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随着“一带一路”战略的逐步推进，可变轨距高速动车组已成为我国发展跨不同轨距国家联运的战略性选择，相关研究及产业化已然起步。与传统轮对相比，可变轨距轮对最大的特点是，轮轴之间不再为过盈配合，而是代以间隙配合，来实现车轮沿车轴的滑动，即变轨距。具体设计时，多采用设置花键副的方式实现间隙配合，并通过花键、锁死机构等的配合来实现转矩在轮与轴之间的传递和轮轴相对位置固定，保证变轨距结束后轮对的可靠运行。花键副是变轨距轮对中传递扭矩的关键部件，通常采用渐开线齿形。可以想象，在变轨距轮对服役过程中，其花键副会因配合间隙而不可避免地发生接触面间相对滑移，或造成接触面磨损与接触疲劳，恶化内外花键配合的同时，引发各种振动和噪声问题。极端情况下，甚至会发生齿面压溃或齿根断裂等严重失效，威胁行车安全。欲研究这些问题，其关键之一是准确分析变轨距轮对运行过程中的花键副瞬态接触行为。本文旨在为上述关键点建立一种可行的分析模型。
论文首先介绍了世界范围内的轨距差异，以及利用变轨距列车实现不同轨距铁路联运的优势，亦总结了各国变轨距轮对技术的发展现状。总结发现，轮轴间花键副配合的可靠性是实现变轨距轮对长期平稳运行的关键。随后，对国内外渐开线花键副的研究成果进行了归纳，指出了以往分析手段的不足，阐明了建立包含渐开线花键副的变轨距轮对—轨道耦合瞬态分析模型的必要性。以上构成了第一章的主体内容。
因设计保密，我国正研发的变轨距转向架相关细节尚无法公开，故论文第二章中首先参照国标，完成了变轨距轮对渐开线花键副的粗略初步设计，展示了其详细几何参数，并对花键副承载状态进行了简要分析。随后，将初步设计的花键副几何引入三维轮轨瞬态滚动接触有限元模型，建立了包含花键副间隙配合的变轨距轮对—轨道耦合瞬态分析模型，于时域内模拟速度高至400km/h下的轮轨瞬态滚滑、花键副动态接触及其相互影响。模型充分考虑了轮轨和花键副真实几何、系统高频结构振动等，并引入时变牵引/制动转矩，轮轨接触和花键接触均采用集成库仑摩擦定律的“面—面”接触算法求解，为分析变轨距轮对花键副在车轮高速滚滑或服役过程中的瞬态接触行为提供精确模拟手段。
为给花键副瞬态接触分析提供静态对比结果，论文第三章对花键副进行强度校核后，分析了其在不同静载条件下的载荷分布规律，结果表明：花键副仅承受转矩T时，其齿面法、切向接触应力的载荷分布规律相同，均集中在靠近转矩施加侧，并随转矩的增大而增大；花键副仅承受压轴力F时，配合间隙的存在使花键副存在左右两个承载区，各包含5个键齿，接触应力最大值发生在靠近一系悬挂侧的齿根部位；复合承载时，当转矩T增加至10944N·m，花键副工作面II完全脱离啮合，同时，处于承载状态的工作面I增至17个，各承载键齿的接触应力值明显降低，应力分布更加均匀，法向接触应力最大值仅为32.2MPa。
变轨距轮对—轨道耦合瞬态分析模型的速度为400km/h时，其花键副接触应力的瞬态空间分布和时变特性及其对轮轨力的影响是本文第四章的主要分析内容。结果显示，花键副的引入增大了轮轨力的波动范围，尤其是垂向轮轨力，其波动范围相比传统轮对增大了静载的2.5%；牵引系数取0.05时，花键副承载键齿及载荷分布方式与静态相同，但幅值差异明显，就9号键而言，典型时刻下法、切向接触应力最大值增加了静态时的53.2%和487.3%，各承载齿面产生相对滑移；牵引系数增大至0.3，左侧承载区消失，右侧承载区扩至19个键齿，相同时刻下的法、切向接触应力极值因承载齿数和总接触面积的增加而变为62.2MPa和3.2MPa；各键齿表面接触应力因有键齿不断进出承载区而随时间波动地上升和下降。
