160km/h市域快軌車抗蛇行減振器座尺寸優化

王萌，孫麗萍，王玉艷，劉新武，趙闊

(大連交通大學 機車車輛工程學院，遼寧 大連 116028)*

0 引言

為了滿足市域快線“快速、大運量、公交化、乘坐舒適”等運營的需求，要求市域快軌車既具備載客量大、快起快停、快速乘降等地鐵車輛的優點[1]，又擁有運行速度快、乘坐舒適、性能更安全等高速動車組的優勢[2].列車在高速行駛時轉向架會產生劇烈的蛇行運動，抗蛇行減振器可以提高車輛的安全性和旅客的乘坐舒適度，而抗蛇行減振器座則是連接車體與減振器必不可缺的結構[3].某些快軌車為了簡化設計，將抬車點設置在抗蛇行減振器座上，來實現車輛的復軌及維修工作.同時該結構也存在結構應力分布不均、材料利用率低、輕量化效果不好等諸多問題，有待改進.

本文以該市域快軌車的抗蛇行減振器座為研究對象，在保證車體的靜強度、剛度、疲勞性能前提下，利用尺寸優化軟件，盡量降低材料的使用率，從而實現抗蛇行減振器座的輕量化設計.

1 抗蛇行減振器座的結構簡介

本文所研究的對象是應用在某最高運行速度可達160 km/h的市域快軌車的抗蛇行減振器座，4個相同的結構對稱地焊接在底架邊梁內側，同時局部結構也采用焊接方式與枕梁相連接，具體如圖1所示.該結構的作用主要是連接車體與抗蛇行減振器，對于某些軌道車輛還將抬車點設置在該結構上.

圖1 抗蛇行減振器座位置

該結構采用鋁合金中空擠壓技術制造成一體結構，詳細結構如圖2所示，其斷面圖及結構中每塊板的編號如圖3所示，其中4、12號板厚度為26 mm，3號板為24 mm，2號板為12 mm，其余板厚度均為8 mm.

圖2 抗蛇行減振器座結構

圖3 抗蛇行減振器座斷面圖

2 抗蛇行減振器座的靜強度分析

2.1 計算模型的建立

利用HyperWorks仿真軟件，以15 mm的殼單元對該快軌車車體進行網格劃分，整車共劃分約505萬個單元，約462萬個節點，4個抗蛇行減振器座采用剛性桿單元模擬與車體底架邊梁的焊接關系，共劃分820個剛性桿單元.圖4為該結構的有限元模型.共劃分10 606個單元，11 069個節點.

圖4 抗蛇行減振器座的有限元模型

2.2 計算工況

依據《EN12663：2010 鐵道應用-軌道車身的結構要求》及設計任務書要求對該快軌車車體進行兩種工況下的尺寸優化分析：

工況1：三點支撐工況，在座2、3、4上施加垂向固定位移約束，在座1上施加垂直向下10 mm的位移約束，載荷大小為1.1倍(車體自重+兩個轉向架重量).

工況2：抗蛇行工況，該工況下車體的約束施加在底架的四個空氣彈簧部位上，載荷施加除了車體自重及超員載客重量外還對每個抗蛇形減振器座的螺栓孔施加±30 kN縱向力，該±30 kN力主要模擬減振器的拉伸與壓縮狀況.

2.3 靜強度計算

經計算，在最大垂載、1.3倍最大垂載、空載拉伸與壓縮、超員拉伸與壓縮、3個不同位置的端墻區壓縮、一端抬車、兩端抬車、三點支撐這12個工況下，車輛各部分結構均滿足規范中規定車體結構各部位的許用應力與計算所得應力的比值應大于或等于S1(S1=1.15)的要求，車輛滿足使用要求.而在三點支撐工況下，車體一位端的抗蛇行減振器座1出現了應力集中現象，最大應力值為109.1 MPa，該結構材料的許用應力為205 MPa.抗蛇行工況下該結構最大應力為26.5 MPa，螺栓孔附近的VonMises應力為14.1 MPa，而螺栓孔附近材料的許用應力為120 MPa.這兩種工況下抗蛇行減振器座強度有較大余量，可對其進行尺寸優化，使結構質量達到最小.

3 抗蛇行減振器座的尺寸優化

尺寸優化是OptiStruct中提供的一種高效的優化方法，是設計人員對模型形狀有了一定的形狀設計思路后所進行的一種細節設計，主要是通過改變結構單元的屬性來實現優化設計[4-5].優化過程則可以在滿足相應規范條件下使結構應力分布更均勻、盡量提高材料利用率，實現輕量化設計[6].本文主要利用該軟件實現抗蛇行減振器座兩種工況下的尺寸優化分析.

3.1 尺寸優化的數學模型

依據抗蛇行減振器座結構靜強度分析結果，并考慮該結構與車體的連接關系，對抗蛇行減振器座不同厚度板進行兩種工況下的尺寸優化.均以該結構的體積最小為目標函數進行優化，尺寸優化設計的數學模型如下所示：

Minisize:f(X)=f(x1,x2,…,xn).

