础 上 通 过 对 机 车 在 不 同 工 况 下 运 行 的 动 力 学 性 能 进 行 分 析 ， Ｉ ＡＣ 轴 在
轮对空心轴转向架悬挂机车电机顺置与对置对轴重转移的影响
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。
铁路货车轴重与轮轨动态相互作用研究
铁路货车轴重与轮轨动态相互作用研究田光荣;熊芯;曲金娟;王新锐【摘要】大轴重货车已被公认为铁路重载运输的发展方向之一.但是,轴重增加将加剧轮轨动态相互作用.分析轴重增加对动力学性能,特别是磨耗问题和轮轨动态相互作用的影响规律.表明小曲线半径条件下,随着轴重的提高,轮轨动态相互作用加剧;在曲线半径较小的情况下,轴重越大,导致的钢轨RCF损伤越明显;而且,轮轨接触应力随着轴重的增加而增加.充分分析轴重与轮轨动态相互作用的关系将有利于重载运输的安全性,减缓对线路的破坏作用.【期刊名称】《铁道机车车辆》【年(卷),期】2010(030)006【总页数】5页(P21-25)【关键词】铁路货车;轴重;轮轨;磨耗;损伤【作者】田光荣;熊芯;曲金娟;王新锐【作者单位】中国铁道科学研究院机车车辆研究所,北京,100081;中国铁道科学研究院机车车辆研究所,北京,100081;中国铁道科学研究院机车车辆研究所,北京,100081;中国铁道科学研究院机车车辆研究所,北京,100081【正文语种】中文【中图分类】U211.5近年来,世界各国均将通过提高车辆轴重以增加车辆载重作为最为有效的方式之一。
国内外大轴重货车及相关项目研究表明:发展大轴重货车是世界铁路货运发展的共同趋势。
美国现在所有一级铁路的标准轴重1990年后已确定为33 t,有少量35.7 t,目前最大轴重已达到40 t;南非煤车轴重为26 t,矿石车轴重为30 t;澳大利亚轴重一般为25 t、27 t和35 t,有少量矿石车轴重为40 t。
此外,加拿大、巴西和瑞典等重载运输较为发达的国家,其轴重均达到或超过了30 t[1-2]。
在中国铁路大发展的进程中,随着京沪、京广等客运专线的建设和投入运用,将逐步实现客货分线,这些繁忙干线将形成以货运为主的运输格局,此外,煤炭运输通道网进一步扩充和强化后,部分区段的轴重将有很大的发展空间[3]。
为了进一步完成扩能任务,中国铁路货车必将朝着大轴重、大的每延米重方向迈上新台阶。
25t轴重机车设计中的动力学及强度问题
表1机车在16手柄位时主发电机外特性参数机车手把位柴油机转速(r/min)整流柜输出电流(A)整流柜输出电压(V)1610002380940 1610003000740 1610003600622 1610004200534 1610005070438表2机车在其它手柄位时主发电机外特性参数机车手把位柴油机转速(r/min)整流柜输出电流(A)整流柜输出电压(V)1210003200496 810002500405 110001000110试验表明,主发电机发电工况满足设计要求。
综合以上试验表明,主副发电机满足机车的牵引和发电工况。
首批4台带给列车供电的东风4DF型内燃机车1998年12月由大连机车车辆厂与四川达成铁路有限责任公司签定合同,并开始方案论证、设计, 1999年4月份完成了4台机车的制造并通过验收,同年5月在四川达成铁路正式营运。
25t轴重机车设计中的动力学及强度问题肖守讷黄伟摘要:通过对25t轴重机车的动力学计算分析,认为影响25t轴重机车动力学性能的主要因素在于一、二系悬挂参数,找出了对应于不同性能的优化参数,使得25t轴重机车的动力学性能达到23t轴重机车的水平。
通过对25t轴重机车主要零部件的强度计算分析比较,认为由于23t轴重机车的结构设计较为保守,主要零部件的结构皆能满足25t轴重机车的使用要求并能保证强度和刚度要求。
关键词:重载机车动力学强度轴重采用25t轴重是提高机车粘着的有效途径,我国发展重载机车的途径是在原有23t轴重机车的基础上对其进行有效改造,并使两种机车具有互换性。
这样对25t轴重机车的结构设计和参数选择具有一定的难度。
目前我国设计的重载机车有25t 轴重SS7、SS4、东风8、东风7型机车。
