某出口米軌動車組（Tc車）車體設計及試驗對比研究

許彥強，肖守訥

（1 中國南車集團 南京浦鎮車輛有限公司，江蘇南京210031；2 西南交通大學牽引動力國家重點實驗室，四川成都610031）

鐵路客車車體一般是比較復雜的大型空間焊接結構，鐵路運輸速度的提高 ，讓車輛結構的安全性和可靠性成為車輛研究的關鍵課題之一［1］。隨著有限元方法的逐步完善和計算機硬件水平的飛速提高，傳統的鐵路客車車體設計方式已經逐漸消逝，而利用CAE技術結合有限元方法對車輛產品的功能、性能與安全可靠性進行計算、優化設計，成為當今鐵路車輛設計的主流方法。

1 Tc車結構特點及主要參數

1.1 結構說明

該車為米軌車輛，整體為無中梁整體承載薄壁筒型結構，車體斷面以及車長、車高均比國內準軌車輛小，地板為低地板，側墻采用平板結構。為滿足國外客戶嚴格的質量要求，該車在滿足強度要求的同時還必須兼顧輕量化，且因整體斷面變小，所以在車體整體剛度以及車體自振頻率的保證方面都增加了設計難度。車體鋼結構設計采用標準：TB／T 1335－1996《鐵道車輛強度設計及試驗鑒定規范》。另外，該車的設計還需要滿足運輸以及帶轉向架吊裝的要求，故車體部分位置的強度必須達到吊裝時的工況要求。

1.2 主要材質及焊接方式

該車的車體結構由底架、側墻、車頂、端墻、司機室幾部分組成，車體結構除底架波紋板、車頂頂板和側墻蒙皮采用05CuPCrNi材料之外，其他主要結果均采用09CuPCrNi－A、Q345－B及 Q235－A 材料。所有結構均采用焊接組裝，主要的焊接形式為搭接焊、對接焊、塞焊和角焊。

1.3 主要技術參數及材料性能

主要參數：設計速度120km／h，車長21 029mm，車寬2 805mm，車高3 765mm，車輛定距14 700mm，整車鋼結構質量10.57t（含車鉤），轉向架自重6.5t／個，整備質量0.3t，載重9t，垂向靜載重下彈簧靜撓度大于200mm。車體用材料的主要性能參數見表1。

表1 Tc車車體所用材料的主要性能參數

2 車體計算分析過程

2.1 車體計算模型

車體內所有的弧焊焊接均以節點重合的形式來簡化模擬，塞焊和點焊以梁單元或者約束方程來簡化模擬，采用板殼單元對該車進行小網格離散，綜合考慮整車結構設計采用的焊縫長度之后，在選取有限單元的典型長度時選擇20mm，部分位置達到5mm。車輛設備均以質量塊的形式施加在各自的質心位置，通過一定的連接單元與安裝座連接；門窗、內裝、管線與乘客等以均布力的形式施加在各自的位置上。最終車體承載結構模型質量為9 996kg，如圖1。由于該車需要考慮整車吊裝等計算工況，故采用整車模型計算。最終計算模型的參數如下：

整車1 159 139個單元，其中包括：

5 798個SOLID45六面體單元；980 554個SHELL63板殼單元；4 764個COMBIN14彈簧單元；167 817個MASS21質量單元。

圖1 整車有限元模型

2.2 載荷工況及邊界條件

根據TB／T 1335－1996和實際會遇到的載荷，對車輛模型的質量進行定義（見表2），并根據標準共設計了如表3所示的靜強度計算工況。

有限元法計算的原理實際上是求解由結構數據化成的數學模型，所以必須在計算模型一些節點上設置一定的約束，從而利用這些約束條件讓結構數據化成的剛度數學方程組可解。該車計算的邊界條件按照TB／T 1335－1996及TB／T 1806－2006《客車車體靜強度試驗方法》的有關要求設置約束，帶轉向架整體起吊工況以結構的實際支承情況設置約束。

表2 質量及載荷符號說明

表3 靜強度計算工況

2.3 結構優化及分析

經過初步計算，車體結構中有個別部位出現組合應力偏大，超出了TB 1335－1996限定的許用應力值，在不影響車體其他各部件安裝的情況下，對車體結構做一些結構優化，以下列舉部分位置加以說明。

在平頂與中部端頂的連接位置處增加一根小彎梁，并與原有小彎梁之間用蓋板連成封閉結構。平頂與中部端頂的連接處是車體斷面改變的位置，即剛度突變的位置，所以該處的連接對應力的傳導非常重要。經過優化，此位置最高應力從314MPa降低至209MPa，滿足標準許用應力要求。

