韓 威，楊 杏，李 剛，馬文瑞

(1.陜西鐵路工程職業(yè)技術(shù)學(xué)院，陜西 渭南 714000； 2.蘭州交通大學(xué) 機(jī)電工程學(xué)院，甘肅 蘭州 730070；3.中車唐山機(jī)車車輛有限公司 產(chǎn)品研發(fā)中心，河北 唐山 063000)

0 引 言

隨著動(dòng)車組運(yùn)行時(shí)速的提升，對(duì)車輛運(yùn)行過程中的可靠性要求越來越高。車體作為動(dòng)車組結(jié)構(gòu)的核心部位，其強(qiáng)度是否符合要求直接關(guān)系著整個(gè)動(dòng)車組的運(yùn)行安全。

動(dòng)車組在運(yùn)行過程中其車體所承受的動(dòng)態(tài)載荷復(fù)雜多變，保證動(dòng)車組安全運(yùn)行的關(guān)鍵是其車體結(jié)構(gòu)疲勞強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。當(dāng)動(dòng)車組運(yùn)行時(shí)速在200 km以上時(shí)，車體結(jié)構(gòu)疲勞強(qiáng)度受機(jī)械載荷影響比重變得越來越小，受氣動(dòng)交變載荷的影響越來越大[1]。筆者通過對(duì)機(jī)械、氣動(dòng)交變載荷影響下的動(dòng)車組車體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度的研究得出車體強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求具有非常重要的意義。

1 頭車車體的結(jié)構(gòu)及其有限元模型

1.1 車體的幾何模型

CRH3型動(dòng)車組是由唐山軌道客車有限公司研發(fā)制造，其車體結(jié)構(gòu)為焊接鋁合金型材結(jié)構(gòu)，型材厚度最低處約為1.5 mm，且長(zhǎng)度最長(zhǎng)可達(dá)十幾米。在對(duì)車體進(jìn)行有限元分析網(wǎng)格劃分時(shí)需要將車體的每一部分劃分為一個(gè)單元，這樣做結(jié)果會(huì)導(dǎo)致鋁合金車體結(jié)構(gòu)網(wǎng)格劃分過度細(xì)密，計(jì)算量過大。為此，在建立車體幾何模型時(shí)選擇將實(shí)際的中空結(jié)構(gòu)等效為實(shí)體結(jié)構(gòu)[2-3]，通過計(jì)算并驗(yàn)證保證等效厚度和實(shí)體厚度其強(qiáng)度和剛度等效。車體各個(gè)部位中空結(jié)構(gòu)的實(shí)際厚度與等效后的實(shí)體厚度如表1所列，建立頭車車體的三維實(shí)體幾何模型如圖1所列。

表1 車體實(shí)際厚度和等效厚度

1.2 車體的有限元模型

將已建立好的車體幾何模型導(dǎo)入Workbench，并運(yùn)用其網(wǎng)格劃分Meshing工具對(duì)車體結(jié)構(gòu)進(jìn)行離散化處理。由于車體的裝配體結(jié)構(gòu)比較復(fù)雜，因此采用自動(dòng)網(wǎng)格劃分法，車體結(jié)構(gòu)離散化得到的有限元模型如圖2所示。

圖1 CRH3頭車車體三維模型

圖2 頭車車體的有限元模型

2 有限元仿真計(jì)算及車體結(jié)構(gòu)疲勞強(qiáng)度分析

2.1 車體疲勞載荷工況的確定

歐洲標(biāo)準(zhǔn)EN12663：2000規(guī)定，在對(duì)車輛車體等進(jìn)行強(qiáng)度分析時(shí)，不僅只對(duì)氣動(dòng)載荷進(jìn)行分析，須綜合考慮到牽引制動(dòng)、軌道條件、軌縫處的輪軌沖擊以及軌道變形引起的疲勞載荷，對(duì)車體的各方向震動(dòng)疲勞載荷須取經(jīng)驗(yàn)值[4]。因此車體縱向疲勞載荷fxd、橫向疲勞載荷fyd和垂向疲勞載荷fzd計(jì)算公式如下：

fxd=fyd=fzd=0.15 mg

(1)

高速動(dòng)車組在運(yùn)行時(shí)在周圍會(huì)產(chǎn)生強(qiáng)烈的空氣波，尤其是當(dāng)會(huì)車或通過隧道時(shí)，空氣波會(huì)急劇加大，而會(huì)車時(shí)車體的會(huì)車一側(cè)會(huì)產(chǎn)生極高的空氣壓力波載荷。車體疲勞載荷分析從明線會(huì)車、隧道通過和隧道會(huì)車三個(gè)工況來進(jìn)行，此處以明線會(huì)車工況詳細(xì)說明，另兩種工況分析方法相同。

