新一代高速動(dòng)車組中間車車體的強(qiáng)度及自振頻率

趙士忠，田愛琴，趙國忠，伊召鋒

(1.中國北車集團(tuán) 青島四方機(jī)車車輛股份有限公司，山東 青島 266555;2.工業(yè)裝備結(jié)構(gòu)分析國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，大連理工大學(xué)工程力學(xué)系，遼寧 大連 116024)

0 引言

隨著中國高速鐵路的快速發(fā)展，特別是350 km/h及以上速度的新一代高速動(dòng)車組投入建設(shè)以來，為了滿足高速列車的運(yùn)行需求，對(duì)車體結(jié)構(gòu)的強(qiáng)度、剛度等性能的要求也更加嚴(yán)格［1］.高速列車車體是關(guān)鍵的人機(jī)界面部件和承載部件，車體的技術(shù)狀態(tài)影響列車的安全可靠性和舒適性，因此對(duì)高速列車車體的研究具有重要的意義.

目前對(duì)于高速列車車體的研究主要集中在常規(guī)動(dòng)車組，文獻(xiàn)［2］對(duì)高速列車車體自振頻率進(jìn)行了研究;文獻(xiàn)［3］對(duì)CRH3型動(dòng)車組車體進(jìn)行了結(jié)構(gòu)強(qiáng)度分析;文獻(xiàn)［4］對(duì)高速動(dòng)車組拖車車體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度及優(yōu)化設(shè)計(jì)進(jìn)行了研究;文獻(xiàn)［5］對(duì)于動(dòng)車組車體斷面進(jìn)行優(yōu)化仿真分析.本文以京滬高鐵的新一代高速動(dòng)車組CRH2型的中間車車體為研究對(duì)象，對(duì)不同載荷工況作用下的車體強(qiáng)度，自振模態(tài)及頻率進(jìn)行了有限元分析和評(píng)估，為車體結(jié)構(gòu)的優(yōu)化提供了設(shè)計(jì)依據(jù).

1 新一代動(dòng)車組車體結(jié)構(gòu)

新一代高速列車車體鋼結(jié)構(gòu)采用全鋁合金整體承載內(nèi)走廊式結(jié)構(gòu)，由底架、側(cè)墻、車頂、端墻等四部分焊接而成.車體幾何模型如圖1所示.

圖1 幾何模型

車體主要結(jié)構(gòu)的特點(diǎn)如下：

底架：主要包括牽引梁、枕梁、邊梁、橫梁以及地板等，主要是由鋁合金擠壓型材和鋁合金板焊接而成，地板為30 mm厚的雙層中空鋁型材地板.

側(cè)墻：采用大型中空擠壓型材，不設(shè)車內(nèi)側(cè)立柱，擠壓型材上設(shè)置通長的T型槽，便于內(nèi)部部件的安裝.

車頂：車頂型材之間的焊接采用在車體長度方向上連續(xù)焊接，車頂和側(cè)墻的連接采用車內(nèi)側(cè)、外側(cè)連續(xù)焊接結(jié)構(gòu).

端墻：端墻主體為雙層中空鋁型材.

2 新一代動(dòng)車組車體靜強(qiáng)度分析

2.1 有限元模型

整個(gè)車體鋼結(jié)構(gòu)為鋁板、梁、型材焊接結(jié)構(gòu)，故基本結(jié)構(gòu)：側(cè)墻、車頂、端墻均按四節(jié)點(diǎn)薄板單元離散，底架枕梁、牽引梁、橫梁等按四節(jié)點(diǎn)薄板單元離散，型材地板為薄板與梁組合離散.利用Hypermesh劃分網(wǎng)格，平均網(wǎng)格邊長為40 mm，板單元大部分采用四節(jié)點(diǎn)四邊形單元，部分采用三節(jié)點(diǎn)三角形單元;整車計(jì)算模型共分為785869個(gè)單元，609551個(gè)節(jié)點(diǎn)，其中在載荷施加的位置以及車體掛件的位置都進(jìn)行了剛體單元的處理.車體有限元模型如圖2所示.

圖2 有限元模型

參照相關(guān)車體設(shè)計(jì)規(guī)范共進(jìn)行了4個(gè)典型工況的分析，包括垂向載荷工況、車端壓縮工況、車端拉伸工況、扭轉(zhuǎn)工況.

2.2 主要工況介紹

計(jì)算中的單位約定為：長度單位為mm;力的單位為N;應(yīng)力單位為MPa;坐標(biāo)系約定為：X向?yàn)檐圀w長度方向;Y向?yàn)檐圀w高度方向，Z向?yàn)檐圀w寬度方向.計(jì)算時(shí)需要考慮的主要車體掛件有主變壓器和主變換裝置，其具體位置如圖3所示.

圖3 掛件分布

(1)垂向載荷工況

載荷施加：在車內(nèi)地板上施加均布載荷，在車內(nèi)地板主變壓器和主變換裝置所在位置施加集中載荷.

邊界條件施加：在枕梁位置施加兩個(gè)方向(X、Y)的位移約束.

(2)車端壓縮工況

載荷施加：在車內(nèi)地板上施加均布載荷;在車內(nèi)地板主變壓器和主變換裝置所在位置施加集中載荷;在兩端牽引梁處施加980 kN的壓力.

邊界條件施加：在枕梁位置施加兩個(gè)方向(X、Y)的位移約束.

(3)車端1 000 kN拉伸工況

載荷施加：在車內(nèi)地板上施加均布載荷，在車內(nèi)地板主變壓器和主變換裝置所在位置施加集中載荷，在兩端牽引梁處施加980kN的壓力.

邊界條件施加：在枕梁位置施加兩個(gè)方向(X、Y)的位移約束.