通过对上述机车的动力学计算和主要结构的强度和刚度计算,实现了重载机车的动力学性能接近23t轴重机车的水平,主要结构的强度和刚度可以满足重载机车的使用要求。
肖守讷、黄伟,西南交通大学,610031四川省成都市收稿日期:1998-07-29,修回日期:1998-09-02123t轴重与25t轴重机车的动作用力比较在23t轴重的机车转向架的原有结构参数不变的前提下,将其轴重提高到25t,则其轮轨动作用力将显著增大。
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。
HXD3系列电力机车轴箱轴承检修及运用数据分析
HXD3系列电力机车轴箱轴承检修及运用数据分析尹光哲【摘要】自2015年4月1日起,和谐型交流传动机车实施C级修修程,根据机车检修技术规程要求,机车在C5修时,轴箱轴承进行解体检修.本文结合和谐3系列电力机车轴箱轴承检修情况及检修后的运用情况进行统计、分析,对今后轴箱轴承检修提供一定的参考.【期刊名称】《中国设备工程》【年(卷),期】2019(000)013【总页数】3页(P54-56)【关键词】机车;轴箱轴承;解体检修;运用情况【作者】尹光哲【作者单位】中国中车大连机车车辆有限公司,辽宁大连 116021【正文语种】中文【中图分类】TM411 结构介绍和谐3 系列电力机车轴箱轴承均为具有密封结构的圆柱滚子轴承，按厂家分为FAG 轴承和SKF 轴承两种，按其安装位置分为两种型号：端轴轴箱轴承和中间轴轴箱轴承，端轴轴箱轴承横动量为0.3 ～0.6mm，中间轴轴箱轴承横动量有20mm 或30mm 两种，其作用是机车通过曲线时，为中间轴提供一定的横向位移量，保证3 轴转向架的曲线通过能力。
轴箱轴承结构如图1 所示。
图1 轴箱轴承结构示意图2 轴箱轴承检修工艺检修轴承可靠性是指检修轴承装车使用后在其使用期内的可用性、故障率等指标。
检修轴承可靠性的高低，取决于检修工艺是否正确以及执行是否符合规定，在各项工作符合要求的前提下，检修轴承的可靠性与新品轴承相当。
HXD3 系列轴箱轴承在检修工艺开发阶段，参照TJ/JW 034-2014《交流传动机车转向架滚动轴承暂行技术条件》及TB/T 3000-2000《机车车辆轴箱滚动轴承在轴箱试验机上的热试验方法》等行业标准，分别在结构尺寸、材料、疲劳检测等方面进行全面研究，制定了详细的工艺方法和检修标准：检修轴承的接口尺寸完全与新品轴承一致；检修轴承内、外圈及滚子的材料、金相等检验与新品轴承一致；检修轴承通过台架热性能试验；经装车运用考核，温升和振动检测参数与新品轴承相当。
机车轴重调整的研究
机车轴重调整的研究姜明昊【摘要】建立了四轴、六轴机车力学及加垫模型,研究了加垫量求解的方法,提出了广义逆矩阵的求解方法,并结合机车轴重调整的实际问题进行分析计算,有效地完成了轴重调整工作,为加垫量求解的深入研究奠定了基础.【期刊名称】《装备制造技术》【年(卷),期】2016(000)008【总页数】4页(P178-181)【关键词】机车;轴重调整;加垫;广义逆矩阵【作者】姜明昊【作者单位】中车北京二七机车有限公司,北京100072【正文语种】中文【中图分类】U260.2机车轴重、轮重及允差是机车的重要参数，直接影响着整车的粘着性能。
虽然在设计时进行了机车轴重预分配，但由于零部件实际重量与设计重量存在偏差，工艺辅料预估不准确，零部件加工误差及安装调整等原因，使得轴重、轮重分配超差。
机车的轴重、轮重偏差过大，在机车牵引时导致机车粘着利用率降低，易发生空转；在机车制动时影响制动效果，易造成轮轨擦伤。
为了保证机车粘着重量与运行安全，满足轴重均衡性要求，需要进行机车轴重调整。
机车轴重调整方法一般为：先通过加均重铁的方式调整前、后转向架的轴重，然后通过一系、二系加垫的方法进行轴重及轮重调节。
前者是使用刚体力学理论进行计算均重铁的重量及力臂，本文主要针对后者进行研究。
陆冠东提出了轴重调整的理论方法［1，2］，为后来的轴重调整工作提供了基础；张正楠将其推广为左右轮重分析理论［3］。
在实际加垫调整方法上，张正楠使用线性规划的方法解决加垫优化问题；韩为民等使用MATLAB自带极小化极大值函数解决加垫问题［4］。
