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車輪作為鐵路貨車的重要承載部件，其可靠性與列車的安全運行密切相關。隨著軸重的增加，對車輪的靜強度和疲勞強度也提出了更加嚴格的要求。運行過程中的車輪承受多種復雜的載荷，輪軌間作用力、制動過程中由摩擦產生的制動熱負荷、輪軸間過盈配合、高速旋轉引起的離心力等對車輪的應力分布都有很大的影響。本文對25 t軸重100 km/h貨車車輪進行了有限元分析。在進行車輪強度分析時考慮了輪軸間過盈配合的影響，使計算結果更接近車輪實際工作情況。
我國鐵路的貨運速度由80 km/h左右提高到100km/h，車輛軸重也由21 t提高到23 t及25 t，速度和載重的提高增加了車輛制動功率以及輪軌動作用力，對車輛轉向架提出了更高的要求。因此，本文以25 t軸重100 km/h貨車車輪(新型輕量化S形輻板車輪)為研究對象。該輪新輪直徑為840 mm，磨耗到限時直徑為786 mm。由于磨耗到限車輪比新輪的工作環(huán)境更加惡劣，故本文對磨耗到限車輪進行了強度分析。鐵道車輛輪軸裝配采用過盈配合的方式組裝，其過盈量控制在輪轂孔直徑的0.8‰ ～1.5‰之間，本文取其最大值(過盈量為0.315 mm)。
根據UIC 510-5:2003《整體車輪技術認證》和EN 13979—1:2001《鐵路應用輪對和轉向架車輪技術認證方法第1部分:鑄鋼和碾鋼車輪》，計算工況分為以下4個：
(1)垂直靜載荷工況：垂直靜載荷p+過盈量Δ；
(2)直線運行工況：垂直動載荷p1+過盈量Δ+最高運行速度對應的角速度；
(3)曲線運行工況：垂直動載荷p2+橫向動載荷H2+過盈量Δ+最高運行速度對應的角速度；
(4)道岔通過工況：垂直動載荷p3+橫向動載荷H3+過盈量Δ+最高運行速度對應的角速度。
為使車輪滿足運用要求，車輪各關鍵點的VonMises應力應小于車輪的許用應力值。該車輪材料為CL60，靜強度許用應力為307 MPa。但是，在輪轂邊緣處，由于過盈配合以及孔邊緣應力集中，使得該位置的應力較高。孔邊的高應力范圍較小，不會對車輪構成危害，并且車輪從未在該處發(fā)生失效，所以輪孔邊緣的靜強度許用應力為418 MPa。
由圖和表可以看出，垂直靜載荷工況和直線運行工況關鍵部位的最大等效應力很接近，都為310 MPa，曲線運行工況車輪的最大Von Mises應力達到337 MPa，而道岔通過工況也達到322 MPa。以上4種工況的最大應力都發(fā)生在輪軸接觸處，各工況的最大應力都小于輪轂孔邊緣的靜強度許用應力(418 MPa)，并且除輪轂孔邊緣外，其他位置的VonMises應力均小于車輪材料的許用應力(307 MPa)，因此各工況的靜強度均滿足要求。輪軸接觸面沿軸向應力分布總體趨勢為中部低、端部邊緣高。由于輪轂孔應力集中，最大應力值出現在輪轂孔邊緣處由于車輪的轉動，其上各點的應力均呈三向交變應力狀態(tài)。有關文獻指出，結構產生疲勞裂紋的方向與最大主應力方向相互垂直。因此，根據疲勞破壞的這個顯著特點，將三向應力狀態(tài)轉化為單向應力狀態(tài)，計算應力循環(huán)的平均應力和應力幅值，根據制造材料的修正Goodman曲線進行車輪疲勞強度的評定。車輪疲勞強度的評定方法如下：
(1)確定車輪在不同載荷工況作用下的主應力值和方向；
(2)將所有載荷工況作用下的最大主應力方向確定為基本應力分布方向，其值為計算最大主應力σmax，計算其與結構基準線的夾角α；
(3)將在其他載荷工況作用下的三向主應力投影到基本應力分布方向上，將其投影值最小的應力值確定為最小主應力σmin。根據上述方法得到了最大和最小主應力值，按下式計算平均應力σm和應力幅σa；
根據文獻中的車輪材料特性，得到了Haigh形式的修正Goodman疲勞極限圖，并使用該圖校核車輪各關鍵部位的疲勞強度。
由圖可見，在機械載荷作用下，25 t軸重重載貨車磨耗到限車輪各關鍵部位的應力幅均低于材料的允許范圍，該車輪的疲勞強度滿足要求。此外，該車輪各區(qū)域都有一定的應力幅裕量，疲勞薄弱部位位于輪對內側輪輞與輻板過渡處和輪轂與輻板過渡處。
計算結果表明，在各種機械載荷工況下，25 t軸重重載貨車磨耗到限車輪關鍵部位的等效節(jié)點應力均低于CL60鋼的許用應力，車輪靜強度滿足要求；使用UIC推薦的車輪疲勞強度評定方法，對該車輪在機械載荷作用下的疲勞強度進行了校核，其疲勞強度滿足設計要求。需要指出的是，本文只考慮了機械載荷作用下的強度，未考慮制動熱載荷的影響。
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