平車轉向架構架強度評估與優化

王劍,賀泰雄

(大連交通大學 機車車輛工程學院,遼寧 大連 116028)

隨著我國鐵路的快速發展,貨車運輸已成為我國鐵路行業不可缺少的一部分,而轉向架作為列車運行的關鍵承載部件,其平穩性、安全性以及壽命對貨車的運營有著重要影響。構架作為轉向架的主要承載部件,在服役過程中須具備足夠強度以及使用壽命,確保貨車運輸的經濟效益以及安全運營[1]。同時,隨著對高性能轉向架的深入研究,兼顧性能與質量的結構優化設計研究也日益成為研究熱點。

目前針對車體以及轉向架的優化主要集中在安全性、平穩性等動力學性能方面。邵晴等[2]對動車組轉向架側梁的焊接結構變形的影響因素進行了分析,并采用最優工藝參數的曲線T形接頭使優化后的焊接變形降低了5.04%;黃志輝等[3]建立了一種適用于變軌距的體懸式電機變軌距轉向架動車的動力學模型,并利用神經網絡建立代理模型與多目標遺傳算法進行優化,優化后滿足相關標準,運行穩定性、平穩性等動力學性能有了顯著提高;宮高霞等[4]對已有的動車組裙板結構進行結構優化,解決了頭車裙板松動與裂紋的問題,并通過仿真分析驗證了優化的合理性;鄧斌等[5]針對轉向架進行多目標優化,選擇3個參數作為變量,采用響應面法擬合函數,并應用Matlab建立優化的數學模型,顯著提高了優化的效率;劉文飛等[6]提出了一種用正交試驗設計、BP神經網絡、遺傳算法相結合的優化方法對C80車體進行優化,從而提升車體結構的疲勞可靠性。

結構優化的方法主要分為拓撲優化、尺寸優化和形狀優化。其中,拓撲優化是尋求結構最優的傳力路徑并在此基礎上對結構進行改進,主要應用在產品的概念設計階段。尺寸優化和形狀優化是尋求在當前設計下的最優形狀和尺寸,該方法主要應用在詳細設計階段。隨著理論研究的深入與計算機技術的飛速發展,優化方法也日漸完善,例如針對拓撲優化的變密度法、水平集方法、漸進結構優化方法等[7],以及將智能算法如神經網絡、遺傳算法、模擬退火算法等運用到尺寸優化中,大幅度提高了優化求解的效率。在鐵路機車領域,由于車體承載復雜,采用拓撲優化很容易影響到車體或轉向架整體的剛度,因此在當前階段,形狀優化和尺寸優化是目前車體結構幾何形狀優化的主要設計方法。張明等[8]建立了B 型轉向架構架模型,并利用APDL建立了參數化模型,采用遺傳算法對構架進行優化,并根據優化結果進行試驗分析,優化后結果滿足強度要求與試驗結果保持一致。邵微等[9]根據大變形碰撞理論,應用OptiStruct對車體的防撞裝置進行優化,優化后質量減輕了33.6%,最大撞擊力減小23%,提高了車輛的被動安全性。

本文采用一種基于有限元法的形狀優化與幾何重構的尺寸優化相結合的方法,來解決轉向架構架應力集中以及輕量化的問題。以某平車轉向架構架為例,應用HyperMesh建立構架的有限元模型,根據TB/T 3549.1—2019以及UIC 510—3進行加載與安全評估,并基于分析結果,對建立的有限元模型進行形狀優化,改善構架橫梁圓孔處的應力集中問題。在此基礎上以質量最小為目標,強度要求為約束條件,構架中板肋的幾何尺寸為設計變量,應用OptiStruct進行優化以達到輕量化的目標。

1 轉向架構架的安全評估

1.1 構架有限元模型的建立

本文采用的平車轉向架構架為H型,其結構主要由橫梁以及兩端側梁組成(圖1)。構架采用不同厚度的鋼板焊接而成,所用材料為Q345E。

圖1 轉向架構架三維幾何模型

有限元建模方式采用殼單元與實體單元混合建模[10],模型總計節點數為82 051,單元數為105 590。構架心盤采用四節點實體單元建模,橫梁與兩端側梁采用殼單元,心盤與橫梁用CP_STRUCTURE連接,在心盤與橫梁螺栓孔處采用CE單元模擬螺栓連接、Beam188單元模擬螺栓。根據車軸、構架距軌面高度以及旁承位置,在構架四端用CE單元模擬車軸、旁承和轉向架之間的連接,建立的構架有限元模型見圖2。