設(shè)定相向行駛的兩輛動(dòng)車組其線間距為4.4 m，車速為300 km/h，當(dāng)兩輛動(dòng)車組明線會(huì)車時(shí)其頭車車體所受壓力波如圖3所示。

圖3 明線會(huì)車時(shí)車體的壓力波曲線圖

為對(duì)壓力波作用在車體上的實(shí)際過程進(jìn)行仿真，可將車體沿車場(chǎng)方向分為6個(gè)區(qū)域，分別為6個(gè)分區(qū)。將圖3中的車體壓力波作用過程通過Workbench沿車長(zhǎng)方向分別對(duì)6個(gè)分區(qū)做瞬態(tài)分析。具體分析過程為：會(huì)車前車體各分區(qū)均不受壓力波載荷作用，此為時(shí)間步1；從0.25 s開始?jí)毫Σǖ竭_(dá)分區(qū)1未達(dá)分區(qū)2，此時(shí)僅分區(qū)1承受壓力波，為時(shí)間步2；接著0.28 s時(shí)壓力波到達(dá)分區(qū)2，此時(shí)分區(qū)2開始承受分區(qū)1剛才所受壓力波，而分區(qū)1則承受壓力波曲線上下一時(shí)間點(diǎn)的壓力波，其它分區(qū)壓力波還未到達(dá)，為時(shí)間步3；然后壓力波依次先后到達(dá)分區(qū)3～6，并同樣掃掠過每一分區(qū)，直至壓力波沿縱向掃掠過整個(gè)車體表面時(shí)結(jié)束，詳細(xì)加載過程如表2所列。

表2 壓力波加載時(shí)間步說明 /Pa

2.2 有限元仿真計(jì)算

在 Workbench的瞬態(tài)分析模塊中，將表2中確定的氣動(dòng)疲勞載荷時(shí)間步和由公式(1)計(jì)算的機(jī)械疲勞載荷施加到已建立的車體有限元模型上。定義車體各部分主要材料的密度和力學(xué)性能參數(shù)如表3所列，設(shè)置求解時(shí)間和輸出等控制，計(jì)算出車體在壓力波作用過程中最大和最小主應(yīng)力時(shí)間歷程，計(jì)算結(jié)果如圖4所示。

表3 車體材料性能參數(shù)

2.3 車體結(jié)構(gòu)疲勞強(qiáng)度分析

根據(jù)我國(guó)《200 km/h及以上速度級(jí)鐵道車輛強(qiáng)度設(shè)計(jì)及試驗(yàn)鑒定暫行規(guī)定》中要求，在對(duì)車體結(jié)構(gòu)進(jìn)行疲勞強(qiáng)度分析時(shí)，可選取Goodman疲勞極限圖作為車體疲勞強(qiáng)度分析的評(píng)定根據(jù)[5]。由于動(dòng)車組在運(yùn)行過程中既受氣動(dòng)載荷的影響，還會(huì)受到制動(dòng)摩擦、震動(dòng)等交變機(jī)械載荷的影響，因此車體處在多軸應(yīng)力狀態(tài)，需將多軸應(yīng)力轉(zhuǎn)變?yōu)閱屋S應(yīng)力。

圖4 車體最大和最小主應(yīng)力時(shí)間歷程截圖

此處采用最大主應(yīng)力法將多軸應(yīng)力狀態(tài)轉(zhuǎn)變?yōu)閱屋S應(yīng)力，具體方法為：分別對(duì)車體在受到不同載荷作用下的應(yīng)力進(jìn)行計(jì)算，選取應(yīng)力最大時(shí)的應(yīng)力方向確定為最大主應(yīng)力方向，應(yīng)力值為最大主應(yīng)力σmax，將受到其它載荷作用的應(yīng)力投射到最大主應(yīng)力方向取其值為最小主應(yīng)力σmin，后可確定應(yīng)力幅值和應(yīng)力均值為：

(2)

(3)

將圖4中所有時(shí)間點(diǎn)的最大主應(yīng)力σmax和最小主應(yīng)力σmin帶入到公式(2)和公式(3)中計(jì)算出應(yīng)力幅值σamp和應(yīng)力均值σmean，然后以每一時(shí)間點(diǎn)的σamp為縱坐標(biāo)、σmean為橫坐標(biāo)在車體主要材料的Goodman疲勞極限圖內(nèi)描點(diǎn)，結(jié)果如圖5所示。

