鄒慶薇,王劍

(大連交通大學(xué) 機(jī)車車輛工程學(xué)院，遼寧 大連 116028) *

隨著科技發(fā)展越來越迅速，軌道車輛在人們快捷出行方面扮演著越來越重要的角色，對(duì)軌道車輛相關(guān)結(jié)構(gòu)、部件的安全要求也越來越高.

軌道車輛內(nèi)部很多結(jié)構(gòu)依靠螺栓連接，這些螺栓在工作環(huán)境中承受拉、剪載荷，如何評(píng)定這些螺栓連接的強(qiáng)度一直是安全分析的熱點(diǎn).在不同領(lǐng)域、不同結(jié)構(gòu)中，已有了很多類似分析，李樹棟[1]以軌道車輛車鉤連接螺栓為研究對(duì)象，建立了接觸非線性有限元模型，進(jìn)行彈塑性及接觸非線性分析，得到了車鉤螺栓強(qiáng)度與預(yù)緊力、連接部件之間的關(guān)系.姚星宇[2]研究了航空發(fā)動(dòng)機(jī)螺栓連接載荷、結(jié)構(gòu)參數(shù)對(duì)連接剛度的影響，推導(dǎo)了復(fù)雜螺栓連接結(jié)構(gòu)的連接剛度理論表達(dá)式.漆瑾、李成濤等人[3-8]對(duì)不同車輛連接螺栓進(jìn)行了強(qiáng)度分析，解決了實(shí)際應(yīng)用中的一些問題.高吉娥[9]針對(duì)歐洲標(biāo)準(zhǔn)，基于ANSYS平臺(tái)進(jìn)行二次開發(fā)，為螺栓強(qiáng)度評(píng)估提供了使用工具.

在面向美國客戶時(shí)，產(chǎn)品設(shè)計(jì)要求使用美國相應(yīng)標(biāo)準(zhǔn)，前述研究工作中，針對(duì)美國標(biāo)準(zhǔn)的螺栓強(qiáng)度校核還相對(duì)較少，如何適應(yīng)美國客戶要求，遵循美國標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行螺栓連接設(shè)計(jì)，是一項(xiàng)亟待解決的問題.本文針對(duì)軌道車輛的客室折疊座椅螺栓連接結(jié)構(gòu)，利用美國標(biāo)準(zhǔn)對(duì)座椅連接螺栓進(jìn)行強(qiáng)度評(píng)估，形成了一套適合美國標(biāo)準(zhǔn)的分析流程.

1 螺栓強(qiáng)度校核原理

AISC是美國鋼結(jié)構(gòu)學(xué)會(huì)(American Institute of Steel Construction)對(duì)鋼結(jié)構(gòu)連接頒布的一系列標(biāo)準(zhǔn)規(guī)范[10]，規(guī)范對(duì)螺栓的選用、預(yù)緊力施加、強(qiáng)度校核做了詳細(xì)規(guī)定[11].對(duì)承受拉、剪作用的高強(qiáng)度螺栓，以Rn為螺栓的標(biāo)準(zhǔn)抗力值，可以表述為如下表達(dá)式：

Rn=Fn×Ab

(1)

式中，Ab為螺栓公稱直徑的截面積，F(xiàn)n為螺栓承載極限.對(duì)抗拉載荷情況，包含連接件產(chǎn)生的彎曲效應(yīng)，表述為Fnt;對(duì)抗剪切情況，表述為Fnv.Fnt螺栓抗拉強(qiáng)度和Fnv抗剪強(qiáng)度可以查詢美國鋼結(jié)構(gòu)材料標(biāo)準(zhǔn)ASTM，標(biāo)準(zhǔn)中Fnt和Fnv由螺栓極限抗拉強(qiáng)度Fu考慮安全利用因子給定.AISC鋼結(jié)構(gòu)荷載抗力系數(shù)設(shè)計(jì)規(guī)范分別就不同結(jié)構(gòu)部件形式，給出了相應(yīng)強(qiáng)度極限和安全利用因子為0.75時(shí)的設(shè)計(jì)參考值，如表1所示，在實(shí)際工程中，安全因子(φ)可以擴(kuò)大為1.

