可承受大集中載荷B型內燃動車組鋁合金車體的強度分析

劉錫順，郭柏齡

(中車大連機車車輛有限公司，遼寧 大連 116022)*

車體是軌道車輛的主要承載部件之一，車體結構強度決定著車輛運行的安全性和舒適性以及列車運營品質.隨著大型鋁合金中空擠壓型材的開發及焊接技術的不斷改進，組裝和焊接件的數量逐漸減少.并且鋁合金車體具有減重效果好、耐腐蝕性強、運行平穩性好等優點，使其成為客車車體制造的首選型材[1].

近些年，國內學者針對標準鋁合金車體強度做了大量分析研究.王青權、趙鵬宇等以鋁合金軌道交通車輛為研究對象，建立仿真計算模型，研究了車體的靜強度特性[2]；中車株洲電力機車有限公司產品研發中心的王國軍、王麗對A型鋁合金地鐵車體進行輕量化設計及結構優化設計，并采用有限元方法分析了車體的靜強度、模態、疲勞性能[3]；成都長客新筑軌道交通裝備有限公司的姜中輝等人對A型鋁合金車體扭擰變形控制的方法和措施進行了研究論證[4].牛煒霖、呂元穎運用有限元仿真與試驗研究兩種手段對上海軌道交通15 號線車體結構的靜強度、疲勞強度和剛度進行了研究[5]；同濟大學朱劍月等人對大型中空擠壓型材焊接而成的B2型鼓形鋁合金車體分12種載荷工況進行靜強度分析，為車體結構的合理設計提供依據[6]；大連交通大學的謝素明等人結合車體結構和承載特點以及鋁合金焊接的特殊性，分析了動車組鋁合金車體各種典型斷面的缺口對其抗彎剛度的影響[7].

基于上述研究方法與研究結果，本文以可承受車下大集中載荷的B型內燃動車組鋁合金車體為研究對象，依據EN12663標準[8]在各種工況下分析車體的靜強度.本研究為該類非標準車體結構的設計提供參考依據.

1 內燃動車組車體結構特點

1.1 內燃動車組車體的承載特點

內燃動車組車體為基于標準B型鋁合金車體結構型式，按照線路及運營需求定制的特殊車體結構.地板面高度以及側墻、頂棚等部分，整體向遠離軌面方向提升180 mm，理論上不利于整車垂向剛度和強度.同時，內燃動車組車輛車下均需吊掛動力包、油箱等設備，會形成大集中載荷，這對于車體的強度要求極為苛刻.

該內燃動車組車體采用模塊化設計，分為司機室、頂棚、左右側墻、端墻、底架模塊，各模塊主要由中空擠壓鋁型材拼焊而成，如圖1所示.其中動力包(6.5 t)、燃油箱(2.2 t)等車下大集中載荷設備均吊掛在底架邊梁上，同時為方便檢修，在底架上動力包區域設置有長大通透的檢修方孔，這對整車尤其是底架結構提出了更高的強度要求，為此在動力包檢修孔周邊特意設置了由多個加強橫縱梁組成的整體受力框架結構.

圖1 內燃動車組車體結構

1.2 內燃動車組車體的結構簡介和設計參數

表1中列出了車體不同載客容量，表2給出了車體的設計質量參數.車體結構采用大斷面鋁合金型材焊接整體承載型式，必要部位輔以高強度鋁合金板材.Tc車車體由底架、側墻、端墻和頂棚等部分組成，能承受垂直、縱向、扭轉等載荷.

表1 列車載客容量

表2 車體設計質量

2 有限元模型和載荷工況

2.1 有限元模型

在分析鋁合金車體的結構特點和材料力學性能的基礎上，利用HyperMesh 軟件進行三維幾何模型處理及有限元仿真模型的建立，利用ANSYS軟件進行車體強度分析.

內燃動車組頭車車體有限元模型構成以任意四節點shell單元為主，shell單元由于結合考慮了結構單元中間面上的平面剛度、彎曲剛度及曲率效應[9]，因此，其具有更高的計算精度.考慮到車體的底架與牽引梁、枕梁、緩沖梁連接方式的特點，在建立車體有限元模型時，根據車體的受力狀況，采用主——從位移耦合單元來模擬車體底架與牽引梁、枕梁、緩沖梁的受力關系.Tc車車體結構的有限元模型單元總數為1163926個，結點總數952723個.圖2為頭車車體結構的有限元模型.