圖5 明線會(huì)車時(shí)車體疲勞強(qiáng)度分析圖

由圖5可知，疲勞載荷作用過程中所有時(shí)間點(diǎn)的應(yīng)力幅值σamp和應(yīng)力均值σmean均在包絡(luò)線ABCDEFGH的內(nèi)部，因而車體的疲勞強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求，車體結(jié)構(gòu)在設(shè)計(jì)的使用壽命內(nèi)不會(huì)發(fā)生疲勞破壞[6-7]。根據(jù)相同方法對(duì)隧道通過和隧道會(huì)車兩種工況進(jìn)行車體疲勞強(qiáng)度分析，分析結(jié)果如圖6、7所示，從圖中亦可以看出，疲勞載荷作用過程中的所有時(shí)間點(diǎn)其應(yīng)力幅值和應(yīng)力均值均在包絡(luò)線內(nèi)部，因此車體疲勞強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。

圖6 隧道通過時(shí)車體疲勞強(qiáng)度分析圖

圖7 隧道會(huì)車車體疲勞強(qiáng)度分析圖

3 車體結(jié)構(gòu)疲勞壽命預(yù)測(cè)

3.1 車體材料的S-N曲線

S-N曲線是描述一定循環(huán)條件下疲勞強(qiáng)度與疲勞壽命之間關(guān)系的曲線，是進(jìn)行車體材料壽命估算的關(guān)鍵依據(jù)，在工程中常用來估算結(jié)構(gòu)的疲勞壽命[8-9]。CRH3動(dòng)車組車體主要材料為A7N01S和A6N01S，計(jì)算動(dòng)車組車體主要材料的S-N曲線如圖8所示，其中置信度為95%，存活率為99%。

圖8 動(dòng)車組車體主要材料的S-N曲線

3.2 車體疲勞壽命的計(jì)算及結(jié)果

動(dòng)車組車體疲勞壽命與其所受到應(yīng)力幅值密切相關(guān)，且其疲勞過程屬于高周疲勞，因此在進(jìn)行疲勞壽命計(jì)算時(shí)選擇基于應(yīng)力的疲勞程序模塊Stress Life[10-11]，疲勞強(qiáng)度因子設(shè)為0.8，具體設(shè)置如圖9所示。通過有限元瞬態(tài)動(dòng)力學(xué)分析，對(duì)車體的疲勞壽命(Life)、安全系數(shù)(Safety Factor)及疲勞損傷值(Damage)進(jìn)行計(jì)算。

通過有限元計(jì)算得到的車體的疲勞壽命云圖如圖10所示，從圖中可以看出，車體結(jié)構(gòu)疲勞壽命的最小值為1.74e6，最大值為1e7，因此能夠滿足車體設(shè)計(jì)要求(安全運(yùn)行20年)。計(jì)算車體的安全系數(shù)云圖如圖11所示，從圖中可以看出車體的最小安全系數(shù)為1.15，大于標(biāo)準(zhǔn)值1，因此可確定車體的安全系數(shù)亦滿足要求。計(jì)算車體的疲勞損傷云圖結(jié)果如圖12所示，從圖中可以看出車體的最大疲勞損傷值為0.574，遠(yuǎn)小于標(biāo)準(zhǔn)值1，因此可確定車體在運(yùn)行過程中不會(huì)發(fā)生疲勞破壞。

圖9 疲勞壽命計(jì)算設(shè)置

圖10 車體疲勞壽命云圖

圖11 車體安全系數(shù)云圖

圖12 車體疲勞損傷云圖

4 結(jié) 語(yǔ)

以CRH3型車頭車為原型建立車體幾何模型，將模型導(dǎo)入到Workbench中，對(duì)明線會(huì)車、隧道通過、隧道會(huì)車三種工況進(jìn)行疲勞強(qiáng)度分析，分析結(jié)果證明三種工況下疲勞載荷作用過程中的所有時(shí)間點(diǎn)，其應(yīng)力幅值和應(yīng)力均值均在包絡(luò)線內(nèi)部，車體疲勞強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。結(jié)合有限元仿真計(jì)算的結(jié)果，運(yùn)用車體主要材料的Goodman疲勞極限圖對(duì)車體結(jié)構(gòu)的疲勞強(qiáng)度進(jìn)行分析，并對(duì)車體安全使用壽命進(jìn)行計(jì)算。仿真結(jié)果表明，車體各部位的安全系數(shù)均大于1，滿足疲勞強(qiáng)度的要求，車體結(jié)構(gòu)的疲勞壽命也滿足設(shè)計(jì)要求。