CRH2動車組車體結構優化設計

王 超 厚

(南昌鐵路通達工貿有限責任公司，330002，南昌)

0 引言

客車車體性能與乘員人身安全有著直接聯系，因此應保證其在發展過程中具有足夠的強度與剛度[1]。據車體的結構特點及相關的結構參數，應用PRO/E二維裝配軟件建立了CRH2型動車組車身上部的三維實體模型；利用ANSYS有限元軟件建立三維車身模型，對車身結構各部件之間的相互位置關系以及它們之間的相互作用進行了詳細地分析，確定其相應的求解關系。也可以很容易地得出各部件之間在各工況下的相互影響情況及結果，為后續深入的研究提供了可靠的依據。并根據所求得的響應值，運用多目標優化算法，以提高車內噪聲水平為主要目的，對原設計方案進行改進。本文從理論上推導出影響車外聲輻射的主要參數。車身是一個復雜的系統，在進行三維模型仿真時，為了保證其結構強度和應力滿足設計要求，需要對其進行計算，驗證其正確性[2]。以某車型為例，建立了該車整車動力學分析模型。運用多剛體系統理論對該車進行動態特性分析。并根據此分析方法對原設計方案進行優化處理，得出改進方案。為以后進一步研究奠定基礎。在此基礎上，采用數學公式法來建立有限元模型，并利用多級模態分析法進行驗證[3]，結果基本一致：用數學表達式法比有限元法計算得到的車輛結構振動頻率更接近于實際情況。因此，通過選擇合適的方法解決具體所面臨的問題。在此基礎上，根據車體技術參數及國內車輛標準，對CRH2型動車組車體進行了多工況載荷計算；運用該方法，考察了在不同的負載情況下，車身是否滿足車輛的行駛工況和穩定工況。

1 建立車體幾何模型及有限元模型

受制于不同的邊界約束影響，模型中存在多種受力情況，因此會產生許多細小復雜的結構。正因為這些微小的缺陷往往不易引起人們的注意和發現，所以需要對其進行準確的處理。為了減少工作量，保證能夠得到相對正確的數據，基于此保證模型基礎結構稍加簡化，簡化部分受力小[4]。

將總體坐標系固定在模型中設定的位置，不允許坐標系隨模型的設定而改變；ANSYS/LS-DYNA用于有限元軟件中，分別模擬車輛在各種工況下的動力響應和碰撞過程。車身由雙殼鋁合金混合型材焊制成。由于該結構具有較好的抗腐蝕能力和良好的強度性能，因此被廣泛應用于地鐵車輛中。為使車體模型符合實際行駛車體，車體應采用“殼體”，并通過“殼體”厚度分析得到最優厚度。

對于整個車身承載及變形應力的構建，因其影響較小，可以忽略。而通過減少這些結構件就能達到降低整車質量和成本的目的。因此，利用這種技術來提高汽車的整體性能。僅就制造工藝而言，增加倒角和圓角對結構強度和剛度的影響與車身相比并不顯著，可以簡化。部分零件包含孔、肩等無效部件，對車體強度無明顯影響。對組件表面進行圓化，使其光滑。梁是一個結構復雜的多孔模型，在構造梁模型時應本著簡化和優化的原則進行有機簡化繪圖。

在ANSYS有限元分析求解過程中，針對不同的問題需要采用不同的方法進行求解[5]。ANSYS網格劃分完成后，由于劃分的網格過于簡單，形狀不夠合理，無法進行精確的計算求解。這里采用Smart Size網絡劃分控制。本文以CRH2型動車組的雙殼式鋁合金客車為例，建立其三維幾何模型及力學分析模型，運用大型通用有限元軟件ABAQUS對底架結構、車門結構及端壁板分別建模并施加邊界條件。在對底架和門角小構件模型進行有限元網格劃分時，采用梁BEAM的188個單元進行網格分隔，網格分隔寬度為30 mm[6]。而車身的其它構件，例如車頂、側壁、波紋地板、端壁等均采用殼單元進行網格分割，目前采用的殼單元型式為SHELL63。在建立了相應的幾何和物理模型后，利用大型通用有限元軟件ANSYS分別對該車體結構的靜態、動態特性進行數值仿真。柵格寬度最大值為80 mm。通過查閱有關文獻資料，可以得到如下結論：雙殼鋁合金車身總彈性模量值大小為E=6.9E4 MPa，泊松比V=0.3，總材料壓力ρ=7.8E-9 t/mm2。如圖1所描述的車身總體的有限元模擬架構圖。

