毕业设计
轻轨转向架的结构设计与分析
学生姓名： 学号： 机械工程系
系 部： 机械设计制造及其自动化
专 业： 指导教师：
二零一二年六月
太原工业学院毕业设计
诚信声明
本人郑重声明：本论文及其研究工作是本人在指导教师的指导下独立完成的，在完成论文时所利用的一切资料均已在参考文献中列出。
本人签名：
年 月
日
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毕业设计任务书
设计题目： 轻轨转向架的结构设计与分析 系部： 机械工程系 专业： 机械设计制造及其自动化 学号： 学生： 指导教师（含职称）： (副教授) 专业负责人： 1．设计的主要任务及目标
本次毕业设计着重参考国内较为先进的在广州地铁3号线车辆SF2500型转向架、B型地铁车辆ZMA120型转向架以及DB—80(B1)型转向架，对转向架的主要结构（构架、轮对轴向装置、一系悬挂装置、二系悬挂装置、基础制动装置等）进行设计和性能分析，完成零件图及装配图。 2．设计的基本要求和内容
收集现有的先进轻轨转向架的相关资料，分析转向架的基本组成结构，根据转向架的主要设计要求、主要技术参数，确定其主要结构设计方案。熟练使用有关设计手册，确定其主要零部件（构架、轮对轴向装置、一系悬挂装置、二系悬挂装置、基础制动装置等）设计。然后针对转向架主要零部件（构架、车轴）进行受力分析与强度计算，同时运用CAD软件绘制主要零部件图并完成装配图。 3．主要参考文献
[1]蒋学忠.车辆学[ M].北京：人民铁道出版社.1980
[2]刘盛勋,赵邦华主编.车辆设计参考手册・转向架[M].北京：中国铁道出版社.1988 [3]刘申全,黄璟主编.工程力学（下册）[M].北京：兵器工业出版社.2007 [4] 濮良贵,纪名刚主编.机械设计(第八版) [M].北京：高等教育出版社.2006 4．进度安排 设计各阶段名称 起 止 日 期 2012年03月09日至04月01日 2012年04月02日至04月26日 1 查阅相关的文献资料，完成开题报告 2012年02月27日至03月08日 2 完成相构架、轮对轴箱设计 3 完成一系悬挂及初期零部件草图 5 整理毕业设计相关资料，准备答辩 4 二系悬挂、制动装置设计及绘图工作 2012年04月27日至05月30日 2012年05月31日至06月10日
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转向架的结构设计与分析
摘要：随着我国国民经济的飞速发展，人口的不断地膨胀，城市规模的不断扩大直接导致了我国交通运输的巨大压力。面对亟待解决的城市公共交通问题,发展由地面、地下和高架组成的立体城市轨道交通变得愈加重要。而转向架作为轨道交通最重要的组成部件之一，是支承车体并担负着车辆沿着轨道走行的支承走行装置，它的结构是否合理直接影响车辆的运行品质、动力性能及行车安全。
本设计分析了较为先进的轻轨车辆转向架（SF2500型转向架、B型地铁车辆ZMA120型转向架以及SDB—80(B1)型转向架）主要技术参数、主要零部件结构。针对构架、车轴、车轮、轴箱装置进行了具体设计；对于二系悬挂及盘形制动装置，参考并引用了现有的成熟的转向架技术，实现轻轨转向架的轻量化、国产化生产。 关键词：轻轨，转向架，结构设计
The structure of the bogie design and analysis
ABSTRACT： With the rapid development of our national economy, The population continued to expand, the constant enlargement of the city directly led to the huge pressure of transportation in China. Face the urgent problem of public traffic of city development, by the ground, underground and elevated consisting of three-dimensional city orbit traffic becomes more and more important. But the bogie frame is the most important components of the rail vehicle bogie, supporting body and loading vehicle along a track walking support walking device, its structure is reasonable or not directly affect the operation of the vehicle dynamic performance and quality, traffic safety.
This graduation design has analyzed the main technical parameters, structure of main parts of the advanced light rail vehicle bogie, such as SF2500 type bogie, B type metro vehicle bogie of the ZMA120and SDB - 80 (B1) type bogies. It has designed in detail of the frame, axles, wheels, axle boxes. According to reference of the existing mature Bogie Technology, complete the design of two suspensions and disc brake device, to achieve lightweight, domestic of the light rail bogies. Keywords: light rail, bogie, structure design
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目录
前言 .................................................................... 1 1．转向架概述及主要设计内容的确定 ....................................... 2
1.1转向架的概述 .................................................... 2
1.1.1转向架的基本作用及要求 .................................... 2 1.1.2转向架的组成及分类 ........................................ 2 1.2设计的主要内容及要求 ............................................ 5
1.2.1主要设计方案确定 .......................................... 5 1.2.2转向架的主要技术参数 ...................................... 6
2.构架的总体结构设计 .................................................... 8
2.1 构架的总体结构设计 .............................................. 8
2.1.1构架的结构设计要求 ........................................ 8 2.1.2构架的类型确定 ............................................ 8 2.1.3构架主要轮廓的尺寸确定 .................................... 9 2.1.4构架断面尺寸及壁厚的确定 ................................. 10 2.2构架的受力分析 ................................................. 11
2.2.1垂向静载荷及垂向动载荷 ................................... 11 2.2.2侧向力引起的附加垂向动载荷 ............................... 13 2.2.3垂向斜对称载荷 ........................................... 15 2.2.4制动时的载荷 ............................................. 16 2.3构架的强度校核 ................................................. 18
2.3.1垂向静载荷及垂向动载荷的强度校核计算 ..................... 18 2.3.2侧向力引起的附加垂向载荷作用下强度校核计算 ............... 20 2.3.3垂向斜对称载荷作用下强度校核计算 ......................... 21 2.4构架刚度校核 ................................................... 22
2.4.1垂向静载荷及垂向动载荷的刚度校核计算 ..................... 22 2.4.2侧向力引起的附加垂向载荷作用下刚度校核计算 ............... 23 2.4.3垂向斜对称载荷作用下刚度校核计算 ......................... 23
