【正文】 車輛最大高度（mm）4494車輛定距（mm）8050軸重（t）每延米載重（t）罐體工作壓力（MPa）商業(yè)運營速度（km/h）120通過最小曲線半徑(m)145車輛使用的環(huán)境溫度(℃)40~+50限界罐體結(jié)構(gòu)直錐圓截面斜底空車重心高（mm）1399重車重心高（mm）2266全車制動倍率全車制動率（定壓500 MPa）空車（%）重車（%） 主要結(jié)構(gòu)GQ70型大容積輕油罐車為無中梁全鋼焊接結(jié)構(gòu)，全車由罐體、牽枕、制動裝置、車鉤緩沖裝置、轉(zhuǎn)向架、側(cè)梯及操作臺等組成[9]。圖21 罐車結(jié)構(gòu) 罐體GQ70型鐵路罐車采用無中梁結(jié)構(gòu)。罐體材質(zhì)選用Q345A低合金鋼板，由上、下罐板與封頭組焊成直筒式結(jié)構(gòu)：罐體中部內(nèi)徑3150 mm，壁厚10 mm，材質(zhì)為Q345A；封頭為1：，內(nèi)徑為3050mm，壁厚10 mm， 材質(zhì)為Q295A。罐體上板厚8mm，下板厚10mm。罐體頂部設置一個人孔，兩個呼吸式安全閥，底部設有聚液窩，罐體內(nèi)部設置內(nèi)梯，罐車一位端設置外梯，罐頂設有走板，人孔周圍設有工作臺及安全欄桿，欄桿安裝于走板外側(cè)，其高度為530mm，罐體外部焊有連接板，便于牽引梁、枕梁和制動吊與罐體焊接。 牽枕裝置牽枕裝置是在G70罐車運用經(jīng)驗的基礎(chǔ)上，對枕梁進行了改進而成[10]。是由牽引梁、枕梁、側(cè)梁、端梁等零部件組成的焊接結(jié)構(gòu)，其中牽引梁采用09v材質(zhì)的310mm型乙字鋼，側(cè)梁采用Q235A材質(zhì)的160mm槽鋼，枕梁側(cè)柱采用美國鐵路罐車常用的鋼管支撐結(jié)構(gòu)，其余均為鋼材沖壓件，板材材質(zhì)為Q295A低合金高強度結(jié)構(gòu)鋼。牽引梁為兩乙字鋼焊接結(jié)構(gòu)。枕梁包角為120度，由下蓋板與單腹板組成變斷面“上”字形焊接結(jié)構(gòu)，其中，增厚枕梁腹板降低應力峰值，并提高對枕梁腹板與牽引梁腹板連接焊縫的質(zhì)量要求。在罐體封頭與牽引梁之間設有楔形連接板：上心盤與后從板座采用整體鑄鋼結(jié)構(gòu)，并與牽引梁焊接。圖22 牽枕裝配（主要由牽引梁裝配，枕梁裝配，邊梁裝配和端梁裝配等組成） 制動裝置設有風制動和手制動裝置。風制動選用已批量裝車使用的120貨車制動機系統(tǒng)，主要包括：120型貨車空氣控制閥、254254旋壓密封式制動缸、KZW4G系列空重車自動調(diào)整裝置、ST2250型雙向閘調(diào)器、副風缸、降壓風缸、加速緩解風缸、不銹鋼制動管系。手制動機采用鐵道部推廣使用的NSW型手制動機。這種手制動機具有制動、緩解、調(diào)力制動和鎖閉的功能，制動力大、結(jié)構(gòu)緊湊、重量輕等特點。 車鉤緩沖裝置我國目前鐵路貨車車鉤主要有13號、13A型、16號和17號車鉤4種，其中16號和17號車鉤主要用于25噸軸重貨車，可不作考慮。在13號、13A型車鉤中，考慮到13A型車鉤鉤舌、鉤體強度高，鉤舌耐磨性好，可有效降低列車的縱向沖動，改善列車的縱向動力學性能，延長車輛及零部件的使用壽命，較為適應我國鐵路運輸提速、重載的需要，我們選用13A型上作用c級鋼車鉤、鉤尾框。我國21噸軸重通用貨車采用的緩沖器主要是ST型和MT3型緩沖器。