F,=0. 625P: g

W = Vmx/r Fz=0. 625P · g Fy=0.35P· g

表2制动热功率及热输入时间

图1断面上载荷作用位置

应采用有限单元法计算车轮应力。模型应包括车轮和车轴（可以是不影响车轮计算结果的简化车 轴），应考虑轮轴过盈配合的影响食用油标准，轮轴配合过盈量按设计值的平均值选取；辐板厚度按下差尺寸取值 （铸钢车轮为了消除缺陷而设定的辐板厚度最小值不作为下差尺寸），辐板厚度公差无标注时按名义尺 寸计算；车轮直径按磨耗到限尺寸（踏面廓形按新轮踏面绘制）、其他部位按名义尺寸取值计算。有限 元网格应保证计算结果的收敛，收敛精度不应大于1.5%。机械载荷以集中力的方式施加。车轮温度 计算时，热载荷在踏面85mm宽度上均匀施加，根据需求确定热输入面是否参与散热（不参与散热的温

度和应力计算结果比参与散热高），不考虑热辐射的影响

踏面制动的车轮应进行静强度校核和疲劳强度校核；非踏面制动车轮只进行疲劳强度校核。 2静强度校核准则 车轮的静强度用VonMises等效应力g进行校核..计算公式见公式（18)

车轮的静强度用VonMises等效应力g，进行校核，G，计算公式见公式（18）。

区域2和区域3的分界线为图2中过轮缘顶点的水平线

图2中区域1，只对工况5和工况6进行校核。该区域所有点的静强度VonMises等效应力应小于 辐板的静强度许用应力，即：0。<[,]。 图2中区域2和区域3，只对工况3进行校核。区域2为除区域3以外的轮辋，该区域所有点 的静强度VonMises等效应力应小于轮辋的静强度许用应力，即：。<［α.］；区域3为轮辋内侧部 位，该区域所有点的静强度VonMises等效应力应小于轮辋内侧的静强度许用应力，即：U。< [,]。 不同钢号车轮静强度许用应力［の}]、[α］和[α,]见附录A。

6.3疲劳强度校核准！

6.3疲劳强度校核准则

在实际运行中，车轮的应力变化比较复杂。一方面，由于转动，车轮上载荷作用位置在圆周上 不断发生变化，即使载荷数值恒定不变，其上各点的应力也将随着车轮的转动而呈交变应力状 态。另一方面，车轮将经历各种不同的载荷工况（直线工况、曲线工况、道岔工况等），即使车轮不 转动，由于载荷工况的变化，各点的应力也将呈交变应力状态。车轮各点的应力由这两种应力的 送加而成。 疲劳强度校核的基本原理是：计算在工况1、工况2、工况3这三种载荷工况下、转动过程中（即三 种载荷工况作用在整个圆周的多个断面上）车轮的应力变化量，辐板上各点的应力变化量应小于应力 变化量许用值。 本标准采用主应力方向的应力变化量进行疲劳强度校核

6.3.2应力变化量计算方法

应在车轮圆周n个断面上依次施加工况1、工况2、工况3这三种载荷工况（每个断面上都依次施 加三种载荷），求解每个载荷工况下车轮的应力场，车轮上每个点可得到3n组应力张量。施加的载荷 面数n越大，计算结果越精确，所施加的载荷面数n应使得应力变化量达到收敛。按照公式（19）~公 式(22)计算各点的应力变化量Agm

上述3n组应力张量中最大的の1； 022max 上述3n组应力张量中最大的2； 012max 在1m所在的工况下的最大2（例如1m发生在曲线工况，那么12mx为所有曲线工 况中的最大2）； 在22max所在的工况下的最大，（例如22mx发生在曲线工况，那么21max为所有曲线工 况中的最大的，）； 011min一 将上述3n组应力张量分别向11ma方向投影，Q11min为这些投影值中的最小值； C22min 将上述3n组应力张量分别向2m方向投影，2min为这些投影值中的最小值； 012min 将上述3n组应力张量分别向12max方向投影，Q12min为这些投影值中的最小值； 021min 将上述3n组应力张量分别向21m方向投影，Q21mi为这些投影值中的最小值。 应力投影值（，）的计算见公式（23）：