3．轮对结构设计 ........................................................ 25
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3.1轮对的基本组成及相关设计要求 ................................... 25 3.2车轮结构设计 ................................................... 25
3.2.1车轮结构、名称及其作用 ................................... 26 3.2.2车轮的材质及标准轮的尺寸确定 ............................. 26 3.3车轴结构设计 ................................................... 27
3.3.1车轴型式、主要结构及各部分作用 ........................... 28 3.3.2车轴材质及标准车轴尺寸确定 ............................... 28 3.3.3车轴受力分析 ............................................. 30 3.3.4车轴的弯矩计算 ........................................... 32 3.3.5车轴的强度校核计算 ....................................... 33 3.4滚动轴箱装置 ................................................... 36
3.4.1轴承的材质及选型 ......................................... 36 3.4.2轴箱相关零件确定 ......................................... 38 3.4.3轴箱定位装置 ............................................. 40
4.转向架其他相关装置 ................................................... 42
4.1二系悬挂装置 ................................................... 42
4.1.1二系悬挂结构组成及作用 ................................... 42 4.1.2二系悬挂系统的选定 ....................................... 43 4.2基础制动装置 ................................................... 44
4.2.1轻轨制动系统具备的条件 ................................... 45 4.2.2制动装置的组成及选定 ..................................... 45
5.结论与展望 ........................................................... 48
5.1主要设计结论 ................................................... 48 5.2展望 ........................................................... 48 参考文献 ............................................................... 50 致谢 ................................................................... 51 附录 ................................................................... 52
第 Ⅱ 页 共 Ⅱ 页
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前言
随着国民经济的快速发展，城市交通运输问题成了当今世界的一大难题，因此城市轻轨便在城市轨道建设中扮演着重要的角色，也是当今世界上发展最为迅猛的轨道交通形式。本设计根据现有的较为先进的转向架技术对轻轨转向架的结构设计与分析，旨在通过设计使转向架朝着轻量化、国产化的方向发展。本设计主要阅读了《铁道机车车辆》、《电力机车与城轨车辆》、《铁道车辆》、《中国铁道科学》等期刊；查找了相关设计手册，如《车辆设计参考手册・转向架》、《滚动轴承 双列圆锥滚子轴承 外形尺寸》；运用所学专业基础知识初步了解了转向架的结构、作用及运行原理完成了转向架主要零、部件的设计。
通过对一些文献的查找，如刊登在《电力机车与城轨车辆》上的期刊——《B型地铁车辆ZMA120型转向架国产化研制》，它较为详细的介绍了转向架各零部件的国产化研制和成品校验，以及实现国产化后的经济效应；又如《机车车辆工艺》的期刊文章——《城轨B型车辆的转向架方案设计》，它采用无摇枕转向架结构及空气弹簧支承方式，并简化了零部件结构，同时各零部件具有较高的互换性，初步达到了轻轨的国产化要求。另外，通过对《车辆设计参考手册・转向架》的阅读，了解了转向架的发展历史，及相关零部件的优化方案，对转向架也有了更深入的认识，为以后的工作奠定了一定的知识基础。
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1．转向架概述及主要设计内容的确定
1.1转向架的概述
转向架是支承车体并担负着车辆沿着轨道走行的支承走行装置，也是车辆最重要的部件之一，它的结构是否合理直接影响车辆的运行品质、动力性能及行车安全。
1.1.1转向架的基本作用及要求
把两个或几个轮对用专门的构架组成的一个小车，称为转向架。转向架的基本作用及要求：
(1)车辆上采用转向架是为了增加车辆的载重、长度与容积，提高列车运行速度以满足铁路运输发展的需要。
(2)保证在车辆正常运行条件下，车体都能可靠地坐落在转向架上，通过轴承装置把车轮沿钢轨的滚动转化为车体沿线路运行的平动。
(3)支承车体，承受并传递从车体至轮对之间或从轮轨至车体之间的各种载荷及作用力，并使轴重均匀分配。
(4)保证车辆安全运行，能灵活地沿着直线线路运行及顺利地通过曲线。 (5)转向架的结构要便于弹簧减振装置的安装，使之具有良好的减振特性，以缓和车辆和钢轨之间的相互作用，减小振动和冲击，提高车辆运行的平稳性、安全性和可靠性。
(6)充分利用轮轨之间的黏着性，传递牵引力和制动力，放大制动缸所产生的制动力，使车辆具有良好的制动效果，以保证在规定的距离之内停车。
(7)转向架是车辆的一个独立部件。在转向架与车体之间尽可能减少连接件，并要求结构简单，装卸方便，以便于转向架可单独制造和检修。
1.1.2转向架的组成及分类
由于车辆的用途、运行条件、制造和检修能力及历史传统因素的不同，因此转向架的类型繁多，结构各异。但它们又都具有共同的特点，其基本作用和基本组成
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部分是相同的,其结构如图1.1。
图1.1 转向架结构示意图 一般转向架的组成可以大致分为以下几个部分： (1)构架或侧架 (2)轮对轴箱装置 (3)弹性悬挂装置 (4)基础制动装置
由于车辆的用途不同，运行条件的差异，制造维修方法的制约和经济效益等具体因素影响，对转向架的性能、结构、参数和采用的材料及工艺等要求就有差别，因而出现了多种型式的转向架。我国国内目前使用的客车转向架、货车转向架有几十种，各种转向架的主要区别在于：转向架的轴数和类型，弹簧悬挂系统的结构与参数，垂向载荷的传递方式，轮对支承方式、轴箱定位方式，基础制动装置的类型与安装，以及构架、侧架结构型式等诸多方面。
①按车轴的数目和类型
按转向架上的轴数，可分为2轴、3轴和多轴转向架。转向架轴数的多少是由车辆总重和每根轴的允许轴重确定的。车轴的类型，在我国铁路上按允许轴重分为B、C、D、E、F、G六种，最大允许轴重受到线路和桥梁标准的限制。
②按轴箱定位方式
约束轮对与轴箱之间相对运动的机构称为轴箱定位装置。常见的定位装置的结构型式有：
固定定位，如图1.2所示 导框式定位，如图1.3所示 干摩擦式导柱定位，如图1.4所示 油导筒式定位，如图1.5所示
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拉板式定位，如图1.6所示 拉杆式定位，如图1.7所示 转臂式定位，如图1.8所示
层叠式橡胶堆弹簧定位，如图1.9所示
如图1.2 固定定位 如图1.3 导框式定位
如图1.4 干摩擦式导柱定位 如图1.5 油导筒式定位
如图1.6 拉板式定位 如图1.7 拉杆式定位
如图1.8 转臂式定位 如图1.9 层叠式橡胶堆弹簧定位
③按弹簧装置型式
根据转向架所采用的弹簧系统可分为：
一系弹簧悬挂：在车体和轮对之间，只设有一系弹簧减震装置，它可以设在车体与构架之间，也可以设在构架与轮对之间。
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二系弹簧悬挂：在车体和轮对之间设有两系弹簧减震装置，即在车体和构架间设置摇枕弹簧减震装置，在构架与轮对之间设轴箱弹簧减震装置，两者相互串联，使车体的震动经过两次弹簧减震的衰减。
④按摇枕弹簧的横向跨距 外侧悬挂、内测悬挂、中心悬挂 ⑤按车体与转向架之间的载荷传递方式 心盘集中承载、非心盘承载、心盘部分承载
1.2设计的主要内容及要求
转向架使轨道交通车辆最重要的组成部件之一，其结构的重要性可想而知。本次设计采用无摇枕转向架结构，使用环境条件、限界条件、结构特点、功能要求、强度及动力学性能等，均比铁路用客车转向架要求要高，在满足转向架性能要求的前提下，设计中尽可能采用简单可靠的结构；各运动部件要尽可能实现无磨耗的结构形式；要求具有较高的互换性，便于转向架的运用维修；在转向架一、二系悬挂处应考虑加垫易于调整车辆高度；在最不利的情况下，所有转向架的零部件均能保证车辆的安全运行。