目前的调整方案存在调整不直观，不能充分考虑轴重、轮重偏差，造成多加垫情况，且计算结果往往存在偏差较大的问题。
本文研究了更为直观简便的加垫调整方法。
本文广泛针对四轴机车、六轴机车进行轴重调整，综合考虑左右轮重进行分析。
1.1 假设与基本几何参数为便于机车力学模型的简化，对机车做如下假设：（1）转向架和车体为刚体，且各部位相同部件的支承面处于同一平面；（2）一系、二系悬挂的各组弹簧的垂向刚度分别相等；（3）不考虑沿机车纵轴线力矩与载荷的变化、位移与转角；基本几何参数含义如下：k1为系刚度（kN/mm）；k2为二系刚度（kN/mm）；L为转向架定距之半（mm）；L1为转向架轴距（六轴），转向架轴距之半（四轴）（mm）；L2为旁承距转向架中心距离（mm）；L3为旁承距转向架中心距离（mm）；L4为系弹簧横向距离之半（mm）；L5为二系旁承横向距离之半（mm）。
33t大轴重机车的轮轨动作用力研究
33t大轴重机车的轮轨动作用力研究孙永路;陈康【摘要】在铁路线路允许的条件下,开行大轴重货运机车是解决货运紧张矛盾的主要办法.结合正在设计的某型33 t大轴重机车转向架结构,计算分析了一系软、二系硬和一系硬、二系软两种设计方案的33 t轴重机车的轮轨力.通过与25 t轴重机车的轮轨作用力比较,得出了33 t轴重机车的轮轨力增加幅度.同时,分析了一系横向刚度变化对此33 t轴重机车横向轮轨力的影响.【期刊名称】《铁道机车车辆》【年(卷),期】2012(032)004【总页数】4页(P28-31)【关键词】33 t轴重;轮轨动作用力;静挠度;横向刚度【作者】孙永路;陈康【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;西南交通大学牵引动力国家重点实验室,四川成都610031【正文语种】中文【中图分类】U260.11提高轴重是世界各国重载运输一致采用的一项重要举措，是降低运行成本的最有效的办法。
重载运输的三大标准之一是轴重应在25t以上［1］。
美国、加拿大、澳大利亚已普遍采用35.4t轴重，巴西、瑞典已采用30 t轴重，南非、澳大利亚昆士兰铁路均是窄轨，已采用28 t（旧车26t）轴重。
俄罗斯重载列车轴重提高到27 t［1-2］。
我国也是铁路货运大国，当前货运机车的轴重为25t。
在既有货运干线质量允许的条件下，开行大功率、大轴重货运机车是解决我国当前铁路货运紧张的主要办法之一。
轴重的增加，可提高机车黏着利用率，提高牵引动力，加大单列车运输能力，增加经济效益［6］。
但同时可能伴随着产生一些问题，如对走行部材料强度要求提高，车轮磨耗加快，起动、制动难度增加，更重要的是轮轨作用力增大，对轨道的破坏性加大，运行安全性下降。
分析轴重增加后机车的性能及轮轨作用力变化差异，探讨机车转向架结构设计及悬挂参数的变化对机车运行品质的影响，以达到减小甚至消除轴重增加带来的不利，对实际的大轴重机车设计制造具有很重要的作用［3-5］。
机车轴静力分析
机车轴静力分析基本描述：机车轴结构几何参数及其受力情况如下图所示。
求结构整体的应力分布和最大变形量。
材料参数：弹性模量为2e5MPa，泊松比为0.3，密度7850kg/m^3。
1 搭建分析流程从ANSYS项目概图左侧Toolbox的Component System拖出Geometry，后从Analysis System里按住Static Structural拖到项目概图Geometry上。
2 导入模型单击模块A的第2栏，点击鼠标右键，选Import Geometry-Browse选择几何体，推荐扩展名为x_t。
可以看到一根轴被分成了三段了，如此划分是为了后续便于定义边界。
3 指定材料双击模块B第四栏Model进入，依次展开左侧树形窗口上方（Outline）里面Model-Geometry，可以从左侧下方详细栏看到对应零部件的详细属性。
从Materials下Assignment赋予材料。
创建路径及其构造面详细操作请查询之前的例子，不赘述。
4 划分网格整个模型采用扫掠的方式划分网格，保留单元中间节点。