圖2 構架有限元模型

1.2 構架受力以及工況組合

轉向架的質量為4 t,旁承間隙為1 956 mm,軸距為1 800 mm,兩側旁承間距為1 520 mm,車體自重為8.5 t,超常載重為30 t,運營載重為15 t,整備質量為16.5 t,最高運營速度為88 km/h。根據TB/T 3549.1—2019以及 UIC 510—3標準進行加載,分為超常工況和運營工況,由心盤和旁承共同承載。

1.2.1 超常工況

超常工況用于驗證構架在極端載荷的作用下是否滿足要求,主要考慮構架在垂向載荷、橫向載荷、縱向載荷、菱形載荷以及扭轉載荷的組合工況。

(1)垂向載荷

不考慮車體側滾時,垂向載荷僅作用于心盤上,計算公式為:

(1)

式中:Fzp max為心盤垂向超常載荷;Fz max為轉向架垂向超常總載荷;Mv為車輛整備狀態質量;P1為車輛超常載重;nb為轉向架個數,此處取2;m+為轉向架質量。

考慮車體側滾時,一部分載荷作用在一側旁承上,另一部分載荷作用在心盤上:

Fzp max=1.5×Fz max(1-α)

Fz1 max=1.5×Fz maxα

(2)

(2)橫向載荷

橫向載荷作用于心盤上,計算公式為:

(3)

式中:ne為轉向架上的輪對個數,此處取2;其余參數與式(1)相同。

(3)縱向載荷

縱向載荷等于轉向架質量乘以運用中可能出現的最大加速度。縱向載荷作用于構架整體,平車時取值為5g。

(4)菱形載荷

菱形載荷施加在車輪位置,左右兩側方向相反,計算公式為:

(4)

(5)扭轉載荷

超常載荷工況下,取10‰線路扭曲產生的載荷作為扭轉載荷,運營工況下,取5‰。將各個載荷進行組合得到各個工況,工況與加載載荷見表1。

1.2.2 運營工況

表2 運營載荷工況

1.3 強度分析結果

本文采用第四強度理論與基于無限壽命設計準則的Goodman-Smith疲勞極限法對轉向架構架進行靜強度評估與疲勞強度評估。

Goodman-Smith疲勞極限法利用有限元法計算運營載荷工況下構架結構的應力分布,得到構架結構每個節點的最大、最小主應力、應力幅和平均應力。以屈服極限為限界,以Goodman提出的線性經驗公式為基礎,用直線替代實際疲勞極限應力線后得到一種簡化疲勞極限線圖[11]。選取的評估點如果落在封閉折線之上或之外則表示經過107次循環之后會發生疲勞斷裂,因此只有位于封閉折線內的點才是安全的。構架的材料為Q345E,選擇抗拉強度Rm≥520 N/mm2的鋼材疲勞極限圖作為疲勞評估依據。

應用ANSYS對超常載荷工況和運營載荷工況進行求解得到有限元計算結果,構架在超常工況6下的應力云圖見圖3。選取運營工況中應力較大位置,提取相關應力數據,繪制疲勞極限圖見圖4。各個工況下的最大應力及其應力最大位置見表3。

表3 各個工況下的最大應力及位置

圖3 構架整體Von Mises應力(超常工況6)

(a) 焊縫

在超常工況6下的最大應力為339.4 MPa,而安全系數取1.1時構架的許用應力為313 MPa,不符合構架的強度需求;選取的疲勞評估點均落在Goodman疲勞極限圖中,構架符合疲勞需求。

2 構架結構優化設計

根據上述分析結果可知,構架在超常工況下部分位置的結構應力超過了材料的許用應力,不滿足強度要求,故對其進行結構優化。本文對構架的結構優化采用形狀優化與尺寸優化相結合的方法,首先對構架中不滿足強度要求的位置進行形狀優化,然后對其進行輕量化為目標的尺寸優化。