1.2.1主要设计方案确定
(1)构架
[8]
构架为H形,横梁采用无缝钢管,省去了内部的加强筋板。无缝钢管或侧梁兼作空气弹簧的附加空气室。两根小梁将两根横梁连接在一起,增大了横梁的强度和刚度。侧梁采用16MnR材料,为中间下凹的鱼腹箱形结构,上、下盖板与腹板之间采用高强度焊缝连接。中间隔板的位置根据受力情况而设定,以保证侧梁体的抗弯、抗扭性能。上、下盖板均为整体压形,避免设置横向焊缝而影响整体强度。横梁无缝钢管和侧梁的接合部位用圆形垫板补强。
(2)轮对轴箱装置
采用整体辗钢车轮,采用S型辐板车轮以增加其力学性能。轮对轴箱装置采用整体铸钢结构。这种结构的轴箱设有前、后盖,轴箱后部采用密迷宫式密封。在轴箱前部,为了进一步提高密封部性能,在轴箱盖径向增加了一道密封圈。轴箱轴承为进口
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圆锥滚子轴承,应满足计算寿命不小于80万km的要求。
(3)轴箱定位装置（一系悬挂装置）
为了简化结构和减轻质量,轴箱定位装置使用了圆锥叠层橡胶式轴箱弹簧。满足轴箱纵、横向定位，垂向空、重车质量差大和制动的要求。
(4)二系悬挂装置
①为了满足空、重车车钩高的要求二系必须采用空气弹簧。另外,转向架靠空气弹簧的横向和纵向变形来实现其转向作用,因此必须采用低横向刚度的新型结构空气弹簧直接支承车体,下部送风口与构架里的附加空气室相通。在通过曲线转向时,空气弹簧下面的叠层缓冲橡胶弹簧随空气弹簧的横向变形也产生剪切变形,从而减少了空气弹簧胶囊横向变形的负荷。另外,在空气弹簧失效时,叠层橡胶弹簧还可以缓和垂向振动。
②横向油压减振器和横向缓冲橡胶止挡为了提高车辆的舒适性,本转向架采用了低横向刚度的空气弹簧。与此配套使用了横向油压减振器,提供相应的振动阻尼,改善横向振动特性。横向油压减振器安装在牵引销(或牵引梁)与构架之间。在牵引销(或牵引梁)两端还设有非线性的横向缓冲橡胶止挡。
(5)基础制动装置
采用盘形制动，轮盘材料一般为铸钢或锻钢，内外侧轮盘通过均匀分布的连接螺栓安装在车轮辐板上。
1.2.2转向架的主要技术参数
转向架的主要技术参数如下：
[7]
运行速度km/h 80 自重t ≦7(6.92) 固定轴距mm 2200 轮对内侧距mm 1353±2
车轮直径mm 新轮时840,mm,最大磨耗时770mm 轴颈中心距mm 1930 轴颈直径mm 120 构架型式 钢板压型焊接
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一系悬挂 圆锥型橡胶层叠 二系悬挂 空气弹簧+横向减震器 车辆支承型式 空气弹簧 基础制动装置 轴盘式盘形制动 参考材料 16Mn 许用应力Mpa 240 弹性模量pa 2.09×10 空气弹簧高（距轨面高度）mm 270 空气弹簧横向间距mm 1930 空气弹簧有效直径mm 540 空气弹簧工作高度mm 200 空气弹簧无气时下降高度mm ≦40 圆锥橡胶弹簧垂直刚度KN/m 0.728 轨距mm 1435 通过最小曲线半径mm 正线：R300 车场线：R150
限界：符合城市轨道交通B型车限界
5
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2.构架的总体结构设计
转向架是轨道交通车辆最重要的组成部件之一，而构架是转向架的骨架，是以联系转向架各组成部分和传递各方向的力，并用来保持车轴在转向架内位置的重要部件。其结构的合理性直接影响车辆的运行品质和行车安全，因而合理设计转向架的结构并使其达到一定的强度和刚度是轨道交通车辆设计中的一项重要工作。
2.1 构架的总体结构设计 2.1.1构架的结构设计要求
（1）合理选择轴箱和车体的的支承方式，纵梁、横梁的结构与连接方式。 （2）合理选择构架材料、类型并充分考虑其结构工艺性。
（3）针对构架的强度、刚度进行校核，使其满足列车正常行驶所需条件。
2.1.2构架的类型确定
客车转向架构架的三种类型中，框架构架结构复杂，自重大，制造难度大，构架的转动惯量大，现已很少使用；U型构架结构比H型构架稍复杂且其侧梁中部下凹，虽有利于降低构架重心和轴向定位设计，但制造难度大，自重比较大，不适合轻轨的运行要求；H型构架不但结构简单，容易制造和维修，而且还有足够的强度和刚度，自重小，满足轻轨车辆的运行要求。综上所述，选择H型构架。
构架采用H型钢板压型焊接结构，由两根侧梁和两根横梁组成，侧梁为中间下凹的鱼腹形U形梁。由4块钢板组焊成箱型封闭结构，侧梁内部形成的密封隔板使侧梁内腔成为空气弹簧的附加空气室。横梁采用无缝钢管，各种连接座焊接于构架的侧梁和横梁上。构架结构如图2.1。
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图2.1 构架
2.1.3构架主要轮廓的尺寸确定
构架轮廓尺寸主要依据技术参数中的轴距、轮对中央悬挂装置、基础制动装置的结构形式与支座的安装以及轴向定位装置的需要而定。
由技术参数可知，轴距2200mm，轴颈中心距1932mm,轴颈直径ø120mm，查表I—32客、货车车轴轴型与最大轴重[2]，选择RC3构架两侧梁中心线应与轴颈中心线重合，构架两横梁间距离主要由基础制动装置及各吊座的安装需要而定。我国现有通用型客车转向架两横梁支柱座纵向中心距均为560mm（RC3型轴）。构架侧梁顶面距离轨面的高度应保证车辆运行中不与底架枕梁相碰，一般控制在870～930mm左右，侧梁端面的底部（与轴箱对应处）距轨面的高度根据轴箱的结构与轴箱弹簧的需要而定，并保证在轴箱弹簧压死状态下不与轴箱顶面相碰。国产转向架一般将该间隙的值定在45mm以上（厂、段修限度为38mm，运用限度为30mm）。在构架的侧梁上焊接有8个铸钢铸造而成的轴箱弹簧安装座。同一车轮轴箱上的弹簧安装座纵向间距为560mm,横向距离为1930mm，在横梁的两侧焊接有4个制动吊杆安装座，安装座为“工”字形结构，上盖板和中央腹板的厚度为12mm,下盖板厚度为14mm，制动吊杆安装孔板厚度为16mm。制动吊杆安装座选用低合金高强度Q345-B钢板焊接而成，同侧安装座的横向距离为860mm。具体参数值如表2.1
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表2.1 构架尺寸 （单位：mm）
轴型 固定轴距 构架轮廓尺寸 构架形式 侧梁中心线间距 RC3 2200 3132*2410*400 钢板压型焊接H型 注①，车轴是标准件，“R”代表装滚动轴承的车轴； “C”代表轴型为C ； “3”代表装用滚动轴承形式及安装方法。
1930 弹簧支柱横梁中心座中心距 线间距 560 400 2.1.4构架断面尺寸及壁厚的确定
断面尺寸及壁厚主要依据转向架的承载形式和载荷大小，由强度和刚度条件，并参考同类构架的结构、检修运用中暴露的问题以及相关计算来确定。采用H型钢板压型焊接结构构架在焊接时应尽量避免焊缝的集中和多条焊缝的交叉，减少交叉处的内应力。构架设计为全封闭断面，上下盖板均用直边，增大了侧梁的横截面面积，提高了侧梁的整体强度，外观更加简洁美观，更好的避免了因积水而使盖板腐蚀。因此，查表Ⅳ-36【2】客车铸钢架（ZG25Ⅱ）的断面尺寸及壁厚，确定具体尺寸如下（单位：mm）:
侧梁 中部断面尺寸（高×宽） 240*160（180） 上下盖板厚度 14.3 腹板厚度 14.3
端部断面尺寸（高×宽） 160*160（180） 横梁 直径 ø165.2 壁厚 14.3
截面图如图2.2，图2.3，图2.4所示：
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图2.2 侧梁中部断面 图2.3 侧梁端部断面 图2.4 横梁断面
2.2构架的受力分析
构架的载荷即为垂向静载荷、垂向动载荷、侧向力引起的附加垂向动载荷、垂向斜对称载荷、制动时的载荷等五种载荷。构架的计算简图可化为平面板架（载荷垂直于构架平面）和平面钢架（载荷作用于构架平面内）的组合，忽略各梁轴线的微小弯曲和截面的微小变化，忽略各梁汇交处结点的刚度对变形的影响
2.2.1垂向静载荷及垂向动载荷
（1）垂向静载荷
构架的受力情况如图2.5：
图2.5 垂向静载荷情况
设作用在转向架上的车体垂向静载荷PST,按照该转向架所用轮对压在钢轨上的允许载荷（即允许轴重）来考虑，
即：
Pst=（n×PR -PT）×9.81 (KN) （2.1）
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式中
PR—— 一个轮对压在钢轨上的允许载荷（即允许轴重）（t）, P=13t；
R
n—— 一台转向架的轴数，N=2；
PT—— 一台转向架的自重（t）, PT =6.92t;
代入上式可得：
Pst=（n×PR -PT）×9.81=(2×13-6.92) ×9.81=187.175(KN) 则 Pst= Pst/4=46.794(KN)
求得Pst后，按下列公式计算出作用在构架上的垂向静载荷Pst1，即：
Pst1= （Pst+ PT1）×9.81/ m =（n×PR -PT）×9.81/ m (KN) （2.2）
式中
PT1——垂向静载荷自心盘面起至构架为止包括所有零件质量之和（包括构架本身的自重）（t）, PT1= PT/2=3.46t；
m——一台转向架中平行受力的同名计算构架的数目，m =1;
其他符号的含义同式（2.1） 按式（2.2）计算时，构架自重包含在
Pst1，并以集中力考虑，这样将使计算
简便，对计算结果影响不大，而且是偏于安全的。
计算得 Pst1=221.1174（KN） （2）垂向动载荷
垂向动载荷是由于钢轨不平、接缝、道岔等线路原因以及车辆本身的结构状态不良（如车轮滚动圆偏心、椭圆、踏面擦伤）等因素引起的簧上振动而产生的。 作用在转向架零部件上的垂向动载荷Pd1，是由于车辆运行中轮轨之间冲击和簧上振动引起的，Pd1的作用方式与Pst1相同，受力图示如图2.6