ST型緩沖器結(jié)構(gòu)簡單、零部件少、重量輕，成本較低。但MT3型緩沖器性能較優(yōu)，可靠性高。兩者的主要性能參數(shù)見下表： 緩沖器性能對比從上表可看出，MT3型緩沖器容量較大，適應的沖擊速度較高，雖然成本較高，但從提速、重載后的安全角度出發(fā)應予選用。圖23 鉤緩裝置（采用E級鋼17號車鉤及E級鋼鉤尾框，采用MT3型緩沖器） 轉(zhuǎn)向架我國原有貨車大量采用轉(zhuǎn)8A型轉(zhuǎn)向架，其優(yōu)點是結(jié)構(gòu)簡單、檢修方便。但由于存在抗菱剛度低、車體與轉(zhuǎn)向架間的回轉(zhuǎn)阻力矩小、斜楔減振裝置減振能力弱、車體側(cè)滾阻力矩小以及搖枕彈簧靜撓度偏小且疲勞強度差等原因，造成大部分貨車的運行速度僅為70km/h左右，嚴重制約客車速度的提高，已不能滿足貨車120km/h提速的發(fā)展要求。由于鐵道部招標車一般要求裝用轉(zhuǎn)K2或轉(zhuǎn)K4型轉(zhuǎn)向架，其配件供應充足，利于以后的管理與檢修。因此，我們對兩種轉(zhuǎn)向架的裝用均進行了設計，裝用轉(zhuǎn)K2型轉(zhuǎn)向架的新型罐車定型為G75K，裝用轉(zhuǎn)K4型轉(zhuǎn)向架的新型罐車定型為G75H。轉(zhuǎn)K2型轉(zhuǎn)向架在兩側(cè)架間安裝了彈性下交叉支撐裝置，交叉桿從搖枕下面穿過，4個端點用軸向橡膠墊與焊在側(cè)架上的支撐座連接。側(cè)架、搖枕采用B級鋼材質(zhì)鑄造。減振裝置裝用整體式斜楔，基礎(chǔ)制動裝置為中拉桿結(jié)構(gòu)，車體上拉桿越過搖枕與轉(zhuǎn)向架游動杠桿連接。中央懸掛系統(tǒng)采用兩級剛度彈簧，上、下心盤之間安裝心盤磨耗盤。裝用雙作用常接觸彈性旁承,采用高摩合成閘瓦。轉(zhuǎn)K4型轉(zhuǎn)向架結(jié)構(gòu)上屬于三大件式轉(zhuǎn)向架，其結(jié)構(gòu)簡單，車輪均載性好，檢修維護方便。裝用類似客車轉(zhuǎn)向架的搖動臺擺式機構(gòu)，提高了車輛的橫向動力學性能，降低了輪軌間的磨耗，提高了車輛運行品質(zhì)。擺動式轉(zhuǎn)向架搖枕位置下移，側(cè)滾中心降低，加強了對側(cè)滾振動的控制；振擺轉(zhuǎn)動中心降低，有效地提高了車輛爬軌和脫軌的安全性，尤其是對高重心的貨車和空車，大大提高了其脫軌安全性。裝用常接觸式彈性旁承，上、下心盤之間安裝心盤磨耗盤，采用兩級剛度彈簧。根據(jù)鐵道部于2003～2004年問組織的提速貨車環(huán)形線120km/h可靠性試驗結(jié)果，可知經(jīng)第一階段18萬公里的運行，轉(zhuǎn)K2型轉(zhuǎn)向架的可靠性高于轉(zhuǎn)K4型轉(zhuǎn)向加。鑒于此原因，在樣車試制中，優(yōu)先裝用了轉(zhuǎn)K2型轉(zhuǎn)向架。圖24 轉(zhuǎn)K6型轉(zhuǎn)向架 側(cè)梯及操作臺車輛兩側(cè)設有攀登罐頂?shù)膫?cè)梯；罐頂人孔周圍設有操作臺及防護欄桿。圖25 安全附件 罐體的受力分析對罐車進行傳統(tǒng)設計首先需對其工作的載荷狀況進行分析。在罐體上主要作用有下列載荷[11]： 內(nèi)壓力1．過壓力由于所裝液體貨物的蒸發(fā)或罐體裝有過壓(超過大氣壓力)的貨物(例如在液化氣體罐車中)所產(chǎn)生的內(nèi)壓力，其最大壓力的數(shù)值按安全閥的調(diào)整值確定。2．縱向液體沖擊力由于縱向慣性力造成液體沖擊的結(jié)果。