圖1 車體整體結構有限元模型結構圖

2 車體結構剛度評估

進行車體的設計之前，需要對車體的剛度進行校核評估，從而保證設計的車體在實際使用中具有較好的剛度，由于車體結構本身存在一定程度上的非線性因素，因此在實際運行中不可避免地受到各種外界干擾而使系統發生變形，從而影響到車輛正常行駛和乘坐安全。剛度的好壞直接影響到乘客乘坐的乘車安全性及舒適性，同時也會對車體構件造成損傷甚至導致材料老化。

模態分析表明：車體的一階固有頻率為10 Hz左右；本文對影響車體模態的主要因素進行了研究，通過基于數學的和有限元多階模態分析方法，分別對其進行了計算和試驗[7]，然后以CRH2動車組車體為例，分別使用了有限元法、多尺度法和邊界元法3種分析方法，來求解其振蕩頻率。在此基礎上，又選擇了2種典型工況分別對車輛的一階、二階和三階振型和多階彎曲固有頻率進行了校核檢驗。在符合國家規范中規定的彎曲固有頻率不小于10 Hz的情形下，對車輛各模態進行了解析比較，并得出了最終的分析結論。

一階彎曲固有頻率：

(1)

其中：g是車體的重力加速度；δ是車體的結構厚度，本文為12.71 mm；WC是空載工況下的車體重量；W是車體的實際載重；W=(車體自重+最大乘客重量-各設備集中載荷)×1.1=423.94 N，本文乘客重量取0.75 kN/人，最大乘客數取100人。

將各值代入公式(1)，求得fc=10.987 Hz。

以上求得的fc一階彎曲頻率大于10 Hz，達到國家標準。

由彈性力學得到系統動力學微分方程：

MX′+CX′+KX=F

(2)

其中：M是車體的質量矩陣；X是車體的位移響應向量；C是車體的阻尼矩陣；X′是車體的加速度響應向量；K是車體的剛度矩陣；F是車體的輸出力向量。

阻尼既可以減少對振蕩的影響，也可以降低因共振產生的諧振,而且對共振干擾并不明顯,因為算法的復雜性，可以將它省略。當車體保持自由姿態后,其不受任何激勵，可簡化系統過程如下：

MX′+KX=0

(3)

不計系統中阻尼對其的影響并且假設系統中不受另外的外力，基于三角函數法，可以得出質點位移隨時間變化的函數關系：

xj=xAjsin(ωjt+θj),j=1,2,3,…,m

(4)

其中：xj是第j階振型的位移列矩陣；xAj是第j階振型的振幅矢量；ωj為第j階振型的固有頻率；t是振動時間；θj是第j階振型的相位角；m是系統自由度。

將式(4)帶入式(3)得：

(5)

在不考慮系統外力情況以及阻尼所帶來的改變條件下，車體本身所具有的特性就是本節所需要求解的車體的模態。

通過計算分析可知，2種計算方法得出的一階固有頻率都滿足國家標準，從而設計的車體滿足國家要求的車體剛度標準。

3 車體載荷的確定

按照JISE7106《鐵路一般規范》[9]所要求的標準，車體垂向動載系數設為1.1。在空車狀態下，車體所受的垂向載荷W=388.7 kN。基于前文的贅述及分析，分別計算空車和整備狀態下的垂向載荷，則[10]：

1)在空車狀態：垂向載荷大小為W=388.7 kN。

2)在工作整備狀態：垂向載荷為額定載荷，載荷大小為419.4 kN。

圖2 工作整備狀態

3)在最大載荷狀態：最大載荷，載荷大小為471.5 kN。

圖3 最大載荷狀態

根據上述可得載荷情況總表如表1。

表1 各工況及載荷情況

4 車體各工況計算優化方案

受計算機以及環境條件等因素的制約，本文將受載模型簡化為只有底架模型。 然后利用ANSYS軟件對車輛-橋梁耦合系統進行模態分析。研究結果表明：在水平方向上，隨著荷載作用位置向橋面中心移動，其頻率也隨之增加。但這種趨勢逐漸減弱。方法對車體底架進行了均勻分布，通過數學積分與局部優化分析相結合的方式分析[11]；這簡化可以有效地縮短網格劃分所需的時間和條件，減少對計算機的限制，復雜網格和復雜結構的模型容易使計算機死機，無法進行劃分和計算[12]；簡化可以使模型約束和受力面更加清晰，可以從細節上看出模型的受載荷情況和應力大小[13]；也可以更清楚地看出所需的優化部位并進行分析[14]。