(2)

(3)

(4)

(5)

當(dāng)外部荷載產(chǎn)生的拉應(yīng)力和剪應(yīng)力均大于螺栓可提供對(duì)應(yīng)強(qiáng)度的30%時(shí)，必須利用式(4)和(5)對(duì)螺栓進(jìn)行二次校核，否則可以認(rèn)為螺栓滿足要求.

表1 美國規(guī)范對(duì)高強(qiáng)度螺栓強(qiáng)度值規(guī)定 MPa

2 螺栓強(qiáng)度評(píng)估流程

根據(jù)上述原理，可以把基于美國標(biāo)準(zhǔn)的螺栓強(qiáng)度評(píng)估流程歸納整理如下：

(1)依據(jù)ASTM F593標(biāo)準(zhǔn)，確定螺栓強(qiáng)度等級(jí)；

(2)依據(jù)表1和螺栓參數(shù)，考慮安全利用因子，確定螺栓評(píng)估拉伸強(qiáng)度極限和剪切強(qiáng)度極限；

(3)進(jìn)行結(jié)構(gòu)有限元分析，提取螺栓內(nèi)力；

(4)利用拉伸強(qiáng)度、剪切強(qiáng)度對(duì)螺栓進(jìn)行一次評(píng)估，對(duì)拉應(yīng)力和剪切應(yīng)力均超過相應(yīng)強(qiáng)度極限30%的螺栓，利用式(4)和(5)進(jìn)行二次評(píng)估.

3 螺栓強(qiáng)度評(píng)估實(shí)例

基于上述原理和流程，以出口國外點(diǎn)焊車為研究對(duì)象，基于美國標(biāo)準(zhǔn)對(duì)某車上客室折疊四人折疊連接螺栓進(jìn)行強(qiáng)度評(píng)估.

客室折疊座椅的重要連接骨架均采用不銹鋼材料，為了保證四人折疊座椅有限元模型分析的準(zhǔn)確性以及安裝的合理性，建模過程中，基于子模型思想，切割部分整車模型，引入相應(yīng)邊界條件參與計(jì)算，客室四人折疊座椅的有限元模型采用以任意四節(jié)點(diǎn)薄殼單元為主，三節(jié)點(diǎn)薄殼單元為輔來模擬.螺栓部位用CE與Beam梁來模擬，整體座椅模型與螺栓局部模型，如圖1所示.

(a) 座椅

(b) 螺栓圖1 客室四人折疊座椅與螺栓有限元模型

通過查表，確定四人折疊座椅的螺栓材料為ASTM F593C，螺栓直徑為9.5 mm，其極限抗拉強(qiáng)度為689MPa.四人折疊座椅中的螺栓剪切面內(nèi)無螺紋，螺栓長度L=952.5 mm<965mm，因此，拉伸強(qiáng)度系數(shù)為0.75，剪切強(qiáng)度系數(shù)為0.45.實(shí)際工程應(yīng)用，確定安全利用因子為1，因此根據(jù)表1確定該螺栓的拉伸極限為Fnt=689×0.75=517MPa，剪切極限為Fnv=689×0.45=310MPa. 參照美國APTA標(biāo)準(zhǔn)，設(shè)置有限元分析工況，如表2所示，g表示重力加速度，取9.81 m/s2.考慮材料塑性變形，基于雙線性材料模型，對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行材料、幾何非線性有限元分析，得到強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果.原設(shè)計(jì)座椅靠背直接連接側(cè)墻，結(jié)構(gòu)簡單，安裝便捷，但強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果不滿足要求.于是改進(jìn)結(jié)構(gòu)，椅背后方添加C型梁， 用以提高座椅穩(wěn)定性.同時(shí)，為了降低結(jié)構(gòu)在實(shí)際運(yùn)行當(dāng)中螺栓所受到的力，確保螺栓安全，在座椅骨架連接螺栓上焊接了承載套筒，如圖2～圖5所示.

表2 客室座椅強(qiáng)度分析工況

圖2 原始設(shè)計(jì)方案

圖3 添加C型連接梁方案

圖4 原始設(shè)計(jì)方案

圖5 添加螺栓套筒方案

兩種結(jié)構(gòu)均滿足整體結(jié)構(gòu)靜強(qiáng)度要求，提取危險(xiǎn)位置螺栓內(nèi)力，依據(jù)第2、3部分評(píng)估流程，對(duì)螺栓進(jìn)行強(qiáng)度評(píng)估，選取出現(xiàn)最大內(nèi)力的工況進(jìn)行評(píng)估，螺栓內(nèi)力如表3、表4所示.