以上分析中，假设了花键副配合间隙恒为目前加工水平能达到的0.1mm，且忽略表面粗糙度。本文第五章在上述显式模型的基础上增大花键副配合间隙，旨在模拟分析花键副在服役中因磨耗而增大的齿面配合间隙对花键副瞬态接触的影响，但由于缺乏现场运营数据，仍假设配合间隙取恒值。随后分析了轮轨高频激励对变轨距轮对花键副瞬态接触解的影响。发现，配合间隙的增大会明显增加轮轨垂向力和花键副齿面接触应力的波动。例如，配合间隙为0.5mm时，轮轨垂向力的最大波动量达静载的14.7%，大于横、纵向轮轨力；就5号键工作面I而言，其承载过程中的法向接触应力最大值达127.8MPa，为配合间隙0.1mm时的1.72倍；轮轨间高频激励同样能激发花键力的波动，使承载过程中承载键齿齿面接触应力的波动幅值增大。
最后，给出结论和展望。
论文首先介绍了世界范围内的轨距差异，以及利用变轨距列车实现不同轨距铁路联运的优势，亦总结了各国变轨距轮对技术的发展现状。总结发现，轮轴间花键副配合的可靠性是实现变轨距轮对长期平稳运行的关键。随后，对国内外渐开线花键副的研究成果进行了归纳，指出了以往分析手段的不足，阐明了建立包含渐开线花键副的变轨距轮对—轨道耦合瞬态分析模型的必要性。以上构成了第一章的主体内容。
因设计保密，我国正研发的变轨距转向架相关细节尚无法公开，故论文第二章中首先参照国标，完成了变轨距轮对渐开线花键副的粗略初步设计，展示了其详细几何参数，并对花键副承载状态进行了简要分析。随后，将初步设计的花键副几何引入三维轮轨瞬态滚动接触有限元模型，建立了包含花键副间隙配合的变轨距轮对—轨道耦合瞬态分析模型，于时域内模拟速度高至400km/h下的轮轨瞬态滚滑、花键副动态接触及其相互影响。模型充分考虑了轮轨和花键副真实几何、系统高频结构振动等，并引入时变牵引/制动转矩，轮轨接触和花键接触均采用集成库仑摩擦定律的“面—面”接触算法求解，为分析变轨距轮对花键副在车轮高速滚滑或服役过程中的瞬态接触行为提供精确模拟手段。
为给花键副瞬态接触分析提供静态对比结果，论文第三章对花键副进行强度校核后，分析了其在不同静载条件下的载荷分布规律，结果表明：花键副仅承受转矩T时，其齿面法、切向接触应力的载荷分布规律相同，均集中在靠近转矩施加侧，并随转矩的增大而增大；花键副仅承受压轴力F时，配合间隙的存在使花键副存在左右两个承载区，各包含5个键齿，接触应力最大值发生在靠近一系悬挂侧的齿根部位；复合承载时，当转矩T增加至10944N·m，花键副工作面II完全脱离啮合，同时，处于承载状态的工作面I增至17个，各承载键齿的接触应力值明显降低，应力分布更加均匀，法向接触应力最大值仅为32.2MPa。
变轨距轮对—轨道耦合瞬态分析模型的速度为400km/h时，其花键副接触应力的瞬态空间分布和时变特性及其对轮轨力的影响是本文第四章的主要分析内容。结果显示，花键副的引入增大了轮轨力的波动范围，尤其是垂向轮轨力，其波动范围相比传统轮对增大了静载的2.5%；牵引系数取0.05时，花键副承载键齿及载荷分布方式与静态相同，但幅值差异明显，就9号键而言，典型时刻下法、切向接触应力最大值增加了静态时的53.2%和487.3%，各承载齿面产生相对滑移；牵引系数增大至0.3，左侧承载区消失，右侧承载区扩至19个键齿，相同时刻下的法、切向接触应力极值因承载齿数和总接触面积的增加而变为62.2MPa和3.2MPa；各键齿表面接触应力因有键齿不断进出承载区而随时间波动地上升和下降。
以上分析中，假设了花键副配合间隙恒为目前加工水平能达到的0.1mm，且忽略表面粗糙度。本文第五章在上述显式模型的基础上增大花键副配合间隙，旨在模拟分析花键副在服役中因磨耗而增大的齿面配合间隙对花键副瞬态接触的影响，但由于缺乏现场运营数据，仍假设配合间隙取恒值。随后分析了轮轨高频激励对变轨距轮对花键副瞬态接触解的影响。发现，配合间隙的增大会明显增加轮轨垂向力和花键副齿面接触应力的波动。例如，配合间隙为0.5mm时，轮轨垂向力的最大波动量达静载的14.7%，大于横、纵向轮轨力；就5号键工作面I而言，其承载过程中的法向接触应力最大值达127.8MPa，为配合间隙0.1mm时的1.72倍；轮轨间高频激励同样能激发花键力的波动，使承载过程中承载键齿齿面接触应力的波动幅值增大。
最后，给出结论和展望。