图2.6 垂向动载荷
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作用在构架上的垂向动载荷按式（2.3）计算，即：
Pd1= az * Pst1(KN) （2.3）
按照TB/T2705-1996
使用最高速度Km/h 120以下 120～160 ［5］
垂向静载荷 ay 0.4 0.5 0.3 0.4 表2.2 垂向动静载荷系数 垂向动载荷 az 代入式（2.3）
得： Pd1=0.5*221.1174=120.126（KN）
2.2.2侧向力引起的附加垂向动载荷
作用在车体上的侧向力包括风力与离心力，当风从车辆侧面吹来并垂直于车体侧壁，而车辆又运行曲线区段时车体所受的侧向力为风力与离心力之和。我国风力取值系据建筑界有关全国风力分布图的研究而得，计算时取风压力540N/m3,风力的合力作用于车体侧向投影面积的形心上。整个车辆的离心力作用在车辆的重心上，其方向沿径向指向曲线外侧。计算时通常把车体及转向架的离心力分别考虑。对客车及车体的重心取在距轮对中心线上方1600mm处。外轨超高量h与曲线半径R有关。 11.8vp2
h= (mm) （2.4）
R
式中 vp——列车平均速度，取vp=60Km/h；
R——曲线半径，据技术参数得R=300m;
则可得 h=141.6mm （1）侧向力
①风力 q=540N/m3, 车体高x=2140mm, 11
则形心处受力 H1= qx= ×540×2140=577.8(N)
22
②离心力则由式（2.5）求得，
H2= Pst(3.6gR -2
v2
h
) （2.5） 2b1
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式中
Pst——车体垂向静载荷（N）；
g——重力加速度（m/s），其值取9.81；
2
R——曲线半径，R=300m; h——外轨超高量（mm）;
2b1——轮对两滚动圆之间的距离之半（mm），其值为2b1=1493mm; v——通过曲线时车辆最大允许速度（Km/h）,取值为v=60Km/h; 代入式（2.5）求得： H2=187.175×10×(
141.6
)=85.479(KN) 2
14933.6×9.81×300
-60
2
则侧向力为：H=H1+H2=577.8+85.479=663.279（N） （2）侧向力引起的垂向动载荷 每个轴箱的垂向反力Pf可按下式计算,
H×h
Pf= (N) （2.6） m02b2式中 h——车体侧向力至车轴中心线所在水平面之间的垂向距离（m）,其值为h=1600mm；
2b2——轮对两轴颈中心线间的水平距离之半，其值为2b2=1930mm； m0—— 车辆一侧的轴箱数（即车辆轴数），m0=4； 代入式（2.6）得 Pf=
663.279×1.6
=137.467（N）
4×1.93
构架的受力情况如图2.6所示，处于曲线外侧的两个轴箱弹簧对构架的作用力向上，而内侧的则向下，每一个轴箱作用力的数值为。轴箱弹簧对构架的作用力Pf与作用在构架二系弹簧处的Pn力达到动态平衡，即： Pn=2Pf= 274.934（N）
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图2.7 侧向力引起的附加垂向动载荷
2.2.3垂向斜对称载荷
垂向斜对称载荷是垂向作用在构架轴箱部位的一组对于构架纵向和横向中心线均为反对称的自相平衡力系，此力系对于构架的纵向和横向中心平面均呈反对称分布，如图2.7所示。
图2.8垂向斜对称载荷分布情况
垂向斜对称载荷仅产生在具有刚性构架的转向架上。构架上的垂向斜对称载荷是由于在垂向斜对称载荷作用下，因为线路及转向架结构本身存在缺陷等原因引起构架的四个轴箱反力不等而造成的。因此垂向斜对称载荷和垂向静载荷是同时存在的。
导致构架四个轴箱反力不等的因素有很多，其主要原因是：各支承点的高度不等（由于构架、轴箱弹簧、车轮直径、轴颈直径等制造误差以及线路不平顺和转向架进入缓和曲线时所造成的）和各支承点的刚度不等（主要是轴箱弹簧的刚度误差）。因此，要同时综合考虑以上诸多因素对构架垂向斜对称载荷的影响是比较复杂的，
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很难一一考虑，为了求得Pk的数值，根据实践经验，通常把上述诸因素的综合影响当量的看成转向架上某一车轮在轨道上升起或下沉一个Z值，而其他因素均认为是正常的。经过分析和推导，得到垂向斜对称载荷Pk（N）的
12b2zK1K2
计算公式: Pk= ( ) (N) （2.7）
42b1 K1+K2
式中 K1——一个轴箱上弹簧的总刚度（N/mm），其值为K1=2k=1.456 N/mm
K2——构架抵抗垂向斜对称载荷的刚度（或称构架的扭转刚度）（N/mm） 其值为： K2=其中
σ——构架在一组Pk=1N的力的作用下
b2——轮对两轴颈中心线间的水平距离之半（mm），2b2=1930mm b1——轮对两滚动圆之间的距离之半，2b1=1493mm
z——转向架上某一车轮升起或下沉一个值，实际计算时，推荐采用z =16mm 则
Pk=5.17
K1K2
(N) （2.9） K1+K2
1
（2.8） σ
其中构架的扭转刚度K2远大于K1，则进一步简化为
Pk=5.17 K1=7.53N
2.2.4制动时的载荷
当列车所有车辆均发生制动作用后，车辆间的纵向冲击消失，制动力却逐渐增大至最大值，由于制动力的作用，就将引起车体和转向架质量的纵向惯性力。这种纵向惯性力对车体的作用远小于上述纵向力作用，故可不计，但它对转向架有一定的影响。制动时钢轨作用大于车辆的最大值动力F（其方向与车辆运行方向相反）由下式决定：
F= Pn·υ·g （2.10）
式中 Pn——车辆总重（车体和转向架的自重以及车辆在种之和）（t）， 取其值为Pn =72.3t
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υ——轮轨间的黏着系数，一般取υ=0.25
Pn =MC+ MO (t) （2.11）
其中
MC ——车辆自重，取MC =37.4t
MO ——载员重量，取MO=34.9t
计算Pn后代入式（2.11），求得F值，
F= Pn·υ·g=72.3×0.25×9.81=177.32KN
因此在制动F的作用下，车辆的最大加速度为 α=υ·g=0.25g
这时，策划体的纵向惯性力将引起前、后（按车辆运行方向）转向架的垂向增减载荷Pa，以及作用在转向架新判处的水平载荷Ta,根据车体受力平衡，得 Pa=
Q·h
（2.12） L
Q
Ta= （2.13）
2
式中 h——重载车体的重心至心盘面的垂向距离，取值为h=1.2m; L——车辆定距（m）,其值为L=12.6m Q——车体的纵向惯性力，其值为
Q= P1·a= P1·0.25g(KN) （2.14）
其中 P1 ——车体垂向静载荷（车体自重与载重之和），即 P1= Pst- 2PT=72.3-2×6.92=58.46t
因此计算得Q=143.38KN
则可求得Pa Pa=13.427KN
Ta=71687KN
目前，在使用空气制动机和铸铁闸瓦的情况下，最大制动力（即等于车辆惯性力以及由它所引起的转向架的应力）是发生在制动过程的最后阶段，即低速时，这时作用在转向架的其他制动载荷（如垂向动载荷和侧向力）都比较小了，因此在计算转向架构架强度时，一般不考虑制动载荷的作用。
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2.3构架的强度校核
构架是转向架的一个重要部件，是转向架其他零、部件的安装基础，也是承载体和传力体，因此转向架的结构型式既要考虑与其他各有关零、部件的相互位置和转向架总体布置，又要保证构架具有足够的强度和刚度要求，以保证结构紧凑安全可靠。由于构架采用16Mn钢板和钢管焊接而成的箱体结构，故必须充分考虑焊缝位置的布置并注意焊缝的内部和表面质量，以降低焊缝区域的应力集中，保证焊接强度和最小的焊接变形。为了消除残余应力，构架组装焊接后必须整体退火，最后进行整体加工以确保构架加工面的尺寸精度和位置精度。
2.3.1垂向静载荷及垂向动载荷的强度校核计算
在垂向静载荷、垂向动载荷作用下的受力分析如图2.5和图2.6所示。取侧梁为分离体，则其轴力图如下。
图2.9 垂向静载荷、垂向动载荷作用下侧梁轴力图
其中a=0.56m，b=1.1m 由ΣY=0得 R=
PSt1+Pd1
=47.977KN 2
MB=Ra·a=47.977×056=26.9KN·m
aa
Mo=R(b+ )+R(b- )=2·R·b=105.55KN·m
22
其弯矩图如下：
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图2.10垂向静载荷、垂向动载荷作用下侧梁弯矩图
由图2.10可知，侧梁的最大弯矩发生在侧梁中部，则Mmax =105.55KN·m，所以侧梁的危险截面为O处断面，由于梁的截面为空心矩形截面，所以惯性矩[3]为：
（2.15）
IZB·H2b·h2
则抗弯截面模量 Wz= = - （2.16）
H/266H正应力 б=
Mmax
（2.17） Wz
(1)对于侧梁中部截面：B=160mm,H=240mm,b=131.4mm,h=211.4mm,如图2.11
图2.11 侧梁中部截面 图2.12 侧梁端部截面
所以求得侧梁中部截面的抗弯截面模量Wz为：
0.16·0.2420.1314·0.2114h2-33Wz1= - =0.674×10m
66·0.24
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正应力 б1=Mmax105.55KN·m =-33 =156.63Mpa Wz10.674×10m
查车辆设计参考手册·转向架[2] ,16Mn钢的许用应力[б]=210Mpa,因为正应力б1<[б] =210Mpa,所以满足强度要求。