Subject:gj(X)≤0,j=1,…,p.

hk(X)=0,k=1,…,q.

4個抗蛇行減振器座結構存在厚度梯度，分別定義設計變量X=(x1,x2,…,xn)，兩個工況下不同厚度板的上下限值均如表1所示.

該抗蛇行安裝座的材料為6A01-T5，彈性模量E=6.9×104MPa，泊松比μ=0.3，密度ρ=2.7×103kg/m3，母材的許用應力為205 MPa，焊接區材料的許用應力為120 MPa.優化過程中對抗蛇行減振器座進行應力約束,當仿真過程中抗蛇行減振器座結構中最大應力小于等于該材料的許用應力時，才能滿足強度要求.

表1設計變量上、下限值mm

板的厚度變量上限xUi變量下限xLi883121232424426264

3.2 尺寸優化的計算結果

優化結果表明，4個抗蛇行減振器座在工況1下，經10次迭代，在第6次迭代目標函數接近收斂，收斂曲線如圖5所示，該曲線可以清楚地看出每次迭代后該結構的體積變化情況.表2為該工況下抗蛇行減振器座板的厚度變化、最大垂向位移、應力分布、減重率，優化后該結構最大減重197.42 kg，可以明顯減少生產該結構所需要的材料.

圖5 工況1目標函數迭代曲線

表2 工況1抗蛇行減振器座優化過程相關參數

圖6則為該結構在工況2下的目標函數迭代曲線，表3為該工況下結構優化過程中相關參數的變化情況，從表中數據可以看出，該結構最大減重量為214.64 kg.與工況1相比，每個抗蛇行減振器座還可減重4.305 kg，輕量化效果更明顯.

圖6 工況2目標函數迭代曲線

表3 工況2抗蛇行減振器座優化過程相關參數

3.2.1 尺寸優化過程中靜強度變化

由計算結果可以看出，在工況1下優化后，最大應力點在一位端側的抗蛇行安裝座1上，最大應力點的位置如圖7所示.而在工況2下優化后應力集中主要在與抗蛇行減振器相連接的四個螺栓孔附近，具體如圖8所示.在整個優化過程中，兩種優化結果，抗蛇行減振器座的局部最大VonMises應力均逐漸增大，但未超過該結構材料的許用應力.同時表2和表3也列出每一次迭代后該結構的最大VonMises應力數值.

圖7 工況1最大應力分布

圖8 工況2最大應力分布

3.2.2 尺寸優化過程中剛度變化

分別計算優化后該抗蛇行減振器座的剛度變化情況，結果表明，在工況1下，優化收斂后該結構的最大垂向位移為10.66 mm，原始結構最大垂向位移10.46 mm，最大垂向位移增大了1.9%，具體數值如表2所示.而在工況2下，分別計算了該結構的最大垂向位移及縱向位移，具體數值如表3所示，表中數據表明該結構的剛度保持不變，縱向位移變化不大，幾乎接近原始值.在這兩種工況下剛度均滿足車輛設計要求.

3.3 車體結構靜強度、剛度及疲勞校核

3.3.1 車體結構靜強度校核

分別對兩種工況優化后的計算結果進行靜強度分析，賦予抗蛇行減振器座每塊板最終優化結果的厚度，對整車進行了 12種工況的靜強度校核分析，經計算校核，車體各部件的最大 VonMises應力均不大于車體該部位所用材料的許用應力，該快軌車車體結構中每一部分均滿足靜強度要求.

3.3.2 車體結構剛度校核

對整車剛度進行校核，在最大垂載工況作用下，優化前后整車車體底架邊梁中央斷面相對枕梁處的相對垂直撓度均為 9.4 mm.結果表明整車剛度滿足使用要求 .

3.3.3 車體結構局部疲勞校核

優化后對4個抗蛇行減振器座與邊梁連接位置進行疲勞校核，校核計算結果表明該處疲勞強度滿足規范標準要求.優化后該結構滿足車輛設計任務書中的疲勞強度要求.

4 結論

本文主要選取兩種工況對快軌車上的抗蛇行減振器座進行尺寸優化，并校核優化后的計算結果，車體的靜強度、剛度和疲勞性能均滿足要求.通過優化結果可以得出以下結論：

(1)此類抗蛇行減振器座既被用于連接減振器又作為抬車點時，在設計過程中可將原始結構中8 mm板減薄至3.0 mm，12 mm板減薄至3.0mm，24 mm板減薄至5.3 mm，26 mm板減薄至9.0 mm，每輛該類型的快軌車的4個抗蛇行減振器座可減重197.29 kg.

(2)此類抗蛇行減振器座在車體上僅用于連接減振器，車體結構中有獨立的抬車點時，在設計過程中可將原始結構中8 mm板減薄至3.0 mm，12mm板減薄至3.0 mm，24 mm板減薄至4.6mm，26 mm板減薄至5.0 mm，每輛該類型的快軌車4個抗蛇行減振器座可減重214.43 kg.明顯減少生產該類型車抗蛇行減振器座的制造成本.