4.1 工況1(空車狀態)

從圖形上可以知道：應力分布云圖中應力值最大值為90 MPa，該應力區間主要位于2系懸掛和橫梁接觸部位，其最大值如圖4(a)所示。根據有限元分析結果可以看出：隨著載荷的增大，底架結構各部位受力逐漸均勻，且均處于彈性范圍內；同時由于各點承受壓力不均衡導致節點發生了一定程度的破壞。底架中部橫梁結構上出現位移最大值，其位移最大值如圖4(b)所示。

圖4 最大應力部位分布云圖與最大位移部位分布云圖

4.2 工況2(額定載荷狀態)

在額定載荷工況下，最大的應力值為98 MPa，如圖5可知，最大的位移出現在底架中間橫梁結構處。位移圖如圖5(b)所示。

圖5 最大應力部位分布云圖與最大位移部位分布云圖

4.3 工況3(最大載荷狀態)

在最大載荷工況下，最大的應力值為108 MPa，由圖6可知，最大的位移出現在在2系懸掛部位牽引梁直角處。位移圖如圖6(b)所示。其位移最大值的圖如圖6(b)表示，具體出現在底架中部橫梁處。

圖6 最大應力部位分布云圖與最大位移部位分布云圖

在車體行駛過程中，車體底架在各工況下所受的最大應力以及最大位移數據如表2所示。

表2 各工況下所受的最大應力

根據參考文獻，車體選用的制造材料為大型中空鋁型材和鋁合金擠壓型材。許用應力范圍為205 MPa，最大應力為108 MPa。因此在實際應用時，應盡可能選擇具有足夠強度的材料，以避免因承受過大載荷而導致損壞。同時為了使計算結果更為準確可靠，本文還采用了有限元方法對其進行計算分析。從比較應力的大小可以看出，結論正確，符合實際要求。

表3 各工況下最大位移

由分析結果可得到：最大位移出現的位置均為位于中間橫梁上的焊接部分；這里的構造與其它構造相比較少，盡管應力集中不是很明顯，但位移出現的次數最多。因此建議該區域為車輛運行安全重點關注區域。通過對比不同工況下各部件振動加速度響應和整車垂直載荷譜，驗證了該車設計方案合理性。通過數據可知：若車體出現最大位移大于30mm,則無法進入運營過程；可以看出，本文得到的最大位移值為15.2 mm，滿足理論要求。

5 結構優化

由計算結果可知：在裝配式2系懸掛和拖車梁焊縫處，受力最大；最大變形出現在中部的橫梁上。由此得出的結果可以為車身底盤的結構尺寸進行最優設計。在建立縱梁的模式時，可以選用大跨度的縱向橫桿，使其在中部具有較大的橫斷面和較大的承載量。在邊沿部分的斷面更少，可以承受更低的承載力，既可以在負荷條件下進行變形，又可以節省物料[15-16]。減輕了物質的品質。

從以上所描述的變橫斷面的應用中，可以描繪出圖7(a)和7(b)中所說明的最佳配置。

圖7 變截面縱梁

6 優化后結構分析

如圖8所示為工況3的優化結果。

圖8 優化后應力分布云圖

通過對該結構進行了工作狀態的分析，從總體的應力分布情況來看，該模型的最大應力為97.8 MPa。最大的受力是在2系懸吊位置和轉向架的連接處。最大的位移出現在底部框架的中部橫向構件，它的最大位移曲線見圖9。

圖9 優化后的最大位移分布云圖

從表4可以看到，通過對基礎框架的優化，可以獲得某些最佳效果。在沒有進行最優設計時，橫桿的橫斷面為常數，經過優化后采用了變斷面。它可以在較大的荷載和最大的變形條件下進行加固。比較了最大位移和最大變形，在未經調整的情況下，最大變形值為15.2 mm，最大變形值為13.7 mm。這一方案是最好的。

表4 優化前后所得數據對比

7 結束語

本文通過分析2種不同的剛度模態驗證列車結構的合理性，基于不同的仿真工況，對其結果進行疲勞分析及強度校核，通過計算分析，其結果均滿足材料的應力條件。

由仿真結果可知，優化的結果合理且滿足要求，同時優化應力集中及位移優化也是存在必要，從而滿足更好的設計結構要求，也是最好的優化設計結果。