(2)对于侧梁端部截面：B=160mm，H=160mm，b=131.4mm，h=131.4mm。截面如图2.12 。
将数据代入式（2.16），求得侧梁端部截面的抗弯截面模量Wz2：
0.16·0.1620.1314·0.13143-33Wz2= - =0.3721×10m
66·0.16
Mmax226.9KN·m
正应力 б2= =-33 =72.3Mpa
Wz2 0.3721×10m因为正应力б2<[б] =210Mpa,所以满足强度要求。
2.3.2侧向力引起的附加垂向载荷作用下强度校核计算
在侧向力引起的附加垂向载荷作用下，受力分析如图2.7，取侧梁为分离体，其轴力图如图2.13所示
图2.13 侧向力引起的附加垂向载荷作用下侧梁轴力图
Pn
已知Pn=274.93N，a=1100,则得Pf= =137.467N,求得弯矩为：
2 MB=Pf·a=137.467×1.1=151.214KN·m
弯矩图如图2.14所示
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图2.14 侧向力引起的附加垂向载荷作用下侧梁弯矩图
由上图可知侧梁最大弯矩发生在侧梁中部，则Mmax =151.214 KN·m，因此侧梁的危险截面为B处断面，已知侧梁中部截面尺寸：B=160mm,H=240mm，b=131.4mm，h=211.4mm。将数据代入式（2.16），得侧梁中部截面的抗弯截面模量Wz3 Wz3=0.674×10m
Mmax151.214KN·m
则正应力 б3= =-33 =0.23Mpa
Wz3 0.674×10m因为正应力б3<[б]=210Mpa,所以满足强度要求。
-33
2.3.3垂向斜对称载荷作用下强度校核计算
在垂向斜对称载荷作用下，受力分析见图2.8。取横梁为分离体，如图2.15
图2.15 垂向斜对称载荷作用下横梁受扭转力图
已知钢的拉伸许用应力[бl]=160Mpa，剪切许用应力[τ] ≈0.6[бl]=96Mpa，而扭矩M=2PX·X=2×7.53N×0.55m=8.28 N·m, PX为焊接在横梁上的零部件最大重量。由于横梁横截面为空心圆形截面，所以抗扭截面模量[3]为：
π·D34
WO= (1-a) （2.18）
16
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d
式中 a ———内外径比值，已知横梁d=136.6mm，D=165.2mm，故a= D3.14·0.165230.1366-33 4
则 WO= ×[(1- ）] =0.4712×10m
160.1652Mmax8.28 N·m
最大剪切应力τmax= =-33 =0.017Mpa Wo 0.4712×10m因此τ
max
<[τ],满足强度要求
2.4构架刚度校核
2.4.1垂向静载荷及垂向动载荷的刚度校核计算
取侧梁为分离体，将侧梁简化为简支梁，如图2.16
图2.16垂向静载荷及垂向动载荷下的侧梁受力图
所以梁的最大挠度发生在自由端面，由工程力学[3]知最大挠度值为
P·L3
fmax= （2.19）
48·E·I式中
E——抗弯截面刚度，取E=210GPa
B·H3b·h3
I——侧梁端部截面惯性矩，I= - ，已知B=160mm，b=131.4mm，
1212H=160mm，h=131.4mm,则I=29.78×10m
-64
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Pst1+Pd1
P—— P= =191.91KN 2L——L=2200mm
P·L3
则 fmax1= =6.81mm 48·E·I
2.4.2侧向力引起的附加垂向载荷作用下刚度校核计算
取侧梁为分离体，将侧梁简化为简支梁，如图2.17
图2.17 侧向力引起的附加垂向载荷作用下构架受力图
-64
已知Pn=274.934N,L=2.2m,E=210GPa,I=29.78×10m，代入式（2.19），得
P·L3
fmax1= =9.75mm 48·E·I
2.4.3垂向斜对称载荷作用下刚度校核计算
由工程力学[3]知最大扭转角度
Tmax
θmax= （2.20）
G·I
式中
Tmax——最大扭矩，Tmax =8.283N·m G——抗扭截面刚度，G=8×10MPa
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4
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π·D44
Ip——横梁圆形空心截面惯性矩，其中Ip = (1-a)
32
得 θ
max=
Tmax180
× =0.0018°/m G·I π
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3．轮对结构设计
3.1轮对的基本组成及相关设计要求
轮对作为转向架中最主要的承载部件之一，其性能的好坏直接影响到行车性能的安全与否。车辆轮对是由一根车轴和两个相同的车轮在轮轴结合部以过盈配合方式牢固的连接在一起的。两轮内端面之间的距离基本尺寸为1353mm,如图3.1（a）所示。
如图3.1 (a) 轮对 2——踏面 8—车轴
其设计要求如下：
(1)合理选择车轮的型式和材质；
(2)对车轮进行强度计算，保证车辆在高速和重载条件下安全运行； (3)具备较好的曲线通过能力，同时还要有抵抗脱轨的安全性能；
(4)确定轮对的形状和尺寸，使其满足各零件、部件的组装和承载运行要求； (5)在设计过程中充分考虑加工工艺性；
3.2车轮结构设计
在车辆的所有承载部件中，车轮的工作条件最为恶劣。车轮不仅承担着整个车辆的质量，而且还要承受由闸瓦摩擦、钢轨接头、轮轨间持续不断的动载荷所引起的热应力和机械应力产生的机械损伤。目前我国铁路上大多采用整体碾钢轮，其具有比铸钢轮轻、强度高、耐磨性和弹性等特点，并广泛运用于新型轻轨与地铁车辆。
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3.2.1车轮结构、名称及其作用
车轮结构主要包括踏面、轮缘、轮辋、辐板和轮毂，其主要结构如图3.1(b)所示。踏面是车轮与钢轨的接触部位，轮缘是保持车轮沿钢轨运行、防止脱轨的部分，辐板连接轮辋和轮毂的部分，轮毂是车轮与车轴相互过盈配合的部位。
如图3.1 (b) 整体辗钢轮
1—轮辋 2—踏面 3—辐板 4—轮毂 5—轮缘 6—工艺孔 7—轮毂孔
3.2.2车轮的材质及标准轮的尺寸确定
(1)整体碾钢轮的材质及要求
碾刚一体轮是由圆钢锭(原材质为ER8)切成轮坯，经加热后，在3000吨水压机上将中心部位冲出轮毂孔，压成轮饼雏形，再经8000吨水压机下压成车轮形状，然后放在碾轧机上轧制，最后在3000吨水压机下压弯辐板，经过淬火处理而成[1]。
(2)轮缘、踏面及辐板形状
车轮踏面和轮毂形状几乎是不变的，为了使轮对在钢轨上运行平稳，而且能顺利通过曲线和岔道，轮缘和踏面应该有合适的外形。车辆在运行过程中，要努力保持几何形状，否则可能造成事故。由于车轮踏面具有一定斜度，当车轮在轨道上运行时，回转圆直径也在不停地变化，致使车轮在钢轨上的接触点也不停地变换位置，结果使踏面磨耗比较均匀，以便于安全通过曲线。按照《车辆学》[1],在此设计中采用LM型踏面如图3.2，
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图3.2 LM磨耗型踏面
车轮辐板形式主要有四种类型：直辐板、波形辐板、盆形辐板和S形辐板，本设计采取有着性能比较好、热负荷承受能力和横向刚度比较大等优点的S形辐板。见碾钢轮的尺寸符号如图纸2碾钢车轮所示。
(3)标准轮尺寸
标准轮的各部分尺寸参照表3—8[1]所示。碾钢轮的尺寸如图纸2碾钢车轮所示。 所设计的车轮结构参数如表3.1。
表3.1 碾钢轮尺寸 单位（毫米）
轮型 外径 D1 D 840 710 轮毂孔直径 精旋d 轮毂外径 轮毂孔长度 粗旋d0 260 178 轮辋斜度β 20 毂辋距 E 68 辐板厚度S 25 轮毂斜度ɑ 12 165 157 3.3车轴结构设计
作为现代铁道车辆的承载部件之一的车轴结构，在其运行中的所受载荷是比较复杂的，它不仅承受着轴承传递过来的压力，制动基础装置提供的制动力以及来自线路不平顺的冲击载荷和通过曲线时横向作用于轮缘的导向力等多重载荷作用，所以设计时应该充分考虑能够保证其具有足够的强度。车轴作为车辆的关键承载部件，其自重属于簧下质量，簧下质量的轻重，在一定程度上决定着轮轨动载荷的的大小。在车轴设计过程中，应该在保证满足强度要求的前提下，尽量降低轮轨动载荷，尽可能降低车轴重量，以保证车辆的运行品质。
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3.3.1车轴型式、主要结构及各部分作用
铁道车辆大多使用圆截面实心轴。根据国家标准中的相关规定，本次设计主要采用RC3型标准滚动车轴。由于车轴上个部分受力状态及装配需要不同，所以其直径也不尽相同。如图3.3所示为滚动轴承车轴。
图3.3 滚动轴承车轴
1-螺纹孔； 2-轴颈； 3-防尘板座； 4-轮座； 5-轴身
其各部分作用如下：
（1）螺纹孔：用来与安装固定前盖的螺钉相配合。
（2）轴颈：用来安装轴承，承担着车辆重量，此外还要传递各个方向的动、静载荷。
（3）防尘板座：车轴和防尘板的配合部位，其直径要比轴颈大，但是小于轮座的直径，介于轴颈和轮座之间，是轴颈和轮座的过渡部分，起减少集中应力的作用。
（4）轮座：与车轮采用过盈配合，用以安装车轮，并承受车轮传递来的个方向的力。轮座是车轴上受力最大的部位。
（5）轴身：在车轴的中间，连接两边轮座的部分。其直径比轮座小，是整根车轴受力最小的部位。
3.3.2车轴材质及标准车轴尺寸确定
车轴是由钢锭经过加热锻制而成的，锻制后应进行正火或正火后回火的热处理，然后进行机械加工。两轮座之间的轴中央部分规定不进行加工。在车辆轮对结构中，车轴主要与车轮和滚动轴承等零部件以过盈配合的方式安装在一起（即轮毂的内径稍大于车轴的外径）。在配合部位，车轴不仅承受由弯曲产生的正应力和由扭矩产生的剪应力，而且还承担由过盈配合引起的沿半径方向上的接触应力和轮毂和车轴
