何艷飛 楊曉宇* 石世杰 王寒迎

(桂林航天工業(yè)學院 機電工程學院,廣西 桂林 541004)

隨著鐵路的快速發(fā)展,城市軌道車輛以快速、便捷等優(yōu)勢受到社會的喜愛。作為軌道交通列車的關鍵構件,高壓電器箱強度的優(yōu)劣會直接關系內部設備的運轉和軌道交通的安全可靠性、運營效果等,所以一定要確保它具有足夠的強度。高壓電器箱主要用來連接牽引變壓器和電纜,在高壓電器箱里面主要有高速斷路器、隔離開關等電器件[1-3]。

雖然鐵路設備及車輛進行裝車前都會對其進行型式試驗,以保證地鐵列車運行安全,但為了提高試驗通過率,降低成本,在對其進行設計研發(fā)階段,必須采用仿真手段驗證其可靠性。目前國內外許多學者對鐵路車輛結構及設備進行了仿真分析,王松根據(jù)某城軌地鐵車輛鋁合金車體設計有關要求,采用軟件Hyperworks對頭車車體進行了靜強度以及模態(tài)分析,分析結果表明車體結構滿足強度和剛度要求[4]。王子業(yè)以南京地鐵某B型鋁合金地鐵車體作為研究對象,采用Abaqus、Hypermesh、Fe-safe以及Optistruct等有限元分析軟件對該車體多種載荷工況下的強度、剛度、模態(tài)與疲勞等方向進行了較為全面的仿真分析,最后基于全壽命周期成本理論,對該車體結構型材板厚進行尺寸優(yōu)化,使得車體整體質量減輕的同時降低了生產成本[5]。董金妹以某地鐵車輛轉向架為研究對象,采用Ansys軟件對輪對的連接強度進行了研究,得到了輪對接觸面的應力分布規(guī)律,同時分析了輪對過盈量對接觸應力的影響規(guī)律,為輪對的結構設計和優(yōu)化提供理論支持,此外,還以車輪為研究對象,對其進行了疲勞強度仿真分析,分析得出輪對疲勞強度滿足要求[6]。譚璐以某型地下鐵路塞拉門為主要研究對象,重點針對門扇的結構展開了研究,并利用ANSYS軟件對門頁進行了靜強度的模擬與計算數(shù)據(jù)分析,用于預計結構的變形量以及可能出現(xiàn)的危險范圍,為車輛門扇的優(yōu)化與設計提供理論依據(jù)[7]。本文利用有限元方法對高壓箱進行強度、剛度及疲勞分析,包含靜強度研究、模態(tài)研究及隨機振動分析研究,以保證箱體結構滿足相關設計要求。

此外,由于高壓箱箱體主要通過焊縫進行連接,焊接接頭通常幾何特征十分復雜,存在熱影響區(qū)、殘余應力等,這使得焊縫接頭處存在高度應力集中,而且雖然焊縫的抗拉強度和屈服強度都比母材要高,但是焊縫的疲勞強度卻遠遠小于母材的疲勞強度。對于焊接箱體,在焊縫區(qū)域容易出現(xiàn)疲勞失效,因此還需要對高壓箱焊縫的疲勞壽命進行研究分析。國內外有很多關于焊接結構的疲勞失效研究報道[8-14]。陳奔采用軟件nCode對變壓器油箱含缺陷角焊縫進行了疲勞壽命分析,得到無缺陷情況下變壓器油箱整箱側壁角焊縫的疲勞壽命,分析含氣孔、夾渣缺陷時變壓器油箱角焊縫的疲勞壽命的影響規(guī)律[15]。邊鑫以國內某在建大型LNG儲罐為研究對象,采用軟件ABAQUS對不同荷載工況下大角焊縫結構處的應力分布情況進行了分析與評定,在ASME VIII 2介紹的疲勞壽命評估方法基礎上,以大角焊縫為研究對象,對其進行了疲勞壽命研究,研究結果表明焊縫疲勞壽命滿足要求[16]。陳秉智以某構件為研究對象,將焊縫疲勞開裂的壽命預測方法(名義應力法、熱點應力法以及結構應力法)在構件上的應用進行了對比,發(fā)現(xiàn)結構應力法的計算結果最符合實際情況,且在焊縫應力集中的識別能力上,結構應力法也明顯優(yōu)于其它兩種方法[17]。姚悅以橋鋼主梁為研究對象,針對腹板焊縫處出現(xiàn)的的疲勞開裂問題,建立組合梁三維模型,分析開裂部分的變形特征,將不同結構下焊縫的應力特征進行了對比,得到焊縫開裂原因與變形之間的聯(lián)系并提出一種新的結構形式,該結構形式在原有結構的基礎上切削橫向加強肋底部,可將局部應力峰值下降80%以上,應力集中得到緩解,大大提升了結構的抗疲勞性能[19]。FKM標準綜合考慮焊接類型、焊縫材料、表面處理、厚度等影響因素,因此,本文采用FKM標準對高壓箱焊縫進行疲勞分析。

