動車組頭車車體疲勞強度分析

宋　燁　鄔平波　賈　璐

西南交通大學牽引動力國家重點實驗室,成都,610031

動車組頭車車體疲勞強度分析

宋燁鄔平波賈璐

西南交通大學牽引動力國家重點實驗室,成都,610031

以某350 km/h動車組頭車車體為研究對象,在ANSYS中建立車體有限元模型,依據EN12663標準對其進行剛度和靜強度分析,得到車體垂向最大變形為5.39 mm,最大當量應力為280.2 MPa,最大當量應力出現在空氣彈簧約束處,小于材料的屈服極限，滿足車體剛度和靜強度要求;根據動車組實際線路運行情況,增加明線會車、隧道會車、隧道通過和側風工況4種氣動載荷工況進行靜強度分析,4種工況車體的靜強度均小于車體材料的屈服極限;采用Goodman疲勞曲線圖對車體疲勞強度進行評估,各部位安全系數均大于1,滿足疲勞強度的要求。

動車組；車體;氣動載荷;有限元分析;疲勞強度

0　引言

隨著列車運行速度的提高，列車服役環境也變得更加惡劣，對列車的安全性和可靠性也提出了更高的要求。隨著高速動車組的普遍運行,目前的車體相關標準已經不能滿足車體強度的評判，需要增加更多的實際線路運行情況進行分析。尤其在氣動載荷方面，隨著列車速度的提高,氣動載荷對車體強度的影響越來越大,特別在高速會車、高速隧道通過及受到強側風影響的時候,氣動載荷對車體強度的影響更加明顯。

目前,國內對車體疲勞強度問題的研究主要集中在機械載荷對車體疲勞強度的影響方面,而關于氣動載荷對車體疲勞強度影響的研究比較少,在標準EN12663-2010[1]、JIS E7106[2]和《200 km/h及以上速度級鐵道車輛強度設計及試驗鑒定暫行規定》中僅僅作了簡單的描述[3]。在國外，韓國鐵道研究院KRRI的Seo等[4]對高速列車通過隧道時產生的氣動載荷疲勞強度做了大量的理論和試驗研究。本文在EN12663車體強度評定準則的基礎上增加了4種氣動載荷工況對車體強度進行評判,將高速列車明線會車氣動載荷工況與由軌道引起的垂向加速度和牽引制動引起的疲勞載荷工況進行組合,采用Goodman曲線分別對車體底架側梁、地板外層、地板夾層、車身外層、側墻內層、側墻夾層、司機室7個部分進行了疲勞強度的評估。若這7個部分強度計算結果均落在各自對應的Goodman曲線封閉區域內,則車體滿足疲勞強度要求。

1　動車組頭車車體結構及有限元模型

1.1動車組頭車車體結構特點

動車組車體由大型中空鋁合金型材組焊而成,具有良好的防腐性能，其承載結構為筒型整體承載結構;這種結構可以有效地減少車體結構的零部件數量、降低制造成本、提高車體結構制造質量,而且具有較好的截面剛度特性，從而可提高車體結構的整體剛度和乘坐舒適性[5-6]。動車組頭車車體主要由車體底架側梁、地板外層、地板夾層、車身外層、側墻內層、側墻夾層、司機室7個部分組成。表1所示是該動車組頭車車體主要技術參數。

表1　頭車車體主要技術參數

1.2頭車車體材料許用應力

本文高速列車所用的A7N01鋁合金是我國國產材料,其焊接填充材料采用的是SAF5356焊絲。母材和焊絲的成分見表2。分別根據母材和焊縫的實際情況,定義材料的不同屬性,如表3所示。

表2　A7N01鋁合金和焊絲的化學成分(質量分數)　%

表3　車體材料屬性

1.3頭車車體有限元模型

由于動車組車體鋁結構為鋁板、梁、型材焊接結構，故車體有限元模型以任意四節點等參薄殼單元為主，三節點三角型單元為輔。頭車車體有限元模型的單元總數為2 199 500,節點總數為180 557 8。頭車車體的有限元模型如圖1所示。

圖1　動車組頭車車體有限元模型

2　車體靜強度分析

2.1車體靜強度工況

參考EN12663-2010,結合該動車組車體強度計算特點,制定出動車組車體靜強度計算工況,表4列出了部分載荷工況[7-9]。

表4　頭車車體靜強度計算載荷工況表

具體載荷處理如下:①對于車體自重,在ANSYS前處理模塊輸入車體鋁合金材料的密度和重力加速度,程序根據模型各單元表面積、單元實常數自動將單元載荷因子的信息記入總載荷進行計算;②車內設備(如座椅)、乘客、行李等載荷以均布載荷的形式作用在底架側梁上；③車頂空調設備和車體牽引變流器及冷卻裝置,按照設備安裝點的實際位置，以集中載荷的形式平均作用在相應的節點上。