平頂處角型小彎梁改為帽型，與平頂帽型橫梁相對應。對梁柱形成的骨架結構中一個橫截面內盡可能形成封閉結構，若需采用不同的截面時，也必須采取立面相對接的方式連接，這樣有利于應力的傳導。經過結構優化，此位置最高應力從363MPa降低至211MPa，滿足標準許用應力要求。

一位端牽引梁下蓋板，斜面上的工藝長圓孔上移，與牽引梁拐點位置錯開，另在牽引梁拐點位置增加隔板。在關鍵應力傳遞路徑上不能發生傳遞鏈的斷開。牽引梁下蓋板作為重要部件，是應力傳遞的重要部位，同時結構中的拐點位置又是應力比較容易集中的部位，拐點處工藝孔的存在導致該處應力無法向下順利傳遞即發生應力集中。通過結構優化，此位置最高應力從391MPa降低至196MPa，滿足標準許用應力要求。

2.4 模態分析

模態分析是研究結構動力特性的一種近代方法，是系統辨別方法在工程振動領域中的應用。在鐵路車輛領域通過模態分析，求解出車體的自振頻率（主要是一階垂向彎曲固有頻率和振動模態），用求解出的結果來檢查車體結構自振頻率是否避開了轉向架的點頭頻率。如果車體自振頻率與轉向架的點頭頻率相近，那么車輛在運行過程中，會發生很嚴重的共振現象，那將嚴重的影響車輛的舒適度［2］，那就需要對結構做非常大的改動來滿足要求。所以，模態分析得出的車體一階垂向彎曲固有頻率是一個評價車體結構舒適度非常重要的指標，也是當今鐵路客車設計必須要關注的一個設計參數。

經過模態計算，整備狀態下和超載狀態下的一階垂向彎曲整形圖分別如圖2所示。

圖2 整備狀態下和超載狀態下的一階垂向彎曲整形圖

車體結構在整備狀態以及超載狀態下的振動頻率見表4。

表4 車體的振動類型及頻率

通過計算結果可知，整備狀態和超載狀態下，一階垂直彎曲振動頻率均大于10Hz［4］，車體結構的振動特性滿足標準要求。

3 靜強度試驗測點位置、試驗結果及計算對比分析

3.1 靜強度試驗測點布置

試驗測點一般分為靜強度應力測點和撓度測點。

靜強度應力測點一般根據強度計算結果，并結合結構分析情況進行布置。主要承載構件、受力大的部件、以及應力集中較為嚴重的部位均應布置測點。如窗角、門角、牽引梁變截面處、以及枕梁、牽引梁、邊梁、鐵地板等主要承載件的主要焊縫處。另外應變計的布置方式還要根據測點的應力狀態確定單向應變計、二向應變計還是應變花。

撓度測點主要集中在車體邊梁的中央部位、枕梁兩端的頂車位置。同一枕梁兩端部的測點必須布置在車體同一橫斷面的相同水平位置。

3.2 試驗結果與計算對比分析

（1）試驗及計算結果的影響因素

影響試驗結果的準確度因素：①車體結構的焊縫質量；②測點位置；③應變計的種類；④載荷工況的加載位置以及試驗邊界條件。

影響計算結果的準確度因素：①有限元模型的精細程度；②有限元模型模擬結構正確度；③載荷工況的加載位置以及邊界條件。

（2）對比分析工況選取

試驗是否合格的標準是考慮測點位置的合成應力是否超過許用應力，相當于考慮測點的組合應力情況，故選擇計算中的組合工況與試驗結果進行比對。

（3）試驗結果

牽引梁B01測點的最大可能合成應力最大，其值為－216.0MPa。該測點的最大可能合成應力均小于材料的第一工況許用應力。牽引梁下蓋板0203測點的頂車應力最大，其值為－14.2MPa。

枕內縱向梁0402測點的最大可能合成應力最大，其值為－80.8MPa，最大可能合成應力小于材料的第1工況許用應力。05′01測點的頂車應力最大，其值為－34.1MPa。

枕梁1103測點的最大可能合成應力最大，其值為－143.8MPa，最大可能合成應力小于材料的第1工況許用應力。1103測點的頂車應力最大，其值為13.5 MPa。

橫梁2201測點的最大可能合成應力最大，其值為75.2MPa，最大可能合成應力小于材料的第1工況許用應力。側梁3302測點的最大可能合成應力最大，其值為159.7MPa。所有測點的最大可能合成應力均小于材料的第1工況許用應力。3701測點的頂車應力最大，其值為106.5MPa。