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之间产生的沿轴表面的剪应力。此外，在轮轴配合部位，由于车轴结构形状和微动磨损的原因，其盈利状态较为复杂，使得车轴在轮座部分的疲劳强度要低于车轴上的平直部分，该部分是车轴疲劳断裂的主要部位。
所以，在车轴设计过程中为了提高车轴的疲劳强度，一般在两相邻不同直径轴段间采用圆弧过渡，尤其是在轮轴配合部位，如图3.4所示为轮轴压装部位结构简图。
图3.4 轮轴压装部位结构简图
轮轴配合部位结构参数的确定依据TB2705-1996《车辆车轴设计与强度计算方
[5]
法》中规定的时速在120Km以下的轮轴配合部位采取过渡圆弧半径（r/D）= 0. 20-
0. 40和直径比（D/d）1.10-1.14的结构比例参数，以此来降低压装部位的微动磨损，提高车轴的疲劳强度。轮级内端面突出车轴阶梯部台肩，有效突悬量б应大于3mm。本设计中突悬量б=4 mm，如图3.5所示。
图3.5轮轴突悬部分结构图
由于车轴是标准件，根据设计要求，本次设计主要采用RC3型标准滚动车轴，车轴结构图如图3.6
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图3.6 车轴结构简图
车轴各部分尺寸如表3.2
表3.2 车轴各部分尺寸 单位：mm 轴颈轴型 d RC 轴型 120 I 230 I1 110 I2 120 j 165 k 210 m 137 n 1190 直径 总长 轴颈长度 外侧 内侧 轮座 直径 长度 直径 轴身 长度 防尘板座 直径 长度 S t 40 轮座内侧距离 轴颈中心距离 轴全长 P 1190 L 1930 O 2256 S RC t 150 P 40 RC 150
3.3.3车轴受力分析
铁道车辆车轴在运行中所受到的载荷状态是比较复杂的，它不仅承受轴压力，而且还承受着牵引力、制动力的反作用力以及来自线路的冲击载荷和通过曲线时横向作用于轮缘的导向力。由于同一轮对两个车轮的滚动半径可能不同，或由于曲线上轨道长度不同，也会造成附加的扭转力矩与速度有关的轨道冲击作用，会产生另外的一些附加力。由于曲线运行质量载荷代表车轴在在承载状态下最不利的情况，因此本设计主要考虑曲线运行质量载荷的受力分析。 根据车辆在曲线运行时的受力情况绘制受力简图如图3.7
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图3.7 曲线运行时的受力情况 (1)车轴载荷计算
已知T= Pst1/2=110.5587KN,由表2.2可知az=0.4 ay=0.3 横向载荷:
H= ay×T=33.168KN （3.1）
式中：H——作用在一个轮对上的横向载荷，简化为作用在一侧车轴轴颈中心线上
ay——横向动载荷系数，见表2.2
作用在轴上的总载荷：
① 作用在左轴颈上的垂向总载荷按以下公式计算：
ay×T×hT PL= P1+P2+P3=(1+az) + （3.2）
2L
式中：PL——作用在左轴颈上的垂向总载荷，KN
az——垂向动载荷系数，见表2.2
110.5587×100.3×110.5587×10×1.6
代入上式，得PL =(1+0.4) +
21.93
3
3
=104.887KN
② 作用在右轴颈上的垂向总载荷按以下公式计算：
ay×T×hT
PR= P1+P2+P3=(1+az) - （3.3）
2L
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式中：PR——作用在右轴颈上的垂向总载荷，KN 代入上式，得 PR=49.895KN (2)车轴受力计算 钢轨对左右车轮的反力： ① 横向反力按式（3.1）计算：
F=H=ay×T=33.168KN
式中： F——左侧车轮的横向反力（假设右侧车轮横向反为零力），KN ②左侧车轮垂向反力按以下公式计算：
ay×T×(h+r)T
RA=(1+az) + （3.4）
2S
式中： RA——左侧车轮垂向反力，KN
r——车轮半径，m
S——轮对滚动圆之间的距离，m
110.5587×100.3×110.5587×10×2.2
代入上式，得 RA =1.4× +
21.493
=126.265KN
③右侧车轮的垂向反力按以下公式计算：
3
3
ay×T×(h+r)T
RB=(1+az) - （3.5）
2S
式中： RB——右侧车轮垂向反力，KN
代入上式，得 RB=77391.09-48873.91=28.517KN
3.3.4车轴的弯矩计算
按以下公式计算出各截面的弯矩：
M=∑PiLi （3.6）
式中： M——校核截面的弯矩，KN•m
Pi——校核截面以左的车轴上的载荷，KN
(1)轮座内侧边缘处的弯矩（b-b截面，如图3.7所示） 当车辆通过曲线时，车轴受力情况最不利，
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P=Pf+PL=0.137+104.887=105.244KN
Mb=P•Lb+F•r- RA•LA=105.244×0.37+33.168×0.42-126.265×0.1=40.163KN 式中： Mb——轮座内侧边缘处的弯矩，KN•m
Lb——P至b-b截面的距离，m LA——RA至b-b截面的距离，m Pf——侧向力引起的垂向动载荷，KN
(2)滚动圆中心处的弯矩（o-o截面，如图3.7所示） 已知 Lo =0.227m Mo= P•Lo+F•r=37.821 KN•m 式中： Lo——P至o-o截面的距离，m
(3)轴颈后肩处的弯矩（c-c截面，如图3.7所示）
Mc=P•Lc=12.629 KN•m
式中： Lc——P至c-c截面的距离，m
(4)轴身中央处的弯矩（d-d截面，如图3.7所示）
LS
Md=P• +F•r- RA• =21.230 KN•m
22
综上，作出左侧车轮在最不利的运行条件下的弯矩图3.8
图3.8 左侧车轮在最不利的运行条件下的弯矩图
3.3.5车轴的强度校核计算
(1)车轴应力计算：
车轴各截面的应力按以下公式计算
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б
M= （3.7） -1W
πd3W= （3.8） 32
式中： б
-1——校核截面的应力，MPa
M——校核截面的弯矩，KN•m W——校核截面的抗弯截面模量，md——校核截面直径，m
代入上式，计算出各校核截面的抗弯截面模量得：
π(0.137)-43Wb= =2.5×10m
32π(0.165)-43Wo= =4.4×10m
32π(0.12)-43Wc= =1.7×10m
32π(0.137)-43Wd= =2.5×10m
32
①轮座内侧边缘处截面b-b应力：
Mb40.163×10б-1b= =-4 =160.652 MPa Wb 2.5×10
②滚动圆中心处截面o-o应力：
Mo37.821×10б-1o= =-4 =85.834 MPa Wo 4.4×10
③轴颈后肩处截面c-c应力：
Mc12.629×10б-1c = =-4 =80.800 MPa
1.7×10Wc
④轴身中央处截面d-d应力：
Md21.230×10
б-1d= =-4 =84.92 MPa
2.5×10Wd
- 34 -
3333
3333
3
太原工业学院毕业设计
将各项计算原始数据列于附录中。 (2)车轴强度校核
车轴的疲劳许用应力，见附录B[5]
，附录A[5]
轴颈部位疲劳许用应力： 对LZ钢，取[б
-1]G=98.1 MPa；对
50钢，取[б-1]G=116.2 MPa
无压配合部位疲劳许用应力： 对LZ钢，取[б
-1]G=137 MPa；对
50钢，取[б-1]G=162MPa
轮座部位疲劳许用应力： 对LZ钢，取[б
-1]G=98.1 MPa；对
50钢，取[б-1]G=116.2MPa
车轴强度按以下公式计算：
n=[б-1]G
б >1.0 式中： n——校核截面的强度安全系数
[б
-1]G——校核截面的疲劳许用应力，MPa
各截面强度校核计算：
①轮座内侧边缘处（截面b-b）强度校核： nb=
[б
-1]G
б
=
162
160.625
=1.01>1.0
b
②滚动圆中心处(截面o-o)强度校核： nб
-1]G
o=
[ б
=
116.2
o
85.834
=1.35>1.0 ③轴颈后肩处(截面c-c)强度校核： n[б
-1]G
116.2
c=
б
=
c
80.8
=1.44>1.0 ④轴身中央处（截面d-d）强度校核： n[б-1]G
162
d=
б
=
d
84.92
=1.91>1.0 强度评定：
将上述计算结果列于表3.4中 - 35 -
3.9）（
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表3.4 各截面计算结果
截面位置 轮座内侧边缘 滚动圆中心处 轴颈后肩处 轴身中央处 直径 mm 137 165 120 137 弯矩 KN•m 40.163 37.821 12.629 21.23 应力MPa 160.65 85.83 80.80 84.92 [б-1]G MPa 162 116.2 116.2 162 安全系数 1.01 1.35 1.44 1.91 由表3.4中可知，RC3型车轴在15.5t轴重，V=120Km/h时,其强度校核安全
3.4滚动轴箱装置 3.4.1轴承的材质及选型
轴承的工作条件及使用要求： 环境温度/℃ -45-40 轴承最高温升/℃ 50 簧下质量/t 2 轴荷重/t T=
Pst1
=11 2
车辆检修期周： 80万/km （1）轴承负荷
Tay×T×h
左轴颈上作用的总载荷 PL=(1+az) + = 104.887KN
2L则轴承径向载荷 Fr= PL=104.887KN
由于车辆轴承在承受径向载荷的同时，还承受轴向载荷，因此选定轴承类型为圆锥滚子轴承。根据轴与轴承的尺寸配合关系以及额定动载荷初步选定日本NSK轴承，120KBE 2001+L,双列圆锥滚子轴承。查表《滚动轴承综合样本》[6]得到基本参数如表3.5：