2.1 構架的形狀優化

形狀優化主要應用于產品的詳細設計階段,在產品受到無法改變的設計因素、工藝因素或成本制約時,通過改變產品局部的形狀結構,達到降低應力集中、改善結構剛度的目的。在有限元模型中通過修改節點的位置即可達到修改結構形狀的目的。轉向架由于其復雜的受力以及其上安裝有各種部件,采用形狀優化可以很好地避免結構大幅度改變引起的一系列問題[12]。

構架在超常載荷工況6下,最大的受力位置在橫梁腹板的孔處,對孔的形狀進行優化以達到降低應力的目標。其數學模型為:

find:X(ni)

min:M=∑m(ni)

s.t.:σmax≤[σ]

(5)

式中:X為橫梁孔的節點坐標;M為轉向架的質量;[σ]取313 MPa。

應用OptiStruct對構架進行形狀優化,優化前創建網格界限面限制,約束設計邊界的總體變形。同時設置對稱約束,避免優化后的結果不對稱引起剛度的改變。優化前后橫梁腹板有限元模型對比見圖5。

圖5 優化前后橫梁腹板有限元模型

從圖5中可以看出,優化前孔的形狀為半圓和矩形組合的長圓孔,優化后長圓孔結構寬度方向收縮,整體為一不規則形狀。分析優化結果,結構應力是由應變計算得到,應變來自結構變形,而結構變形受整體剛度控制[13]。在機械設計中,應采用逐漸變化的斷面以防止剛度突變所導致的應力集中[14]。對于優化前由圓孔和矩形孔組合而成的孔,在其交界處由于曲率發生突變,導致了剛度不協調,由此導致應力集中,不滿足強度要求。優化后孔周邊主要受力部位的曲率變化較優化前明顯降低,繼而使得應力集中有所緩和。考慮在實際加工制造中,不規則的孔會導致加工變得復雜,成本難以控制,甚至難以實現,將優化后的孔圓整,近似為橢圓形狀的孔(圖6)。將其應用到有限元模型中重新計算,計算結果見圖7。優化后構架在超常工況6下的最大等效應力為305.7 MPa,應力有下降。

圖6 優化前與圓整后橫梁模型

圖7 形狀優化后構架超常工況6的Von Mises應力

2.2 構架的尺寸優化

本文在上述形狀優化的基礎上,選取轉向架構架各個板的厚度作為設計變量,取厚度的變化范圍為初始值的50%。同時要求構架在超常工況下不超過安全系數1.1的許用應力,并以最小化構架質量為目標函數,構造的數學模型為[15]:

find:t=t(t1,t2,…,tn)

s.t.:σmax≤[σ]

tmin≤ti≤tmax,i=1,2,…,n

(6)

式中:t為厚度,t1,t2,…,tn為各個板的厚度;tmin和tmax為厚度的上下限;V為轉向架構架的體積;[σ]為考慮安全系數1.1時材料的許用應力。

應用OptiStruct進行尺寸優化,根據尺寸優化結果取整,優化后各個板的厚度見表4。

表4 尺寸優化前后構架的板厚 mm

優化后構架的整體質量降低了4.03%,將其重新進行強度分析與疲勞分析,結果見表5、圖8和圖9,可以看出優化后的靜強度與疲勞強度滿足要求。

表5 優化后強度超常工況分析結果

圖8 尺寸優化后構架超常工況6的Von Mises應力

(a) 焊縫

3 結論

本文根據TB/T3549.1—2019標準對某平車轉向架構架進行了強度與疲勞分析。在超常工況下,最大應力為345.4 MPa,原有結構不滿足靜強度需求,為設計人員指出了強度缺陷位置。

針對構架橫梁應力較大的開孔處進行形狀優化,使結構開孔曲率在原有應力集中位置的變化趨于平緩,改善了應力集中的問題。在形狀優化的基礎上進行減重為目標的尺寸優化,優化后構架整體質量降低了4.03%,最大應力下降了14.2%,滿足靜強度和疲勞壽命要求,實現了輕量化,構架受力也更加合理,計算結果可為轉向架構架設計提供參考。