(4)扭轉(zhuǎn)工況

載荷施加：在二位端的枕梁處施加大小相等方向相反的力F=16.26 kN，力之間的距離為S=2 460 mm，使得F×S=40 kN·m，用于模擬扭矩40 kN·m的工況.

邊界條件施加：一位端枕梁處約束兩個(gè)方向(X、Y)的位移自由度，二位端枕梁處約束一個(gè)方向(Y)的位移自由度.

2.3 計(jì)算結(jié)果及強(qiáng)度評(píng)估

(1)計(jì)算結(jié)果

表1列出了包括垂向載荷工況、壓縮工況、拉伸工況、扭轉(zhuǎn)工況下的位移最大值和高應(yīng)力值以及出現(xiàn)位置，各工況下的應(yīng)力云圖如圖4～7所示.

表1 各工況位移及應(yīng)力

圖4 垂向載荷工況下的應(yīng)力云圖

圖5 壓縮載荷工況下的應(yīng)力云圖

圖6 拉伸載荷工況下的應(yīng)力云圖

圖7 扭轉(zhuǎn)載荷工況下的應(yīng)力云圖

(2)靜強(qiáng)度評(píng)估

根據(jù)有限元的計(jì)算結(jié)果，對(duì)各主要荷載工況下的強(qiáng)度狀況進(jìn)行評(píng)估.

①車體在垂直載荷工況下，最大等效應(yīng)力位于窗角，數(shù)值是92.46 MPa，數(shù)值小于該部位的許用應(yīng)力205 MPa，符合靜強(qiáng)度要求;

②車體在壓縮工況和車體拉伸工況下，最大等效應(yīng)力位于二位端枕梁部位，數(shù)值為140.1 MPa，小于該部位材料的許用應(yīng)力245 MPa，符合靜強(qiáng)度要求;

③車體在扭轉(zhuǎn)工況下，最大應(yīng)力位于二位端約束，數(shù)值為25.25 MPa，小于該部位材料的許用應(yīng)力245 MPa，符合靜強(qiáng)度要求.

3 車體自由振動(dòng)的模態(tài)分析及相當(dāng)彎曲剛度評(píng)估

車體結(jié)構(gòu)的模態(tài)是評(píng)價(jià)高速列車在運(yùn)行安全性和乘坐舒適性上的一個(gè)重要參數(shù)［6］，模態(tài)分析也是高速列車車體設(shè)計(jì)中結(jié)構(gòu)分析的主要內(nèi)容之一［7］，尤其是低階模態(tài)，能反映車體整體的剛度性能，常常作為控制高速列車車體常規(guī)振動(dòng)的關(guān)鍵指標(biāo).

3.1 模態(tài)分析

模態(tài)分析按自由邊界條件處理，對(duì)車架的振動(dòng)響應(yīng)影響相對(duì)較大的激勵(lì)多集中在低頻域，故本文只提取前六階頻率(不含前六階剛體模態(tài))，車體各階頻率特性如表2所示，車體一階垂向彎曲振型圖和一階扭轉(zhuǎn)振型圖如圖8和圖9所示.

表2 頻率特性

圖8 一階垂向彎曲振型圖

3.2 相當(dāng)彎曲剛度計(jì)算

相當(dāng)彎曲剛度與一階彎曲固有頻率的近似理論計(jì)算公式［8］如下：相當(dāng)彎曲剛度其中，W為垂直載荷，取447.84 kN;l1為車輛定距，取17500 mm;l2為前端轉(zhuǎn)向架中心到前端距離，取3 500 mm;l3為后端轉(zhuǎn)向架中心到后端距離，取3 500 mm;δ為車體中央撓度，取8.233 mm;l為車體總長，即l=l1+l2+l3=24500 mm.各參數(shù)代入上式得到相當(dāng)彎曲剛度為2.183E9 N·m2.

其中，wc為車體自重=83.02 kN，g=9 800 mm/s2.因此一階彎曲固有頻率為12.24 Hz.

3.3 剛度評(píng)估

(1)根據(jù)車體中央撓度計(jì)算得到：車體相當(dāng)彎曲剛度為2.183E9N·m2，大于標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的1.8 E9N·m2，符合剛度要求.

(2)根據(jù)車體中央撓度估算得到：車體的一階彎曲固有頻率為12.24 Hz，大于10 Hz，符合標(biāo)準(zhǔn)要求.

(3)根據(jù)有限元法計(jì)算得到車體在全自由狀態(tài)下的一階垂向彎曲固有頻率為18.025 Hz.根據(jù)文獻(xiàn)［9］整備后車體彎曲振動(dòng)頻率總體降低20%左右.由此估算，新一代動(dòng)車組整備后彎曲振動(dòng)頻率為14.4 Hz，與理論估算值比較接近，同樣高于標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的10 Hz.

4 結(jié)論

(1)本文利用Hypermesh軟件進(jìn)行前處理，利用Ansys軟件作為求解器進(jìn)行了新一代動(dòng)車組中間車車體的有限元分析;

(2)在靜強(qiáng)度評(píng)估中發(fā)現(xiàn)車體的強(qiáng)度滿足要求，在車端壓縮工況中局部區(qū)域應(yīng)力值比較大，建議在設(shè)計(jì)時(shí)重點(diǎn)關(guān)注此處;

(3)在剛度評(píng)估中通過對(duì)近似理論計(jì)算得到的相當(dāng)彎曲剛度和仿真分析計(jì)算的一階垂向彎曲固有頻率的評(píng)估，驗(yàn)證了本文計(jì)算模型的有效性，也為車體的實(shí)際結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及進(jìn)一步的結(jié)構(gòu)優(yōu)化提供了參考依據(jù).

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