1 高壓箱結構介紹

高壓箱結構如圖1所示,由鈑金件焊接而成。箱體骨架材料為301不銹鋼,該材料密度為7.95e-9 ton/mm3、彈性模量為2.1e5 MPa、屈服強度為240 MPa,泊松比為0.3,箱體通過4個螺栓將箱體的吊耳安裝在車體上。

圖1 高壓箱結構幾何模型

2 有限元模型建立

有限元分析步驟包含前處理、求解以及后處理,軟件Hypermesh作為一種有限元仿真軟件,其前處理功能十分強大,可以對復雜模型劃分出較好的有限元網(wǎng)格,因此本研究采用軟件Hypermesh完成模型的前處理工作。 利用軟件Hypermesh對高壓箱箱體及電器件進行有限元網(wǎng)格的劃分,為了使計算結果更加準確,箱體主要采用四邊形shell單元,少數(shù)采用三角形shell單元,電氣部件的網(wǎng)格劃分主要為六面體單元,分析約束條件為:限制吊耳安裝螺栓孔處的6個自由度。

本文規(guī)定車輛運行方向為縱向(X方向),車體高度方向為垂向(Y方向)。橫向垂直列車運行方向為橫向(Z方向),建立的高壓箱有限元模型如圖2所示。

圖2 高壓箱有限元模型

3 強度研究

模態(tài)分析多用來評價構件的剛度,分析構件的固有頻率,確定構件的振型。本文模態(tài)分析的邊界條件是限制了吊耳安裝孔的所有自由度。

靜強度分析根據(jù)EN 12663-1:2010《鐵道車輛強度設計及實驗鑒定規(guī)范》規(guī)定的載荷進行強度考核,具體分析工況如表1所示,其中g為重力加速度,1g=9.8 m/s2。對箱體進行靜強度分析時,最大應力需滿足以下條件:

(1)

式中:S1為屈服安全系數(shù),σc為最大計算應力,σs為材料的屈服極限,安全系數(shù)取1.15。

表1 高壓箱靜強度分析工況

隨機振動分析方法主要分為兩種:時域分析法和基于譜分析的方法。時域分析法是最直接也是最完整的,理論上它可以考慮系統(tǒng)中各種非線性因素的影響,對系統(tǒng)和激勵一般沒有特殊要求。但是在工程中,隨機振動分析往往采用基于譜的分析方法,主要原因是時域分析需要花費大量的計算資源,耗費時間長且后處理十分復雜。本文主要采用基于譜分析的方法進行隨機振動分析,分析中的頻譜依據(jù)標準《鐵路應用機車車輛設備沖擊和振動試驗》進行,如圖3所示,設備在x,y,z三個方向各經(jīng)受5 h的試驗。通過隨機振動分析獲得結構最大1σ應力值,然后結合材料的P-S-N曲線,采用線性疲勞累積磨損理論進行疲勞壽命分析,從而實現(xiàn)箱體的疲勞壽命估計。

圖3 1類—A級—車體安裝—ASD頻譜

焊縫疲勞強度分析載荷采用EN 12663-1:2010《鐵道車輛強度設計及實驗鑒定規(guī)范》規(guī)定的載荷,表2為焊縫疲勞強度分析工況。根據(jù)FKM標準[19]:

(2)

式中:aBk.σ⊥為垂直于焊縫方向的強度利用系數(shù),σBK.⊥為垂直于焊縫方向的許用正應力,σa,L,⊥為垂直于焊縫方向的正應力,jerf為材料總利用度系數(shù)。

(3)

式中:aBk.σ//為平行于焊縫方向的強度利用系數(shù),σBK.//為平行于焊縫方向的許用正應力,σa,L,//為平行于焊縫方向的正應力。

(4)

式中:aBk.τ為焊縫剪切方向強度利用系數(shù),τBK.τ為焊縫的許用剪切應力,τL為焊縫剪切應力。

aBK,σv=qaNH+(1-q)aGH

(5)

式中:aBK,σv為焊縫合成疲勞強度利用系數(shù)。

(6)

(7)

式中:Sa,x為垂直于焊縫方向的應力,Sa,y為平行于焊縫方向的應力,τa為剪切于焊縫方向的應力,q為常數(shù),由材料的延展性決定。

FKM中焊縫疲勞存活率為97.5%,結構最小循環(huán)次數(shù)5×106,焊縫疲勞強度利用度系數(shù)aBK,σv應該滿足:aBK,σv≤1。

表2 焊縫疲勞強度分析工況

4 強度分析結果

4.1 模態(tài)分析計算

箱體結構為鈑金件,網(wǎng)格劃分采用shell單元,網(wǎng)格尺寸為5 mm,根據(jù)設計要求,箱體頻率應高于12 Hz。 利用ANSYS軟件對箱體進行模態(tài)分析,得到的結果如表3所示。可以看到,箱體一階固有頻率為20.3 Hz,高于設計要求的12 Hz,滿足要求,圖4為第一階振動頻率(20.33 Hz)對應振型。