波紋地板8103測點的最大可能合成應力最大，其值為－152.6MPa，最大可能合成應力小于材料的第1工況許用應力。82′03測點的頂車應力最大，其值為－10.8MPa。

門角6102測點的最大可能合成應力最大，其相當應力值為－190.9MPa，小于材料的第1工況許用應力。6103測點的頂車應力最大，其相當應力值為－176.4MPa。

窗角6208測點的最大可能合成應力最大，其值為193.5MPa，最大可能合成應力小于材料的第1工況許用應力。6302測點的頂車應力最大，其值為151.2 MPa。所有測點的頂車應力均小于材料的屈服極限。

3.2.4 計算結果

組合工況下，車體最大組合應力BOTTOM層為206.3MPa，位于2位端車鉤牽引結構橢圓形孔上；TOP層為214.96MPa，位于2位端車鉤安裝座上。

側墻最大組合應力BOTTOM層為200.22MPa，TOP層為202.77MPa，位于二位端側墻左右門角上，如圖3。

車頂最大組合應力BOTTOM層為173.68MPa，TOP層為204.19MPa，位于從2位端數頂蓋平頂第3根小彎梁上。

底架邊梁最大組合應力BOTTOM層為152.21 MPa，位于2位端枕梁后第5根橫梁與邊梁連接位置，TOP層為134.53MPa，位于一位端枕梁與邊梁連接處。如圖4。

圖3 車體側墻與端墻TOP面上應力分布云圖

圖4 車體底架邊梁BOTTOM面上應力分布云圖

3.2.5 結果對比

將結構優化后且計算結果符合標準要求的有限元分析數據和符合標準要求的實際車輛試驗數據進行對比，分別取相同位置的計算應力和試驗應力，對比數據見圖5，從圖中可以發現，試驗數據和計算應力大多是相近的，特別是側門門角、枕梁和牽引梁附近的數據非常接近，但是試驗數據和計算數據還存在一定的差異。

圖5 車體關鍵受力點計算應力與試驗應力數據對比

計算得到該車輛的扭轉剛度為GJp＝13.26×108N·m2／rad，試驗得出扭轉剛度為GJp＝6.0×108N·m2／rad，數據相差較大，但均大于 TB／T 1335－1996的推薦值5.5×108N·m2／rad，滿足標準要求。

計算得到該車輛的垂向剛度為EJ＝2.62×109N·m2，試驗得出垂向剛度為EJ＝2.0×109N·m2，數據相差不多，但均大于TB／T 1335－1996的推薦值1.8×109N·m2。

4 結束語

通過計算與試驗對比，大部分位置具有相似性而且數據也很接近，說明計算過程中出現的應力集中部位與實際情況是相同的，所以結構中應力傳遞的趨勢以及結構應力集中位置完全可以通過計算得出。另外，計算應力與試驗應力及車輛的剛度指標均符合標準規定的數值［3］，故該車體完全滿足 TB／T 1335－1996《鐵道車輛強度設計及試驗鑒定規范》的要求。

但是計算的理論基礎是彈性力學與有限單元法，該方法是將材料看做理想狀態，忽略了材料本身會出現的各種缺陷，同時在模擬焊接過程中，弧焊的模擬是將單元節點直接做了重合，即不考慮焊接本身會出現的缺陷。而實際試驗中，車輛的材料和焊接不能完全達到計算時的理想狀態，且試驗貼片時也會有誤差，故計算數據與試驗數據存在一定的差異。

在該車體設計的整個過程中，充分運用了有限元虛擬樣機技術，在車輛物理模型試制之前通過有限元分析進行結構優化，這對車輛試制成功起到了關鍵性的作用。對車輛的工作狀態和運行行為進行模擬仿真，及早發現設計缺隕，改進和優化設計方案，在制造物理樣機之前將絕大部分出現的問題予以解決，這樣大大提高了產品設計的準確性和可靠性，也節省了后期改正物理樣機所需的大量時間和費用。

［1］ 盧耀輝，曾 京.鐵路車輛關鍵部件靜強度及疲勞壽命的有限元分析方法［J］.重慶工學院學報，2007，21（10）：23－27.

［2］ 周 偉.地鐵不銹鋼車體靜強度計算及模態分析［J］.都市快軌交通，2007，20（5）：47－49.

［3］ TB／T 1335－1996.鐵道車輛強度設計及試驗鑒定規范［S］.

［4］ TB／T 1806－2006.鐵道客車車體靜強度試驗方法［S］.

［5］ 中國鐵道科學研究院機車車輛研究所.200km／h及以上速度級鐵道車輛強度設計及試驗鑒定暫行規定［S］.