Gx T sy T (0g),= Ty d, Ty mi ·[gm ng]T TxTy G,

.TyT Ty‘T为某一节点的应力张量； LTTayO. [l,mg n,] (i =1 ,2;j =1,2)分别为 011mxV0 22max×012max V0 21mx的单位向量。 如果车轮为轴对称结构，所划分的三维网格也是轴对称的，可以只在一个断面上依次施加工况1、 起2、工况3。假设一个圆周上有n个节点，可通过同一圆周上n个节点的3n组应力张量计算该圆周

OTayT Ty‘，T为某一节点的应力张量； TTayO [lmgn,](i=1,2;j=1,2)分别为 如果车轮为轴对称结构，所划分的三维 2、工况3。假设一个圆周上有n个节点

的应力变化量，计算方法向上，此时应力变化量应在柱坐标系下计算。 3.3校核准则 校核部位为图2的区域1，该区域中各点的应力变化量应小于应力变化量许用值，即A。 。 不同钢号车轮应力变化量许用值[△]见附录A。 附录B给出了HES.型车轮计算示例。

B.1相关计算参数及轮轴结构尺寸

轴重:25t 车辆最高运行速度：120km/h 轮轴单边配合过盈量平均值：0.12075mm 磨耗到限轮辋厚度：23mm 轮轴内侧突悬量：5.5mm HES.型车轮的结构尺寸见图B.1.REz型车轴结构尺寸见图B.2。

轴重：25t 车辆最高运行速度：120km/h 轮轴单边配合过盈量平均值：0.12075mm 磨耗到限轮辋厚度：23mm 轮轴内侧突悬量：5.5mm HES.型车轮的结构尺寸见图B.1,RE,型车

图B.1HES.型车轮轮辋磨耗到限结构尺寸

图B.2REz型车轴结构尺寸

采用有限元软件进行计算。利用结构和载荷的对称性取1/2车轮和1/4根车轴建模。轮轴采用8 节点六面体单元划分，过盈配合采用接触单元模拟。为了考察结果的收敛性，建立了两种网格模 型—细网格和粗网格。细网格整个模型共划分为100020个单元、110057个节点（辐板：沿径向方向 单元长度为3mm左右、最大应力变化量处沿厚度方向单元最小长度为1mm左右，1/2车轮圆周方向 共划分成60等分），有限元网格见图B.3。粗网格整个模型共划分为72616个单元、67230个节点（辐 板：沿径向方向单元长度为3mm左右、沿厚度方向单元最小长度为1.4mm左右，1/2车轮圆周方向共 划分成45等分）。 计算工况为规定的6种载荷工况。各载荷工况约束条件相同，即在对称面上施加对称约束，车轴 中央横截面上所有节点施加零位移约束。机械载荷只在对称面上施加。热载荷施加在热输入面上，车 轮外表面（包括热输人面）均进行散热，对称面为绝热面。

两种网格应力计算结果见表B.1。

表B.1可以看出，P .44%，满足标准要求。 细网格温度和各工况下的应力及应 图B.4~B.15

图B.5直线工况VonMises等效应力分布

图B.6曲线工况VonMises等效应力分布

图B.7道岔工况VonMises等效应力分布

8制动热载荷工况VonMises等效应力分布

图B.9制动热载荷工况轮VonMises等效应力分布

装修工艺、技术图B.10直线制动工况VonMises等效应力分

图B.11曲线制动工况VonMises等效应力分布

图B.12应力变化量Ao.分布

图B.13应力变化量Ao2分布

图B.14应力变化量Ao分布

园林绿化标准规范范本图B.15应力变化量Aoz分布