田葆栓

(青島四方車輛研究所有限公司,山東青島266031)

1999年原齊車集團(現(xiàn)齊齊哈爾軌道裝備有限公司)(以下簡稱QRRS)首次向澳大利亞整車出口了C2型3TEU集裝箱平車,通過四方車輛研究所、中集集團與澳大利亞多方會談,部分采用了AAR相關試驗標準。取得了澳方的認可。2000年11月澳大利亞麥克費爾德(Macfield)公司通過中集集團向QRRS公司提出C37型多用途漏斗車的需求。在該車的方案設計階段,由四方車輛研究所和QRRS公司研究制訂了有限元分析計算大綱,用原美國SDRC公司的I-DEAS Master series 6A對該車車體結構進行了有限元分析。2001年3月根據(jù)澳方的要求,按照AAR M-1001《貨車設計制造規(guī)范》,對車體相關部位進行疲勞估算分析。經(jīng)多方協(xié)商同意,僅計算枕梁與牽引梁交接部位。計算結果得到了澳方的認可。

1 車體結構簡介及主要技術參數(shù)

該車主要在澳大利亞準軌線路及寬軌線路(需換裝轉向架)上使用,運輸石砟、石膏等散裝貨物。

該車車體采用圓弧包板結構(圖1),由底架、側墻 、端墻、漏斗、底門裝置(由澳方安裝)等組成。底架為無中梁全鋼焊接結構,主要由牽引梁、側梁、枕梁、橫梁、端梁等組成。牽引梁由高度為310 mm的乙字型鋼組焊成“幾”字型結構,枕梁采用變斷面的箱型組焊結構,下側梁在車體兩側貫通整個底架長度。側墻由圓弧形側板和角鋼上側梁等組焊而成。端墻由端墻板、橫帶、斜撐、上端梁和端立柱等組焊而成。全車共有4個漏斗。漏斗板傾角分別為縱向45°、橫向47°。牽引梁采用09V高強度低合金鋼,其他主要型材采用08CuPVXt的耐候型鋼。主要板材件均采用09CuPTiRE耐候板材。采用2E軸中交叉支撐式轉向架、常接觸彈性旁承。采用兩級空重車自動調(diào)整裝置;車鉤緩沖裝置采用13號豎穿銷上作用車鉤。車輛主要技術參數(shù)見表1。

表1 車輛主要技術參數(shù)

2 車體有限元分析

2.1 有限元模型

車體為對稱于橫、縱兩個中心面的對稱結構。載荷也對稱于橫、縱兩個對稱面,故取1/4結構為分析模型。主要采用三角形線性薄殼單元進行網(wǎng)格的劃分,單元的總體尺寸為100 mm。模型共劃分了10 830個單元,5 300個節(jié)點。車1/4車體的有限元模型見圖1。由于對稱性,在相應的對稱面上施加對稱約束,心盤處模擬心盤支撐,加垂向約束。

2.2 計算載荷工況與評定

由各方討論確定的強度計算評定標準為:靜強度符合TB/T1335—1996《鐵道車輛強度設計及試驗鑒定規(guī)范》(以下簡稱《規(guī)范》),縱向壓縮載荷符合AAR要求。這里的縱向壓縮載荷為4 500 kN工況。自重是通過在計算模型中施加重力加速度來實現(xiàn)。根據(jù)《規(guī)范》的要求,以加大垂向載荷來考慮側向力的影響,側向力按該車垂向靜載荷的10%計算。

圖1 1/4車體模型圖

根據(jù)《規(guī)范》的要求,裝運散粒貨物的車輛須考慮散粒貨物側壓力的影響。在計算工況1時,只考慮側墻的散粒貨物側壓力。按照《規(guī)范》中公式,分別計算出工況1的散粒貨物側墻壓力為5.5 kN/m2;工況2的散粒貨物側墻壓力為34.6 kN/m2;在計算工況2時,除考慮側墻的散粒貨物側壓力外,還要考慮端墻的散粒貨物側壓力,工況 2的端墻散粒貨物側壓力最大為108.8 kN/m2。因為端墻墻板是傾斜的,為了在進行有限元分析時加載方便,端墻的散粒貨物側壓力都按最大值施加,這樣計算的結果是偏于安全的。