表3.5 120KBE 2001+L 基本参数
外形尺寸 d 120 D B2 C r r1 200 100 84 额定动载荷(N) Cr COr 极限转速(r/min) 脂润滑 油润滑 1800 2.5 0.6 515000 885000 1400 - 36 -
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续3.5
轴承代号 120KBE 2001+L 常数 e 0.37 Y2 2.7 轴向载荷系数 Y3 1.8 Y0 1.8 重量（kg） 11.3 由《机械设计》[4]轴承相关计算关系如表3.6， 当量动载荷 P=X·Fr+Y·Fa
表3.6 静、动向载荷系数 Fa /Fr≤e X 1 Y Y3 Fa /Fr >e X 0.67 Y Y2 当量静载荷Po=Fr+ Yo·Fa Fa= e、Y2、Y3以及的值，参见表3.5 派生轴向载荷 Fa=
Fr
(Y为Fa /Fr >e时的值) 2Y
FrFa
=19.42KN =0.31 P=fp（X·Fr+Y·Fa） 轻轨车辆属于中等冲击，在轨道运行则更加平稳，所以根据表13—6[4]查得载荷系数为fp =1.2 所以 P=1.2（1×104.887+1.8×19.42）=167.8KN （2）轴承寿命 根据环境温度及轴承最高温升得到轴承工作温度<120℃，按照《机械设计》[4]，由表3.7，得 ft=1 表3.7 温度系数ft 轴承工作温度/℃ 温度系数ft ≤120 1.00 125 150 175 200 225 250 300 350 0.95 0.90 0.85 0.80 0.75 0.70 0.60 0.50 滚子轴承ε= 10ftC L10=()ε=420×106r 3P (C为轴承样本中所列的同一型号轴承的基本额定动载荷515000N) - 37 - 太原工业学院毕业设计 由车轮直径0.84m得， 每转一周 S=πd=2.64m 总路程S总= L10×s=109.2万公里 查阅国际铁路联盟（UIC）车辆轴承寿命，轴承寿命与车辆厂修一致，即车辆运行80万公里路程 综上所述，所选轴承满足要求，其基本参数如表3.8： 表3.8 轴承主要参数 名称 轴承型式 内轮直径 内轮宽度 外轮直径 外轮宽度 润滑方式 轴承材质 设计轴重 簧下质量 最高速度 设计寿命 单位 mm mm mm mm KN KN KN/h 万KN以上 规格 日本NSK轴承，120KBE 2001+L,双列圆锥滚子轴承 120 84 200 100 润滑脂 高碳铬轴承钢（全淬透性） GCr15 137.2(13t) 19.6(2t) 120km 80 3.4.2轴箱相关零件确定 轴箱,作为连接轮对与构架的重要零部件，采用了圆锥形橡胶堆一系悬挂结构，其目的是为了简化结构，降低自重及便于组装、维护、检修，有利于提高车辆运行稳定性。由于B型地铁车辆ZMA120型转向架[7]所采用的轴箱，其静强度计算、疲劳强度计算、超常载荷工况应力都符合要求，本设计在此采用其轴箱。由于滚动轴箱启动阻力小，游隙小，维护方便，节油和节省有色金属。所以现代车辆上都采用滚动轴承轴箱。 轴箱体：轴箱体材料为普通铸钢SC450，在内径部分的前盖端部，为了抑制轴承而设有内壁。在下面设有车轴探伤油的排放孔（在需要采取防尘措施时，应用螺栓或橡胶塞等塞住），如图3.9 前盖：轴箱前盖因装用的速度传感器不同而略有差异，为了降低转向架的簧下质量,采用高纯度铝合金铸件AC4CH-T6材料，在轴箱体的安装部位为嵌合结构。 如图3.10 - 38 - 太原工业学院毕业设计 图3.9 轴箱 图3.10 前盖 后盖：轴箱后盖用以固定轴承，基于组装上的原因，上下部分分割并使用螺栓紧固组装，采用铝合金板材A5083P-O，在轴箱体安装部位为嵌合结构，为了固定轴承，在轴箱体的安装上设有间隙（0.5mm），与轴承节油环之间设有1mm左右的间隙，为了防水、防尘，设有迷宫式密封圈。如图3.11 图3.11 后盖 轴箱前盖以及后盖螺栓为M18 - 39 - 太原工业学院毕业设计 3.4.3轴箱定位装置 轴箱定位装置采用圆锥形层叠橡胶弹簧结构，利用橡胶弹簧提供所需要的纵向、横向、垂向3个方向刚度值，实现无磨耗定位，以保证车辆的运行品质，可充分利用橡胶弹簧的非线性特性实现城轨车辆的载客量大而车辆地板面高度变化小的特点，另外橡胶的阻尼特性可起到垂向减振作用，提高了构架的疲劳寿命。 车辆在实际运行中，硫化橡胶内摩擦比金属弹簧大1000倍以上，为降低谐振时的振幅，并使由冲击产生的自由衰减振动尽快停止，弹簧需具备衰减作用，为此，金属弹簧常与液压减震器并联使用，但这仅对低频振动有效，而橡胶弹簧是通过内摩擦起衰减作用的，即橡胶的内摩擦是由橡胶分子和分子之间以及橡胶分子与填充剂之间的相互作用产生的，特别适用与高频振动。正是因为橡胶轴箱弹簧所具备的良好橡胶弹性，以及金属弹簧所没有的阻尼，使它独具特色的承担起这一作用，它对车辆运行中的高频小位移振动和低频大位移振动都有较好的减缓和吸收。 此外，橡胶轴箱弹簧通过产品结构的相应设计，可实现三向刚度的不同匹配（X、Y、Z向），以满足车辆动力学要求，加之无需油压减震器、外形轮廓尺寸小和质量轻，这使得转向架结构简化紧凑及轻量化成为可能，这都是金属弹簧难以实现的。在实际使用中，它的寿命也达到一个可以接受的范围（8-10年），且使用期产品无需维护、状态易于观察监控 轻轨转向架一系悬挂采用在轴箱两侧分别加装一个圆锥橡胶层叠弹簧，如图3.12。圆锥橡胶层叠弹簧在载荷作用下有挠度较大的优点，能够在空车、重载以及低速、高速等不同的使用工况下有效地保证良好的运行舒适度，同时能提供所需的三向刚度，以满足车辆的运行品质要求。单个弹簧最大可承受80KN的垂向力，而其垂向阻尼系数CX可达 10KN·s/m，弹簧上部通过4个螺栓与构架上对应的轴箱弹簧安装座联结，下部用防松螺母和轴箱体联结。安装在转向架上的的弹簧自由高H为310mm,空载时弹簧静挠度为290mm，重载静挠度为240mm，横向刚度Ky为4.3KN/mm，纵向刚度Kx为8.9KN/mm。 因此，地铁及轻轨车辆轴向弹簧广泛采用该类型橡胶轴箱弹簧，图3.12为CBRC深圳地铁轴箱弹簧结构示意图。 - 40 - 太原工业学院毕业设计 图3.12橡胶弹簧示意图 - 41 - 太原工业学院毕业设计 4.转向架其他相关装置 4.1二系悬挂装置 目前，我国轻轨采用的都是无摇枕结构式的转向架。无摇枕结构致使车体将直接落于空气弹簧上，通过中心牵引销传递牵引力和制动力，并加设抗蛇行运动减震器，以充分保证列车高速运行的稳定性。无摇枕转向架的二系悬挂系统由空气弹簧系统、横向止挡和油压减震器等组成。由于作为中央悬挂系统关键部件的空气弹簧承担了原来摇动台的全部作用，因此对其纵向、横向和垂向刚度均有严格要求。 4.1.1二系悬挂结构组成及作用 二系悬挂系统是由2组空气弹簧系统、横向止挡、横向减震器等组成。每组空气弹簧均设有1套高度控制阀，保证空簧的高度，2组空气弹簧间设有差压阀，保证当任1空气弹簧失去压力时，该转向架另一个空气弹簧也要立即放气。要求采用横向大变位、低刚度的空气弹簧，利用其良好的横向特性，可代替传统转向架中摇枕的作用，达到简化结构和轻量化目的的同时，保证车辆性能。同时在空气弹簧和附加空气室间设有节流阀，利用节流阀可调阻尼有效的衰减垂向振动而代替二系垂向液压减振器 。为了提高车辆的舒适性并限制车体的横向位移，在车体中心牵引销和构架之间设有横向减震器和非线性的横向止挡[14]。 （1）空气弹簧 空气弹簧采用大挠度、高柔性的自由膜式，由胶囊和应急橡胶堆组合而成。胶囊的上下口为密封结构。 图4.1 空气弹簧结构图 - 42 - 太原工业学院毕业设计 （2）横向油压减震器及横向止挡 横向减振器，安装在转向架构架与中心销之间，横向减振器和两个弹性止挡用于缓冲及控制车体的横向运动 图4.2 SF型油压减振器的组成 1—压板 2—橡胶垫 3—套 4—防尘罩 5、8—密封圈 6—螺盖 7—密封盖 9—密封托垫 10—密封弹簧 11—缸端盖 12—活塞杆 13—缸体 14—储油筒 15—芯阀 16—芯阀弹簧 17—阀座 18—涨圈 19—阀套 20—进油阀体 21—锁环 22—阀瓣 23—防锈帽 24、25—螺母 4.1.2二系悬挂系统的选定 参照SW-220型转向架二系悬挂结构[15]作为本设计二系悬挂的选定，其空气弹簧上盖板设有进气口，车底供风系统通过高度控制阀向空气弹簧供风；下部通过进气 - 43 - 太原工业学院毕业设计 口插入构架的附加空气室中，进气口为圆柱面并用O型密封圈密封，构架横梁内的空腔与附加空气室相连作为空气弹簧附加气室的一部分。附加空气室的作用是增大空气弹簧的总体积，降低垂向刚度值。为了使空气弹簧在无气时能保证转向架能够安全运行，下支座上面设有特殊的摩擦板，以提高转向架通过曲线的能力，同时应急橡胶堆承担垂向载荷，以确保车辆运行安全。应急橡胶堆内设置有固定阻尼孔，以提供二系垂向阻尼。空气弹簧的横向跨距1930mm，其本身具有足够的抗侧滚能力，故可不设抗侧滚扭杆。SW-220型转向架二系悬挂结构如下图所示。 图4.3 SW-220型转向架二系悬挂结构 1、空气弹簧高度调整连杆结构2、抗蛇行减震器与构架连接座3、抗蛇行减震器4、抗蛇行减震器与车体连接座5、空气弹簧组成6、上进气口及连接管道7、横向油压减震器8、牵引拉杆节点9、横向止挡 4.2基础制动装置 城轨车辆转向架的基础制动在作用方式上可分为踏面制动和盘形制动，踏面制动是传统的制动方式，它是采用闸瓦压紧车轮踏面产生制动进行制动的，因此在制动中不可避免的对车轮踏面产生影响，这种影响包括机械磨损和热影响两个方面，前者加速踏面磨损降低车轮使用寿命，后者则使车轮承受周期热负荷，导致踏面的热疲劳和剥离，严重时使车轮产生迟缓造成安全事故。制动功率越大，踏面制动时对踏面的影响也就越大，当功率达到一定值时，制动闸瓦和车轮将不能吸收全部的 - 44 - 太原工业学院毕业设计 热容量。因此踏面制动只能在中低速城轨车辆上。 