表3 原始設(shè)計(jì)中螺栓內(nèi)力 N

表4 更改設(shè)計(jì)中螺栓內(nèi)力 N

對(duì)原始結(jié)構(gòu)，工況3下編號(hào)2的螺栓峰值軸向拉力和峰值剪切力合力最大，進(jìn)行強(qiáng)度校核，代入螺栓直徑，得到螺栓工作應(yīng)力：

(1)計(jì)算9.5 mm直徑螺栓的公稱面積：

(2)螺栓最大工作拉應(yīng)力：

該拉應(yīng)力是517 MPa許用拉伸強(qiáng)度的87.3%；

(3)最大剪應(yīng)力：

最大剪應(yīng)力是許用剪切強(qiáng)度310 MPa的38%.

通過以上的分析，該螺栓的拉應(yīng)力與剪切應(yīng)力均大于其各自拉應(yīng)力的許用值的30%，依據(jù)標(biāo)準(zhǔn)要求，需要對(duì)該螺栓繼續(xù)使用修正公式進(jìn)行進(jìn)一步校核.

(4)修正后的螺栓拉應(yīng)力結(jié)果：

(5)修正后的螺栓剪切應(yīng)力結(jié)果：

公式校核計(jì)算出來的螺栓軸力值小于517MPa，剪力值為349 MPa大于310 MPa，結(jié)果顯示，該螺栓的剪力不合格.

對(duì)修改后的結(jié)構(gòu)，從表4中提取相應(yīng)數(shù)據(jù)進(jìn)行計(jì)算，最危險(xiǎn)螺栓同樣為2號(hào)螺栓，計(jì)算得到軸向應(yīng)力為123 MPa，剪切應(yīng)力為30 MPa，軸向應(yīng)力和剪切應(yīng)力均小于相應(yīng)材料的30%，不需要進(jìn)一步校核，螺栓滿足強(qiáng)度要求.

上述計(jì)算結(jié)果顯示，原始設(shè)計(jì)中，部分螺栓不能滿足結(jié)構(gòu)要求，改進(jìn)結(jié)構(gòu)后，增強(qiáng)了座椅靠背支撐，螺栓采用套筒形式，大大降低了螺栓所受載荷，螺栓在危險(xiǎn)工況下滿足結(jié)構(gòu)強(qiáng)度要求

4 實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

基于改進(jìn)結(jié)構(gòu)，對(duì)座椅進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，實(shí)驗(yàn)截取了部分座椅進(jìn)行沖擊試驗(yàn)，試驗(yàn)結(jié)構(gòu)如圖6、圖7所示.

圖6 實(shí)驗(yàn)中座椅結(jié)構(gòu)

圖7 座椅連接位置

表5 螺栓計(jì)算軸力與測試軸力對(duì)比 N

基于超聲波檢測方法測量螺栓軸力，用以驗(yàn)證仿真分析結(jié)果， 實(shí)驗(yàn)中提取相應(yīng)工況、相應(yīng)螺栓的數(shù)據(jù)如表5所示.提取的軸力數(shù)據(jù)與仿真數(shù)據(jù)基本吻合，最大誤差不足10%.實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)既校核了螺栓滿足強(qiáng)度標(biāo)準(zhǔn)，又檢驗(yàn)了仿真模型計(jì)算精度.

5 結(jié)論

本文工作研究了基于美國標(biāo)準(zhǔn)AISC的螺栓強(qiáng)度校核原理，歸納總結(jié)了基于美國標(biāo)準(zhǔn)的螺栓強(qiáng)度校核步驟，將美國AISC標(biāo)準(zhǔn)應(yīng)用到了鐵路車輛車上螺栓連接結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度評(píng)估中，評(píng)估了座椅連接螺栓的安全性.研究結(jié)果可以為出口美國的機(jī)車車輛校核所借鑒，為車體連接件設(shè)計(jì)提供數(shù)據(jù).