2.2車體剛度和強度計算結果

車體垂向載荷工況1計算的表形值用來校核車體的剛度,計算得到車體最大變形：車體底架側梁垂向變形為5.39 mm,相對變形較小,如圖2所示。

車體在工況1～工況7載荷作用下, 最大當量應力為280.2 MPa,產生于工況7中,出現在二位端空氣彈簧約束處，如表5所示。工況7是考察車體在垂向超員情況下同時承受縱向超常壓縮載荷時能否滿足車體材料的需求，垂向載荷的主要承載部位在空氣彈簧座處，再同時承受縱向載荷作用，導致車體該處的應力最大,較大當量應力發生在司機室車門門角、二位端、一位端車鉤補強板處和車體側墻與車頂過渡處。其余部位的應力較小。圖3為工況1下的整車應力云圖。

圖2　車體變形云圖

圖3　工況1整體應力云圖

工況應力值(MPa)應力最大位置垂向載荷工況縱向載荷工況氣動載荷工況組合工況1120.28司機室車門門角2138.9司機室車門門角3182.9一位端車鉤補強板處4275.8一位端車鉤補強板處575.2車體側墻與車頂過渡處6199.6二位端轉向架約束處7280.2二位端轉向架約束處

機車車輛承載結構在相關標準規定的載荷作用下,其靜強度滿足設計和運行的條件如下：

(1)在正常運行載荷作用下,其最大von_Mises應力不大于制造材料的許用應力[10],即

σmax≤[σ]

(1)

(2)在運行中最大載荷(發生行車事故時承擔的載荷)作用下,其最大von_Mises應力不大于制造材料的屈服極限σs,即

σmax≤σs

(2)

上述工況中,工況1為運行載荷作用下的工況,用式(1)進行校核,材料的許用應力根據材料屈服極限σs與安全系數S的商進行計算,根據《200 km/h及以上速度級鐵道車輛強度設計及試驗鑒定暫行規定》,運營載荷下安全系數S取1.5,材料許用應力為197 MPa,滿足靜強度要求。工況2至工況7分別為抬車工況、縱向靜負載工況、組合工況，為非正常運行載荷作用下的工況,按式(2)進行校核,材料屈服極限為295 MPa,滿足靜強度要求。

3　氣動載荷下車體強度分析

列車沿地面高速運行時帶動列車周圍空氣隨之運動,形成一種特定的非定常流場,通常稱之為“列車風”。列車風使列車附近環境空氣壓力波動，并引起強烈的空氣流動。當兩相對行駛的列車交會時，在交會瞬間，這一擾動將會加劇,尤其是一列車的頭部或尾部與另一列車交會時,將引起另一列車會車一側表面的空氣壓力發生突變,形成一種瞬態壓力沖擊,在約幾十毫秒之間相繼出現正負壓力峰值,這一瞬態壓力沖擊即為列車交會壓力波。

這一壓力波作用在列車司機室正面和車體側面,主要產生三方面的危害：①司機室正面和車體側面的窗玻璃可能由于壓力沖擊而破壞;②在列車車廂氣密性不良的情況下,壓力波傳入車內使車內人員耳朵感到不適,使乘坐舒適性惡化；③過大的交會空氣壓力波導致列車橫向振動加大將危及行車安全,損壞車體結構。本文主要研究高速列車明線會車、隧道通過、隧道會車壓力波動對車體結構的影響。

3.1明線會車氣動載荷

高速列車等速交會時,交會側典型壓力波動圖見圖4[11]。

圖4　高速列車會車時的典型壓力波

在本文中,將頭車分為頭部和車身部兩個部分進行加載分析,在頭部迎風面施加1200 Pa壓力。對車身進行區域劃分，加載隨時間變化的表面壓力以模擬會車過程中的車體壓力波動。為能完整地表達列車交會過程氣動載荷波動對車體結構的影響，同時考慮計算機能力和計算時間，在不影響結果可靠性和精確性的前提下，取氣動載荷波動較為劇烈的頭波部分即圖5中圖框區域作為載荷輸入。

圖5　壓力波動計算區域

圖6　計算區域時間步長圖

圖5中,計算區域時間歷程為0.18 s,為保證結果的精確性且方便加載,將該區域分為10個時間步長,每個時間步長間隔為0.018 s,見圖6。列車以300 km/h等速交會,每個時間步長該壓力波動線掃掠過的距離即試驗車頭部在被檢測車車體掃掠過的距離為