表3 高壓箱模態(tài)分析結果

4.2 靜強度分析

柜體材料為301LN不銹鋼,該材料屈服強度為240 MPa,安全系數(shù)取1.15,則許用應力為208.7 MPa。對柜體進行靜強度分析,根據(jù)分析結果,得出柜體在各工況下的最大Von Mises 應力值如見表4所示,高壓箱靜強度分析s01工況應力分布如圖5所示?？梢钥吹轿宸N工況下箱體最大應力均出現(xiàn)在斷路器安裝孔處,該處應力具有奇異性,這是由于斷路器是通過螺栓與安裝板進行連接,而在分析時,螺栓連接一般用剛性單元進行模擬簡化,導致該處容易出現(xiàn)奇異應力。靜力學分析結果表明,五種工況下箱體最大應力雖為奇異應力,但均小于許用應力,滿足靜強度設計要求。

表4 高壓箱靜強度分析結果

圖5 高壓箱靜強度分析s01工況應力分布

4.3 隨機振動分析

橫向、垂向、縱向隨機振動時最大1σ應力值如表5所示。橫向隨機振動時1σ應力分布如圖6所示。可以看到,橫向、垂向和縱向隨機振動的最大1σ應力分別為37.9 MPa、54.9 MPa和58.13 MPa,這三個方向的疲勞損傷之和小于1,隨機振動疲勞強度滿足設計要求。

表5 高壓箱隨機振動分析最大1σ應力值

圖6 高壓箱橫向隨機振動時1σ應力分布(最大應力37.9 MPa)

4.4 焊縫疲勞分析

通過對高壓箱焊縫進行疲勞壽命研究,可以得到三個方向的焊縫疲勞強度利用系數(shù), 如表6所示,三個方向的焊縫疲勞最大利用度分別為0.06、 0.07 和 0.12,焊縫疲勞總利用度為 0.25,該值遠小于1,說明焊縫疲勞強度滿足要求。圖7為橫向疲勞工況下的焊縫疲勞利用度分布云圖。

表6 高壓箱橫向焊縫疲勞強度利用系數(shù)

圖7 高壓箱焊縫疲勞利用度分布云圖(橫向)

5 試驗驗證

由于軌道交通機車車輛上的設備在運行環(huán)境的影響下將承受沖擊和振動,為保證設備的運行安全,在裝車前會模擬設備實際所處環(huán)境,對設備進行隨機振動試驗,判斷設備是否符合要求。隨機振動的試驗原理是在規(guī)定的環(huán)境條件下,按預定的方向和固定方式,把試驗樣品放到振動試驗機上, 在一定頻率范圍內,按預定強度進行一定時間的隨機振動。試驗設備包含振動試驗臺、閉環(huán)控制系統(tǒng)、加速度傳感器、信號調節(jié)器等儀器。

利用夾具將高壓箱安裝在試驗臺上,根據(jù)標準GB/T21563-2018《軌道交通機車車輛設備沖擊和振動試驗》對高壓箱進行隨機振動疲勞試驗,隨機振動試驗臺如圖8所示。在整個頻率范圍內,其檢測點上測得的容差范圍應滿足以下要求:500 Hz以下的檢測點信號的ASD偏離值在-1.5～3 dB之間; 500～1 000 Hz之間的檢測點信號的ASD偏離值在-3～3 dB之間。根據(jù)GB/T21563-2018規(guī)定的驗收標準,高壓箱箱體性能及功能測試滿足要求,檢查柜體完整無裂紋,螺栓未松動,未發(fā)現(xiàn)焊縫裂紋等問題,柜體強度滿足要求,同時也說明了結構仿真方法的可行性。

圖8 高壓箱振動疲勞試驗

6 結論

1)利用Ansys軟件對高壓箱進行模態(tài)分析,得出高壓箱前六階振動模態(tài)頻率,第一階固有頻率為20.3 Hz,高于設計要求的12 Hz,滿足設計要求。

2)利用Ansys軟件對高壓箱進行靜強度分析,得到五種工況下柜體的Von Mises 應力最大值以及應力分布云圖,五種工況下箱體最大應力點均出現(xiàn)在斷路器安裝孔周圍,雖然為奇異應力,但均小于許用應力,滿足靜強度設計要求。

3)利用Ansys軟件對高壓箱進行隨機振動分析,得到橫向、垂向、縱向隨機振動時最大1σ應力值及1σ應力分布圖,疲勞損傷之和小于1,隨機振動疲勞強度滿足設計要求。

4)利用Ansys軟件和Hyperworks軟件對高壓箱焊縫進行疲勞分析,得到橫向、垂向、縱向焊縫疲勞強度利用系數(shù)及焊縫疲勞利用度分布云圖,三個方向的焊縫疲勞最大利用度分別為0.06、 0.07 和 0.12,焊縫疲勞總利用度為 0.25,該值遠小于1,說明焊縫疲勞強度滿足要求。

5)高壓箱順利通過疲勞振動試驗,說明滿足可靠性要求,定性說明結構仿真方法的可靠性。

本文通過對高壓箱及焊縫進行仿真分析來驗證高壓箱的可靠性,為高壓箱的設計以及后續(xù)產品的優(yōu)化提供了數(shù)據(jù)支持與方法支持。