當縱向慣性力均勻的分布在端板的垂直投影面(垂直于罐體)上時，內(nèi)壓力為： （）式中——罐體圓筒部分的半徑： （）——第一和第二計算工況的縱向載荷 ；——罐體內(nèi)貨物的重量；——罐車總重。（縱向力是指列車在各種運動狀態(tài)時車輛間所產(chǎn)生的壓縮和拉伸的力， 在計算和試驗一般客車強度時，僅按第一工況的載荷組合方式進行，貨車必須按第一種工況和第二種工況的載荷組合方式進行。第一工況縱向拉伸力取客車為980kN，貨車為1125kN；壓縮力取客車為1180kN，貨車為1400kN 該力分別沿車鉤中心線作用于車輛兩端的前后從板座上，這種力產(chǎn)生的應力與垂向總載荷，側(cè)向力，扭轉(zhuǎn)載荷等所產(chǎn)生的應力相加(裝運散粒貨物的車輛還應加上側(cè)壓力產(chǎn)生的應力) 其和不得大于第一工況的許用應力(見表 1)第二工況縱向壓縮力取為2250kN ，該力有二種作用方式： 一是沿車鉤中心線作用于車輛兩端的后從板座上； 二是沿車鉤中心線作用于車輛一端的后從板座上，而為車輛及其所載貨物的慣性力所平衡。貨車的走行部分和車體構(gòu)件都必須考慮車體總重(車體靜載重與車體自重之和)所產(chǎn)生的慣性力的影響，該慣性力沿車體縱向作用在車體( 包括貨物) 的重心處，其大小按式() 計算 ()式中 Ng 車體總重產(chǎn)生的慣性力，kN由這兩種作用方式產(chǎn)生的應力分別與垂向靜載荷產(chǎn)生的應力相加(裝運散粒貨物的車輛還應加上側(cè)壓力產(chǎn)生的應力) 其和不得大于第二工況許用應力()計算重載貨車和高速客車時，其第二工況最大縱向壓縮力 Nx 允許依列車所用機車(或組)的最大起動牽引力按附錄 F(提示的附錄)所推薦的方法加以確定。） 金屬零件許用應力表 Mpa3．罐體試驗壓力壓力發(fā)生在沒有和的時候。因此內(nèi)壓力的計算值為或。按照車輛強度規(guī)范。應該注意到壓力達到按()式所示數(shù)值只是在承受慣性力作用的端板附近。根據(jù)車輛強度計算規(guī)范的規(guī)定，這個壓力沿罐體長度至另一端端板按線性規(guī)律縮減到零。因為力可以改變自己的方向，所以假定罐體任意截面上的最大計算壓力按下式確定： （）式中——由罐體端板到所研究的截面的距離，其變化范圍從0到；——罐體圓筒部分的長度。我們用表示在罐體所研究的截面上的最大內(nèi)壓力數(shù)值（或+）。 外部過壓力在罐體內(nèi)出現(xiàn)負壓(真空)時，罐體承受外部空氣的大氣壓力，這是由于蒸罐之后蒸汽凝結(jié)成液體，或是在沒有打開人孔蓋的情況下進行卸貨的結(jié)果。按照車輛強度計算規(guī)范的規(guī)定，罐車殼體外部的過壓(在真空時)計算值取為0．05MPa，在這樣的壓力應該保證殼體的穩(wěn)定性。 垂直力1)罐體內(nèi)貨物的重量；2)罐體以及固定在罐體上零件的自重；3)垂直動載荷 （）式中——垂直動荷系數(shù)。 （）式中——車輛在垂向靜載荷下的彈簧靜撓度(彈簧自由狀態(tài)的高度，減去壓上載荷之后的高度。對于變剛度彈簧，靜撓度值為垂向靜載荷與相應載荷下的彈簧剛度之比)，mm；——車輛的構(gòu)造速度（試驗速度是可以超過構(gòu)造速度的，是一種試驗工況下的運行速度。