該動車組頭車車身部分長17.686 m,故可將車身部分劃分為6個分區,分區1至分區5的縱向長度均為3 m,分區6的縱向長度為2.686 m,如圖7所示。

圖7　氣動載荷車身分區圖

每個時間步長內壓力波掃過距離s,對一個車體上的每一個分區,存在如下關系式：

(3)

即

(4)

求得平均壓強為

(5)

利用Origin繪圖軟件對10個時間步長進行積分,然后由式(3)求得10個時間步長的平均壓強,見表6。

表6　各時間步長內平均壓力

所取計算區域第1時間步長壓力波到達車體分區1時記為第一個工況,此時壓力波剛剛到達車體側表面;當所取計算區域第10時間步長壓力波到達車體分區6時為最后一個工況,此時整個壓力波已經掃掠過整個頭車車身。

將上述工況按順序加載即代表了壓力波掃掠過車身側表面的整個過程。加載時，對于車門和車窗處壓強，考慮到實際情況,根據其表面積和不同工況下該分區的表面壓強,分別計算出車門和每個車窗上承受的壓力，將該壓力分別加載到車體有限元模型車門邊框和車窗邊框上的節點上,即門窗上的力均勻分擔到門框和窗框節點上。

通過計算得知，明線會車時，車體受到的壓力波變動趨勢為先增大后減小，當會車壓力波到達車體劃分的第4個區域時,車體有最大當量應力146 MPa,小于材料許用應力。圖8和圖9為明線會車時車體整體和司機室應力云圖。

圖8　明線會車車體整體應力云圖

圖9　明線會車司機室應力云圖

3.2隧道會車

由于隧道會車是洞口效應和會車壓力波的疊加，故隧道會車車體側墻壓力波動不再像明線會車那樣一條“垂向壓力波線”縱向掃掠過車體。本文將最惡劣壓力波動值取為計算工況，對交會側側墻施加-4600Pa壓力、非交會側側墻施加-3000 Pa壓力、司機室迎風面施加4000 Pa壓力[12-13],同樣,車門車窗上壓力分別施加到門框和窗框上。

根據計算結果可知,最大當量應力值為178.3 MPa,小于材料許用應力。圖10和圖11為350 km/h等速隧道會車車體整體和司機室應力云圖。

圖10　350 km/h等速隧道會車車體整體應力云圖

圖11　350 km/h等速隧道會車司機室應力云圖

3.3隧道通過

隧道通過時，車體側墻壓力波動主要由洞口效應引起，靠近隧道壁一側的車體測點壓力變化值比靠近中心一側車體測點壓力值大4%左右[14]。此次計算時在司機室迎風面施加2500 Pa壓力，在一側側墻施加-3000 Pa壓力,另一側側墻施加-3120 Pa壓力,按面積折算出車門車窗上的壓力,分別施加到門框和窗框上。模擬高速列車350 km/h隧道通過時車身氣動載荷工況。

根據計算結果可知,最大當量應力值為168.9 MPa,小于材料許用應力。圖12和圖13為高速列車350 km/h隧道通過時車體整體和司機室應力云圖。

圖12　隧道通過時車體整體應力云圖

圖13　隧道通過時司機室應力云圖

3.4側風效應

列車側風問題涉及列車運行的安全性,隨著列車速度的不斷提高,側風導致列車空氣阻力、升力和橫向力迅速增大,還影響列車的橫向運動穩定性,嚴重時將導致列車傾覆。分析中,設定側風風速25 m/s,列車以350 km/h運行時,頭車車體受到側向力為64.13 kN,均布地施加在車體側墻上[15]。

根據計算結果可知,最大當量應力值為152.1 MPa，小于材料許用應力。圖14和圖15為高速列車350 km/h運行時側風效應時車體整體和司機室應力云圖。

圖14　側風效應車體整體應力云圖

圖15　側風效應司機室應力云圖

4　車體疲勞強度評定

造成車體疲勞破壞的載荷主要有氣動載荷、列車牽引制動引起的縱向載荷和軌道的垂直、橫向和彎曲不規律而導致的負載。本文采用Goodman疲勞曲線圖對車體疲勞強度進行評估。

4.1疲勞強度評定方法

結構產生疲勞裂紋的方向與最大主應力方向相互垂直,根據疲勞破壞的這個顯著特點,將三向應力狀態轉化為單向應力狀態,計算應力循環的平均應力和應力幅值,根據修正Goodman曲線進行結構疲勞強度評定。

多軸應力狀態和單向應力狀態的轉換方法如下:①確定不同載荷工況下結構的主應力數值和方向;②定義全部載荷工況下結構的最大主應力方向為基本應力分布方向,其值為計算最大主應力σmax,計算其與結構基準線(或計算模型整體坐標系的坐標軸線)的夾角α,如圖16a所示;③將其他載荷工況下的主應力投影到已確定的最大主應力方向上,其投影值最小的應力值即為最小主應力σmin,如圖16b所示;④由最大和最小主應力值計算平均應力σm和應力幅σa或應力比R,從而完成了多軸應力狀態向單軸應力狀態的轉化:

(6)

根據式(6)計算得出的平均應力σm和應力幅σa或應力比R,由修正的Goodman疲勞曲線確定相應的許用應力，用來評定結構的疲勞強度或壽命。

(a)(b)圖16　最大和最小主應力的確定方法

4.1車體疲勞強度評定結果

根據疲勞強度分析方法,利用高速列車明線會車時氣動載荷的載荷工況和由軌道引起的橫向、垂向加速度及牽引制動引起的疲勞載荷工況,共21個疲勞工況(表7)，分別對車體底架側梁、車身外層、側墻內層、側墻夾層、司機室、地板夾層、地板表層7個部分進行了疲勞強度的評定。根據式(6),通過MATLAB編程計算所選7個部分每個節點的平均應力和應力幅值，并在車體材料Goodman疲勞極限圖中進行打點，若所有點均落在Goodman曲線封閉區域內,則車體滿足疲勞強度要求。并求得相對于Goodman曲線安全系數和對應最大、最小主應力的工況,為車體的設計提供參考。

表7　疲勞強度計算載荷工況表

圖17～圖23分別給出了車體底架側梁、車身外層、側墻內層、側墻夾層、司機室、地板夾層、地板表層7個部分的Goodman疲勞強度曲線圖。由圖可以看出所有點均落在Goodman曲線封閉區域內。計算得到其各個部分的安全系數均大于1，因此車體滿足疲勞強度要求。

圖17　車體底架側梁疲勞強度評定

圖18　車身外層疲勞強度評定

圖19　側墻內層疲勞強度評定

圖20　側墻夾層疲勞強度評定

圖21　司機室疲勞強度評定

圖22　地板夾層疲勞強度評定

圖23　地板表層疲勞強度評定

5　結論

(1)在靜載荷作用下,車體結構變形協調,底架側梁垂向變形為5.39 mm,相對變形較小,滿足剛度要求。

(2)參照EN12663確定車體7個靜載荷工況,在靜載荷作用下,車體最大當量應力為280.2 MPa,產生于工況7，出現在二位端空氣彈簧約束處，該最大當量應力小于材料的屈服強度,滿足靜強度要求。較大當量應力發生在司機室車門門角、二位端轉向架約束處、一位端車鉤補強板處和車體側墻與車頂過渡處,其余部位的應力較小。

(3)根據車體材料Goodman圖對構架進行疲勞強度評定,結果表明,各部位安全系數均大于1,且有一定安全裕量，滿足疲勞強度的要求。

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(編輯蘇衛國)

Strength Analysis on Head-car Body of Electrical Multiple Units

Song YeWu PingboJia Lu

Traction Power State Key Laboratory,Southwest Jiaotong University,Chengdu,610031

Taking a 350 km/h electrical multiple units(EMU) head-car body as the research object,a finite element model was established in ANSYS.According to the standard EN12663,the stiffness and static strength of the model was analyzed.The results show that the maximum vertical deformation of head-car body is 5.39 mm;the maximum equivalent stress is 280.2 MPa.The maximum equivalent stress locates in air spring constraints,which is less than the yield limit of material,and satisfies the requirements of the head-car body stiffness and static strength.Based on the actual circumstance of EMU in operation,four aerodynamic load cases were set up:two trains passing by each other in open wire,two trains passing by each other in tunnel,a single train passing through tunnel and cross wind.Successively for head-car body static strength analysis,the results are less than the yield limit of car body materials.The Goodman fatigue curve was used to evaluate the body fatigue strength.Each place safety coefficients is greater than one that meets the requirements of fatigue strength.

electrical multiple units(EMU);head-car body; car body;aerodynamic load;finite element analysis;fatigue strength

2014-08-27

“十二五”國家科技支撐計劃資助項目(2011BAG10B01);中國鐵路總公司資助項目(2014J012-C);西南交通大學牽引動力國家重點實驗室開放基金資助項目(2012TPL-T01)

U271.91DOI：10.3969/j.issn.1004-132X.2015.04.023

宋燁,男,1987年生。西南交通大學牽引動力國家重點實驗室博士研究生。研究方向為車輛工程、車體疲勞可靠性、動車組車體及轉向架試驗技術。鄔平波,男,1968年生。西南交通大學牽引動力國家重點實驗室研究員、博士研究生導師。賈璐,女,1986年生。西南交通大學牽引動力國家重點實驗室博士研究生。