(a)視圖1

(b)視圖2圖2 頭車車體結構有限元模型

2.2 載荷工況

依據標準GB/T 7928 -2003《地鐵車輛通用技術條件》和EN 12663-1∶2010《鐵道應用-鐵路車輛車體的結構要求》等標準，對車體進行靜強度分析計算， 共17個工況， 分別為垂向靜載荷

(a) 約束施加位置

(b) 頭車吊車/架車位設置圖3 計算載荷工況和位移約束示意圖

(剛度)工況、垂向超常載荷工況、拉伸+垂向超員載荷組合工況、壓縮+垂向超員載荷組合工況、抬車工況兩種、失衡抬車工況四種、復軌工況兩種、車體與轉向架縱向連接處縱向沖擊工況、車體與轉向架連接處橫向沖擊工況、車下吊裝載荷工況、拉伸+垂向靜載荷組合工況、壓縮+垂向靜載荷組合工況.計算載荷工況和位移約束示意圖如圖3所示.

各個工況的約束具體施加情形如表3所示.

表3 不同工況的具體施加情況

表3 不同工況的具體施加情況 續表

3 強度分析

以工況1垂直靜載荷(剛度)工況為例進行分析，該工況下車體垂向位移云圖如圖4所示.

圖4 車體垂向位移云圖

圖5 車體邊梁垂向位移云圖

從車體垂向位移云圖可知，車體垂向最大位移出現在車體縱向中部的底板上，車體的頭部與尾部垂向位移較小，這與車體的約束相關，車體的頭尾施加約束，承受垂直靜載荷.車體中部所受彎矩最大，因此車體中部出現最大的垂向位移.

圖5為車體邊梁的垂直位移云圖，車體邊梁的垂向位移形變狀況與車體部分一致.其中最大垂向位移為9.8 mm，位于距車頭三分之一處，具體位置已在圖中標出.

圖6為車體邊梁的撓度曲線圖，其中橫坐標為車輛縱向坐標位置，縱坐標為垂向撓度值.由于車頭與車位各有一個枕梁存在，且施加約束位于枕梁之上，因此兩端受彎矩較小，隨著與約束位置的距離增大，邊梁受彎逐步增加，因此在中間位置邊梁上出現了最大的撓度為9.8 mm.但并未超過車輛定距12 600 mm的1/1000，剛度滿足要求.

圖6 車體邊梁撓度曲線

其余各計算工況作用下，車體主要部位的最大Von Mises應力值和發生部位參見表4.

表4 車體的最大Von.Mises應力及發生部位

由表4可知，17個載荷工況中，所有高應力點的應力值均小于材料的屈服強度，車體結構滿足各種工況的強度需求.不同工況作用下車體所受最大應力值為191.8 kPa，其次是166.6 kPa，分別出現在壓縮載荷與垂向超員載荷組合工況和壓縮載荷與垂向靜載載荷組合工況，且最大應力和次大應力位置均出現在二位端和一位端車鉤座處.

此外由高應力點應力值依次從大到小出現的位置可以看出，仿真結果中高應力點基本位于車鉤安裝座、牽引梁腹板等位置，這些位置為車輛主要傳遞并承受縱向壓縮力的地方，而垂向集中載荷對其應力分布狀態影響不大.

個別工況下的門角、窗角位置出現高應力，是由于幾何結構突變而引起的局部應力集中，應力云圖分布合理，如圖7所示.

(a)局部應力分布圖(門腳)

(b)局部應力分布圖(窗腳)圖7 門腳、窗腳局部應力分布

由于承受垂向載荷而出現的高應力區基本位于主要受垂向約束的枕內架車座周圍，并沒有出現在任一車下吊裝大集中載荷設備位置上以及動力包檢修孔附近，垂向應力直接經邊梁均勻傳遞至底架兩側，沒有在局部位置產生集中現象，由此可見，該非標準車體結構設計合理，沒有因為車下吊裝大集中載荷而影響整車的受力傳遞路徑和承載性能.

4 結論

通過以上對內燃動車組B型鋁合金車體的強度計算分析，得出以下結論：

(1)在垂直靜載荷(剛度工況)條件下，車體中心線上邊梁的垂向位移為 9.8 mm，小于車輛定距的1‰，即12.6 mm，該車剛度滿足要求；

(2)通過靜強度計算大應力點排除情況可知：車體結構滿足車下各大集中載荷在各工況下的強度需求，在大型設備吊掛位置及動力包檢修開孔附近均無應力集中現象，各靜強度工況的 Von Mises 應力均小于對應材料的屈服強度，車體結構合理，靜強度滿足要求.