構(gòu)造速度又稱結(jié)構(gòu)速度，是考慮到車體、轉(zhuǎn)向架結(jié)構(gòu)強度等而限定的運行速度，正常狀況下的最大運行速度絕對不能超過構(gòu)造速度），km/h；——系數(shù)，；——系數(shù)，；——系數(shù)，簧上部分（包括搖枕），簧下部分（輪對除外）；——系數(shù)，簧上部分（包括搖枕），簧下部分（輪對除外）。載荷的總和為 （）在第一工況下，其垂直動載荷很小，可不予考慮。 側(cè)向力（離心力和風力）如果在設計任務書中沒有特殊規(guī)定離心慣性力，則客車按垂向靜載荷的10％取值；貨車按垂向靜載荷的7．5％取值。在計算離心慣性力時，建議將車體和轉(zhuǎn)向架分別加以考慮。車體和轉(zhuǎn)向架重心高度按下式計算： （）式中——車輛(或車體、轉(zhuǎn)向架等)重心距軌面高，mm；——車輛(或車體、轉(zhuǎn)向架等)各部件重心距軌面高，mm；——所裝貨物重心距軌面高，mm；——車輛(或車體、轉(zhuǎn)向架等)各部件的質(zhì)量，t；——車輛(或車體、轉(zhuǎn)向架等)質(zhì)量，t；——裝貨物的質(zhì)量(計算轉(zhuǎn)向架重心時，無此值)，t。為了簡化計算，也可假定轉(zhuǎn)向架重心位于輪軸中心線同一高度上；車體重心距輪軸中心線的垂向高度：客車為1600mm，貨車為1800mm。風力按單位風壓乘以車體(或轉(zhuǎn)向架)的側(cè)向投影面積計算。風力合力作用于投影面積的形心上，單位風壓力可取540Pa。在計算或試驗車體側(cè)梁、枕梁以及側(cè)墻的強度時，可不旋加側(cè)向力而以加大垂向載荷來考慮側(cè)向力的影響。垂向載荷增加數(shù)值：貨車為垂向靜載荷的10％，％。 縱向載荷在計算無底架罐車時要考慮縱向載荷(牽引沖擊力)。在有底架的罐車中，罐體以其兩端自由地支持在底架上，縱向載荷由底架承受，只是部分地傳給位于罐體中部的罐體與底架的固結(jié)處。 罐體的設計計算下面確定上述載荷所引起的應力，以及評價真空時罐體的殼體穩(wěn)定性。罐體受內(nèi)壓P的作用所引起的應力，可以按照殼體無矩理論的公式來計算。這種不承受彎矩的殼體，有時稱作薄膜，而在殼體內(nèi)的應力(按不考慮彎矩來確定)稱為薄膜應力。圖26 罐體計算簡圖罐體圓筒部分的薄膜應力為：在橫向截面I—I內(nèi)（）[12] （）在縱向截面II—II內(nèi)(沿母線的截面) （）式中——罐體圓筒部分的半徑和壁厚。球面端板中的薄膜應力 （）式中——端板的半徑和壁厚。把相應的R和h值代入這些公式中就可以確定罐體中的薄膜應力。按(2．8)～(2．10)式計算由于內(nèi)壓力引起的應力，可以正確地評價罐體中離開殼體截面急劇變化處(搭接焊縫、罐體圓筒部分與氣包以及與端板的連接處、底板中為使貨物能全部卸出而做成的傾斜部分等等)和離開罐體支承區(qū)足夠遠的其它所有地方的應力狀態(tài)。在罐體具有局部彎曲的那些地方，局部彎曲所引起的應力相當大，因此應當加以考慮。在鐵路現(xiàn)代化的罐車結(jié)構(gòu)中，采用對接代替搭接，用小氣包代替大氣包，這樣就顯著的降低了上述局部應力。罐體圓筒部分與端板連接處的局部應力計算，可按結(jié)構(gòu)力學的方法與薄殼理論相結(jié)合的方法來進行。發(fā)生在罐體筒體與端板連接處的最大應力可按經(jīng)驗公式計算。作用在罐體上的垂直載荷可以看作均布載荷，其載荷強度為： （）公式中所用的符號含義同前，并且對于第一載荷工況，如前所述。圖27 罐體拉壓載荷圖把罐體當作支承在兩個支點(罐體兩端的支點)上的梁來研究，可以近似地確定由于這些載荷所引起的應力，即罐體橫截面上的應力為：