4.2.1轻轨制动系统具备的条件 对于轻轨及地铁基础制动系统必须具备以下3个条件： (1)基础制动系统必须承担巨大的制动载荷，随着列车的高速化发展，其对制动系统有了更高的要求。 (2)基础制动系统必须安全可靠。 (3)基础制动系统必须在高速列车制动时，充分利用轮轨黏着性，缩短制动距离。 4.2.2制动装置的组成及选定 盘形制动主要包括制动盘和制动钳，安装在制动夹钳上的制动闸片与制动盘共同组成一对摩擦副，并通过摩擦制动盘表面将制动能量转换为热能释放。 （1）制动盘 本设计参考了广州地铁4号线车辆的轴装制动盘[13]，其制动盘皆为灰口铸铁制成，是具有径向排布散热筋的环形铸件。轴装制动盘包括带有散热筋的摩擦盘、盘毂和挡圈，安装在车轴外侧。盘毂采用过盈配合安装在轮轴上，摩擦盘在设计过程中额外考虑到轻量化的要求，摩擦盘的可磨耗厚度皆为7mm，其外径为530mm，内径为270mm，并通过挡圈压紧在盘毂上，挡圈与盘毂之间通过12个径向排列的螺栓连接。摩擦盘安装孔径比螺栓大，只承受紧固力，而不承受剪切力。制动盘结构如图4.4所示。 图4.4 制动盘 - 45 - 太原工业学院毕业设计 (2)制动夹钳 每个车轴安装2个制动夹钳，其中一个带停放功能，在转向架上形成斜对角布置，停放制动可以充风自动缓解停放制动，并恢复停放制动的正常工作，其中广州地铁3号线采用RZS型制动夹钳，4、5号线车辆采用WZK型制动夹钳。两种制动夹钳的不同之处主要有两点： ①结构方式不同。对于带有停放制动的制动夹钳，3号线制动夹钳的停放制动缸安装在夹钳侧面，而4、5号线车辆制动夹钳的停放制动缸位于夹钳的下方 性能参数也有所不同，由《盘形制动在广州地铁车辆上的应用》和表4.2. 表4.1 制动夹钳常用单元制动性能参数比较 参数 3号线车辆制动夹钳 4、5号线制动夹钳 F=（10×c×131.6-630）×11.41×0.97 48 110 70 530 790 3 4 1.1 350 78 -40 — +80 ±25 60 制动力F/N，（其中c为制动缸气压） F=（10×c×142.7-500）×8.58×0.97 0.38MPa对应制动闸片总作用力/KN 最大允许制动盘的厚度/mm 最大允许制动闸片总作用力/KN 最大允许工作压力/KPa 最大允许测试压力/KPa 在缓解位置的最大测试压力/KPa 每个制动闸片的最大行程/mm 无反作用力下每次行程的最大复位距离/mm 每个制动闸片的面积/㎝ 相对制动闸片的最大调整量/mm 允许温度范围/°C 轴在运行中相对中心安装的最大允许侧向运动（减去安装公差）/mm 夹钳质量/kg 2[13] ，可得到表4.1 41 135 60 540 810 3 5.5 1.1 400 83 -40 — +80 ±10 91 表4.2 制动夹钳单元停放制动性能参数比较 弹簧制动力/KN 最小缓解压力/KPa 3号线车辆制动夹钳 37.9 310 4、5号线车辆制动夹钳 60 480 由表4.1和表4.2可知，4、5号线车辆制动夹钳相对3号线车辆制动夹钳具有体积小，质量轻，效率高等特点，因此，优先选用WZK型制动钳 - 46 - 太原工业学院毕业设计 (3)制动闸片 由于制动闸片的应用不同，其形状、几何尺寸与制动闸片支架连接方式和材料性能也有所不同。广州地铁3号线采用的是按照UIC标准设计的圆弓形制动闸片，如图4.5。该制动闸片为上下两半组成，上下两半对称设计，并布置十字交叉形沟槽。制动闸片上的沟槽除了用于减少摩擦副上水分的影响，还有排污功能，制动过程中摩擦副产生的脱落物可以通过沟槽快速排出，使摩擦副的制动特性更加稳定。其尺寸参照广州地铁3号线尺寸：制动闸片厚度24mm，尺寸面积400㎝2 图4.5 广州地铁3号线制动闸片 制动闸片的材料选择须满足规定的性能和环保要求，并减少因制动闸片磨光以及受温度、湿度影响而导致的制动闸片与制动盘面间摩擦系数的衰减及对环境的污染。其中3号线制动闸片材料为Jurid878,其摩擦系数为0.35. - 47 - 太原工业学院毕业设计 5.结论与展望 5.1主要设计结论 本设计在分析了国内外先进转向架技术特点的基础上，总结出了发展轻轨转向架的技术模式，设计出了一种适合我国铁路国情的轻轨转向架结构方案，确定了转向架的技术参数，在对转向架的构架、车轴、轮对、滚动轴箱装置进行具体设计的基础上，对转向架的构架和车轴进行了应力计算，完成了强度、刚度的校核；对二系悬挂及制动装置进行了结构选取，已达到轻量化、国产化的设计要求。通过上面的设计分析，得到以下结论： （1）轻轨转向架的轻量化、国产化是解决普及城轨交通运输的有效途径。本次设计的转向架有如下技术特点：采用H型焊接构架，有效地提高了构架的刚度及强度，其轻量化的特点也保证了车辆良好的横向运动稳定性；采用一系悬挂方式，降低了转向架的簧下质量；采用空气弹簧支承车体，提高了车辆的运动稳定性，配合横向液压减震器有效地抑制了车体的侧滚运动。采用盘形制动，为列车的高速运行提高了安全保证。 （2）尽管理论分析满足受力复杂的构架和受力严重的轮对相关设计标准，但由于时间和精力的原因，没有对转向架的主要零、部件进行疲劳寿命分析，这是今后工作中要进一步研究的方面。 （3）随着车辆动力学的深入研究和新型轨道交通的革命创新要求的不断提高，铁道车辆领域向力学界和软件工程提出了更高要求，引用新知识、新理论及先进的动力学仿真软件已成为目前铁道车辆总体设计、参数优化和疲劳校验等方面不可或缺的手段。 5.2展望 本设计着重针对转向架的构架、车轴结构设计及强度、刚度分析，对于其他零部件没有进行结构参数、车辆力学性能和强度分析优化。因此，在以后的工作中会加强对以下几个方面的学习和研究： （1）对转向架各部件进行细化分析，确定各个部件的技术参数及可优化方案。 - 48 - 太原工业学院毕业设计 （2）学习利用动力学分析软件，对转向架各部件的动力性能进行分析。 （3）由于构架、车轴、轮对是对疲劳寿命要求比较高的受力部件，今后将在这方面对其进行疲劳寿命分析、校验，以达到实用性、经济性较高的设计要求。 另外，如果能够研制出克服隧道鼓振这一世界性难题的新型列车，那将是车辆史上一个革命性的成果。 由于作者水平有限，加之轻轨作为一个高知识领域的科技产品，对转向架的疲劳寿命分析、力学性能分析、车辆运行测试本身就是一个极其复杂的最优求解过程，需要较深厚的理论知识储备和丰富的实践经验积累，其在运行中的各部件性能分析非常困难，本设计在这些方面的研究深度和广度还远远不够，因此，在以后的工作中还需进一步努力，加强对这方面的研究。 - 49 - 太原工业学院毕业设计 参考文献 [1]蒋学忠.车辆学[ M].北京：人民铁道出版社.1980 [2]刘盛勋,赵邦华主编.车辆设计参考手册・转向架[M].北京：中国铁道出版社.1988 [3]刘申全,黄璟主编.工程力学（下册）[M].北京：兵器工业出版社.2007 [4] 濮良贵,纪名刚主编.机械设计(第八版) [M].北京：高等教育出版社.2006 [5]TB/T2705-1996.车辆车轴设计与强度计算方法[S]. 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[16]陈喜红.国内外地铁车辆技术的发展趋势[J].电力机车技术，2002（6）. - 50 - 太原工业学院毕业设计 致谢 本设计是在我尊敬的李雅青老师悉心的指导下完成的，李老师本着严谨的治学态度、饱满的工作热情、积极的工作态度、以身作则的工作方式以及诙谐幽默的人格魅力一直深深的感染和激励着我。无论在学习、生活还是工作中，李老师都是我学习的榜样和楷模，在传授知识的同时给了我许多人生的启迪，使我受益良多，终身难忘。在此，向李老师致以深深的敬意和衷心的感谢！ 由于本次设计运用了诸多大学的专业基础知识，在此，感谢机械工程系的其他老师在我做设计期间的大力支持和热心帮助。感谢刘申全老师，他在工程力学上给予我极大的帮助和指导；感谢梁雅琴老师、孙舒婷老师和许鑫老师在专业知识上给予我很大的帮助，在此表示感谢！ 设计的完成还要感谢那些一直关心和支持我的同学们：感谢刘少博、贺小亮、何金宇、黄珏、孙科、邵特、邢林林、王周星。他们在学业和生活上给予我很大的帮助，在此向他们表示我最诚挚的谢意！ 踩着六月的尾巴，本次毕业设计也在离别的钟声响起的时候接近尾声，通过这次设计我明白了人生中不可或缺的东西——毅力，在以后的工作中，我会一如既往的燃烧心中的热情，不断进取，创造一片属于自己的美好天地。 - 51 - 太原工业学院毕业设计 附录 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 计算截面抗弯截面模量 车辆自重引起的垂向静载荷 车辆载重引起的垂向静载荷 轴荷重 车轮直径 车轮滚动圆半径 车辆重心至车轴中心线距离 左右轴颈载荷作用线间距离 左右车辆滚动圆中心线距离 横向载荷 左轴颈上作用的垂向总载荷 右轴颈上作用的垂向总载荷 左车轮的横向反力 左车轮的垂向反力 右车轮的垂向反力 校核截面至 P作用力的距离 P至b-b截面的距离 P至o-o截面的距离 P至c-c截面的距离 P至d-d截面的距离 校核断面直径 b-b截面 o-o截面 c-c截面 d-d截面 校核截面弯矩 校核截面应力 强度安全系数 校核截面疲劳许用应力 垂向动载荷系数 横向动载荷系数 - 52 - W Wb Wo Wc Wd QC G T DX r h L s H P PR F RA RB L Lb Lo Lc Ld d db do dc dd M б-1 N [б-1]G az ay m 3m 3m 3m 3m KN KN KN m m m m m KN KN KN KN KN KN m m m m m m m m m m KN•m MPa MPa 3 -4 2.5×10 -4 4.4×10 -4 1.7×10 -42.5×10 187.175 127.4 0.84 0.42 1.6 1.930 1.493 33.168 104.887 49.895 33.168 126.265 28.517 0.37 0.227 0.12 0.965 0.137 0.165 0.12 0.137 见表3.4 见表3.4 见表3.4 见表3.4 0.4 0.3 因篇幅问题不能全部显示，请点此查看更多更全内容