因为几何体可以一次成型，所以考虑使用扫掠的方式。
5 设置边界轴两端受到竖直向下的集中力300KN，左侧与右侧图示位置（几何体切分面处）可见采用的是远程位移约束。
左侧释放绕Z 轴旋转自由度，右侧释放绕Z轴旋转自由度以及水平移动自由度。
考虑一点：轴在弯曲的时候，可见它是绕着一根轴旋转的，而弯曲必然导致轴整体拉长，水平方向一定是有轴向移动的。
因此按照上述方法设置其自由度。
6 分析结果点击菜单栏右侧的黄色闪电符号即开始求解，分析完成点击Solution（B6）下的Insert可以在其中选择想要的结果，这里指定查看结果为：T otal Deformation和Equivalent Stress。
•查看变形结果整体变形表明，轴两端变形最大，约为1.78mm，而支撑位置处变形几乎为0，此结果符合材料力学基本知识。
沿着竖直方向变形展示出，两端变形最大，约1.72mm，是向下弯曲。
正三轮摩托车转向轴轴荷比检验数据分析
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关键 词 ／ Ｋ ｅ ｙ ｗｏ ｒ ｄ ｓ
正三轮摩托 车
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转 向轴轴 荷比 检验数据 分析
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设计 ・ 研究
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荷 对应 整 备质 量和 总质量 来计 算轴 荷 比 ，并 判 断是否 满
足标准。笔者对 １ ５ ０ 系列正三轮摩托车检验数据进行了
整 理 ，共 计 １ ５辆 样 车 ，涉 及 ７家企 业 ，分 别 以样 车 １ 到样车 １ ５ 代表 。 正 三轮摩 托车 转 向轴 轴荷 比如表 １ 所示。
33t轴重内燃机车方案及机车曲线黏着问题研究
33t轴重内燃机车方案及机车曲线黏着问题研究2014年底我国第一条30 t轴重重载铁路(瓦日铁路，即原晋中南通道)建成通车，与之相适应的30 t轴重重载运输技术体系基本形成[1]，该体系中的牵引机车轴重在27～33 t范围，均为电力牵引，若重载铁路电网因战争、极端自然灾害等不可控因素无法提供外部能源，则将对运输产生严重影响，因此开展30+3 t轴重(通过配重实现30 t轴重和33 t轴重间的转换，以下简称“33 t轴重”)内燃机车技术方案研究及相应的动力学分析，对完善我国30 t轴重重载技术体系和内燃机车型谱具有重要意义。
我国30 t轴重电力机车HXD1F和HXD2F单节车均为Bo-Bo轴式，内燃机车因柴油机、主发电机、燃油箱等的集中质量大，单节车均为Co-Co轴式[2]。
Co转向架轴距大，曲线黏降现象对机车牵引性能发挥影响显著，采用径向转向架是机车实现高黏着利用的重要措施且取得了极大成功[3]，国内外对其机理的研究较多[4-6]，我国在少量直流机车上也有应用[7-8]。
交流传动技术使机车功率显著提升，黏着成为机车充分发挥牵引能力的重要因素。
国内外试验和理论研究[9-12] 均表明，黏着达到饱和后黏着力总体随蠕滑率进一步增大呈下降趋势，且机车运行速度越高这一趋势越明显。
过去的机车动力学研究和机车黏着研究都很少关注同一轮对左右侧车轮的黏着系数差异，也缺乏对曲线黏着的定量分析，本文基于提出的33 t轴重内燃机车方案，建立了发挥牵引力状态下的机车动力学模型并对此开展研究。
1 33 t轴重内燃机车总体技术方案中车大连公司25 t轴重大功率交流传动内燃机车技术平台，是以HXN3型干线重载内燃机车研发为基础而搭建的，该型机车额定功率4 400 kW，最大起动牵引力620 kN，恒功率速度范围23～120 km/h，满足干线牵引5 000～6 000 t的要求[13]。
检验检测中心作为政府职能部门，必须要采取科学、公正、高效的现代化方式，为科学监管、依法行政提供重要的技术保障，全面推动食品安全检验检测基础设施和体系建设，为保障一方食品质量安全提供有力的技术支撑[1]。