因為該車的結構形式比較復雜,車體承受垂向載荷的承載面都不是水平的,因此,垂向載荷按照該軟件提供的施加靜水壓力的方式進行施加;縱向拉伸載荷作用在前從板座處,縱向壓縮載荷作用于后從板座處;散粒貨物的側墻壓力作用于側墻板上;散粒貨物的端墻壓力作用于端墻板上。計算載荷工況見表2。強度評定:工況1～4按《規(guī)范》規(guī)定。工況 5按AAR規(guī)定,合成應力不大于材料的屈服極限。

表2 計算載荷工況

2.3 結果分析

根據(jù)《規(guī)范》的規(guī)定,只考核在垂向靜載荷工況下的撓度。在該載荷工況下,側梁中央的撓度最大為2.68 mm。撓跨比2.68/8 870=0.6/2 000,側梁中央撓度值與車輛定距之比≤1/2 000。澳方要求為≤1/300。該車的垂向彎曲剛度滿足《規(guī)范》及澳方的要求。

工況1的最大應力為86.2 MPa,工況2的最大應力為139.0 MPa,均發(fā)生在側墻和端墻交接處;工況3的最大應力為102.0 MPa,發(fā)生在端墻和斜撐交接處;工況4的最大應力為139.0 MPa,發(fā)生在端墻板上;工況5的最大應力為258.0 MPa,發(fā)生在縱向牽引梁腹板和下蓋板交接處。車體各主要承載部件的最大應力見表3,工況5的車體應力分布見圖2。

該車車體各主要承載部件的計算應力均小于《規(guī)范》中規(guī)定的許用應力,符合《規(guī)范》及設計任務書的要求。

圖2 工況5的車體應力分布

表3 各主要承載部件的最大Mises應力 MPa

3 車體枕梁疲勞計算分析

3.1 計算模型與分析方法

采用該車車體的有限元模型和分析結果。材料的疲勞特性取自于《鐵路常用材料Goodman疲勞極限試驗研究》中的相關內(nèi)容。由于09V和09CuPTiRE材料尚未做出S-N曲線,借用了與上述材料的屈服強度、抗拉強度等相當?shù)?6Mn低合金結構鋼的S-N曲線。

首先,用有限元法求出某一載荷工況下的應力。當假定材料的工作區(qū)間為線性時,可用線性疊加理論進行損傷累加,即當前常用的Miner線性累積損傷理論。線性累加的損傷分量取決于變化的應力分量、加載次數(shù)、材料的S-N曲線與修正的Goodman圖。

Miner線性累積損傷理論根據(jù)線性積累損傷假設,每次當部件承受的應力大于部件在所對應的應力比下得到的疲勞極限的量級,則引起一定數(shù)量的損傷,當各級累積損傷之和等于1時,即認為出現(xiàn)疲勞破壞。即:

式中Ni′表示某種損傷應力級時的循環(huán)數(shù);Ni表示在該應力級時將導致?lián)p壞的循環(huán)數(shù)。

載荷譜下出現(xiàn)損傷的循環(huán)數(shù)可表示為:

式中NT表示部件在載荷譜下出現(xiàn)損傷的循環(huán)數(shù);αi表示某一應力級占總循環(huán)的分數(shù)。

材料的S-N曲線常采用3參數(shù)冪函數(shù)形式表示,并從中獲得S-N曲線的斜率。

式中Ne表示無限壽命疲勞極限循環(huán)數(shù)(AAR標準通用鋼為2×106);Smax表示參與計算的最大動應力;Se表示疲勞極限;k表示S-N曲線斜率(與AAR7.4表對應)。

AAR標準中,修正Goodman圖的曲線方程為:

式中m是修正goodman曲線的斜率;b是截距,或應力比R等于零時的疲勞極限。當達到疲勞極限時,有Smax=Se,從而:

式中應力比R=Smin/Smax。考慮到車輛結構及應力狀態(tài)比獲得S-N曲線的應力狀態(tài)復雜,例如,焊接形式及應力集中等均影響m與b值,AAR標準第7.4節(jié)中給出了各種形式下修正的b與m值。

壽命可由下式計算:

式中Nf是計算部件的壽命;β是每英里譜中循環(huán)數(shù),β也取值于AAR標準。

另外,當涉及到產(chǎn)生雙軸向應力狀態(tài)交變載荷時,按AAR標準規(guī)定,應換算為當量單軸向應力狀態(tài)。

3.2 計算載荷工況

分運行工況和調(diào)車工況。運行工況載荷譜借鑒于AAR標準90.7 t高邊敞車車鉤載荷的統(tǒng)計百分率譜。圖3給出了該譜的概率分布。AAR標準給出了貨車結構疲勞設計分析方法。雖然壽命計算仍基于邁納爾(Miner)損傷假設,但是其現(xiàn)場實測的載荷譜和貨車結構焊接接頭的疲勞參數(shù)是最具工程價值的。調(diào)車工況載荷統(tǒng)計數(shù)據(jù)借鑒于《13號車鉤疲勞壽命研究》,認為調(diào)車作業(yè)產(chǎn)生的縱向載荷基本呈正態(tài)分布。根據(jù)用戶關注的運用中易發(fā)生問題的關鍵部位,對枕梁和牽引梁交接部位進行了疲勞計算分析。

圖3 90.7 t高邊敞車車鉤牽引載荷的統(tǒng)計百分率譜(注:圖中kp表示千磅)

3.3 疲勞壽命計算結果

(1)運行工況

采用AAR標準算法,應力級取自I-DEAS計算結果,疲勞計算數(shù)據(jù)如表4。在線性積累損傷原理基礎上,計算得到該點在運行工況下的疲勞循環(huán)次數(shù)為1.5×107次。圖4給出了計算結果分布。

車輛在運行工況下部件壽命Nf=NT/β=1.5×107/1.2=1.25×107英里 ≈2.1×107km。

(2)調(diào)車工況

疲勞計算數(shù)據(jù)如表5。采用AAR標準算法,假設調(diào)車作業(yè)產(chǎn)生的載荷譜呈正態(tài)分布,在線性積累損傷原理基礎上,計算得到該點在調(diào)車工況下的疲勞循環(huán)次數(shù)為1.45×105次。圖5給出了計算結果分布。假設每運行500 km有一次調(diào)車作業(yè),在調(diào)車工況下的運行里程500×1.45×105=7.25×107km。

表4 運行工況疲勞數(shù)據(jù)計算表

表5 調(diào)車工況疲勞數(shù)據(jù)計算表

圖4 運行工況下?lián)p傷循環(huán)數(shù)分布(注:圖中kp表示千磅)

圖5 調(diào)車工況下?lián)p傷循環(huán)數(shù)分布

綜合考慮運行工況和調(diào)車工況。取最不利工況,C37型漏斗車枕梁結點疲勞強度可以滿足2.1×107km的要求。

4 結論

有限元法給出的車體結構靜強度計算結果是全面、詳細的,枕梁等結構已包含在有限元計算結果之中?；谟邢拊慕Y構強度及枕梁結點疲勞計算分析表明:

(1)每一合成工況下的最大應力都小于材料的許用應力。從有限元計算的角度看該車車體結構強度符合規(guī)定的評定標準。

(2)計算結果表明,該車剛度符合澳方要求的AAR剛度標準,撓跨比＜1/300。

(3)通過對該車枕梁節(jié)點疲勞壽命的計算表明疲勞強度可滿足2.1×107km的要求。

通過C37型多用途漏斗車向澳大利亞的整機出口,標志著我國鐵路貨車已經(jīng)躋身國際發(fā)達國家鐵路市場,對發(fā)達國家的技術標準有更深層次的理解,無疑也會促進國內(nèi)貨車的技術進步。

[1] 美國鐵道協(xié)會AAR標準.M-1001貨車設計制造規(guī)范[S].1997.

[2] 鐵路常用材料Goodman疲勞極限試驗研究[R].北京:北京交通大學,1998.

[3] BS7608:1993.CODE OF PRACTICE FOR FATIGUE DESIGNANDASSESSMENTOFST EELSTRUCTURES[S].1993.

[4] 田葆栓.C37型漏斗車車體有限元分析[R].青島:四方車輛研究所,2000.

[5] 田葆栓.C37型漏斗車枕梁疲勞計算分析[R].青島:四方車輛研究所,2001.