動(dòng)車(chē)組頭車(chē)車(chē)體疲勞強(qiáng)度分析

宋　燁　鄔平波　賈　璐

西南交通大學(xué)牽引動(dòng)力國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,成都,610031

動(dòng)車(chē)組頭車(chē)車(chē)體疲勞強(qiáng)度分析

宋燁鄔平波賈璐

西南交通大學(xué)牽引動(dòng)力國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,成都,610031

以某350 km/h動(dòng)車(chē)組頭車(chē)車(chē)體為研究對(duì)象,在ANSYS中建立車(chē)體有限元模型,依據(jù)EN12663標(biāo)準(zhǔn)對(duì)其進(jìn)行剛度和靜強(qiáng)度分析,得到車(chē)體垂向最大變形為5.39 mm,最大當(dāng)量應(yīng)力為280.2 MPa,最大當(dāng)量應(yīng)力出現(xiàn)在空氣彈簧約束處,小于材料的屈服極限，滿足車(chē)體剛度和靜強(qiáng)度要求;根據(jù)動(dòng)車(chē)組實(shí)際線路運(yùn)行情況,增加明線會(huì)車(chē)、隧道會(huì)車(chē)、隧道通過(guò)和側(cè)風(fēng)工況4種氣動(dòng)載荷工況進(jìn)行靜強(qiáng)度分析,4種工況車(chē)體的靜強(qiáng)度均小于車(chē)體材料的屈服極限;采用Goodman疲勞曲線圖對(duì)車(chē)體疲勞強(qiáng)度進(jìn)行評(píng)估,各部位安全系數(shù)均大于1,滿足疲勞強(qiáng)度的要求。

動(dòng)車(chē)組；車(chē)體;氣動(dòng)載荷;有限元分析;疲勞強(qiáng)度

0　引言

隨著列車(chē)運(yùn)行速度的提高，列車(chē)服役環(huán)境也變得更加惡劣，對(duì)列車(chē)的安全性和可靠性也提出了更高的要求。隨著高速動(dòng)車(chē)組的普遍運(yùn)行,目前的車(chē)體相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)已經(jīng)不能滿足車(chē)體強(qiáng)度的評(píng)判，需要增加更多的實(shí)際線路運(yùn)行情況進(jìn)行分析。尤其在氣動(dòng)載荷方面，隨著列車(chē)速度的提高,氣動(dòng)載荷對(duì)車(chē)體強(qiáng)度的影響越來(lái)越大,特別在高速會(huì)車(chē)、高速隧道通過(guò)及受到強(qiáng)側(cè)風(fēng)影響的時(shí)候,氣動(dòng)載荷對(duì)車(chē)體強(qiáng)度的影響更加明顯。

目前,國(guó)內(nèi)對(duì)車(chē)體疲勞強(qiáng)度問(wèn)題的研究主要集中在機(jī)械載荷對(duì)車(chē)體疲勞強(qiáng)度的影響方面,而關(guān)于氣動(dòng)載荷對(duì)車(chē)體疲勞強(qiáng)度影響的研究比較少,在標(biāo)準(zhǔn)EN12663-2010[1]、JIS E7106[2]和《200 km/h及以上速度級(jí)鐵道車(chē)輛強(qiáng)度設(shè)計(jì)及試驗(yàn)鑒定暫行規(guī)定》中僅僅作了簡(jiǎn)單的描述[3]。在國(guó)外，韓國(guó)鐵道研究院KRRI的Seo等[4]對(duì)高速列車(chē)通過(guò)隧道時(shí)產(chǎn)生的氣動(dòng)載荷疲勞強(qiáng)度做了大量的理論和試驗(yàn)研究。本文在EN12663車(chē)體強(qiáng)度評(píng)定準(zhǔn)則的基礎(chǔ)上增加了4種氣動(dòng)載荷工況對(duì)車(chē)體強(qiáng)度進(jìn)行評(píng)判,將高速列車(chē)明線會(huì)車(chē)氣動(dòng)載荷工況與由軌道引起的垂向加速度和牽引制動(dòng)引起的疲勞載荷工況進(jìn)行組合,采用Goodman曲線分別對(duì)車(chē)體底架側(cè)梁、地板外層、地板夾層、車(chē)身外層、側(cè)墻內(nèi)層、側(cè)墻夾層、司機(jī)室7個(gè)部分進(jìn)行了疲勞強(qiáng)度的評(píng)估。若這7個(gè)部分強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果均落在各自對(duì)應(yīng)的Goodman曲線封閉區(qū)域內(nèi),則車(chē)體滿足疲勞強(qiáng)度要求。

1　動(dòng)車(chē)組頭車(chē)車(chē)體結(jié)構(gòu)及有限元模型

1.1動(dòng)車(chē)組頭車(chē)車(chē)體結(jié)構(gòu)特點(diǎn)

動(dòng)車(chē)組車(chē)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(jié)構(gòu)為筒型整體承載結(jié)構(gòu);這種結(jié)構(gòu)可以有效地減少車(chē)體結(jié)構(gòu)的零部件數(shù)量、降低制造成本、提高車(chē)體結(jié)構(gòu)制造質(zhì)量,而且具有較好的截面剛度特性，從而可提高車(chē)體結(jié)構(gòu)的整體剛度和乘坐舒適性[5-6]。動(dòng)車(chē)組頭車(chē)車(chē)體主要由車(chē)體底架側(cè)梁、地板外層、地板夾層、車(chē)身外層、側(cè)墻內(nèi)層、側(cè)墻夾層、司機(jī)室7個(gè)部分組成。表1所示是該動(dòng)車(chē)組頭車(chē)車(chē)體主要技術(shù)參數(shù)。

表1　頭車(chē)車(chē)體主要技術(shù)參數(shù)

1.2頭車(chē)車(chē)體材料許用應(yīng)力

本文高速列車(chē)所用的A7N01鋁合金是我國(guó)國(guó)產(chǎn)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(jiàn)表2。分別根據(jù)母材和焊縫的實(shí)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(xué)成分(質(zhì)量分?jǐn)?shù))　%

表3　車(chē)體材料屬性

1.3頭車(chē)車(chē)體有限元模型

由于動(dòng)車(chē)組車(chē)體鋁結(jié)構(gòu)為鋁板、梁、型材焊接結(jié)構(gòu)，故車(chē)體有限元模型以任意四節(jié)點(diǎn)等參薄殼單元為主，三節(jié)點(diǎn)三角型單元為輔。頭車(chē)車(chē)體有限元模型的單元總數(shù)為2 199 500,節(jié)點(diǎn)總數(shù)為180 557 8。頭車(chē)車(chē)體的有限元模型如圖1所示。

圖1　動(dòng)車(chē)組頭車(chē)車(chē)體有限元模型

2　車(chē)體靜強(qiáng)度分析

2.1車(chē)體靜強(qiáng)度工況

參考EN12663-2010,結(jié)合該動(dòng)車(chē)組車(chē)體強(qiáng)度計(jì)算特點(diǎn),制定出動(dòng)車(chē)組車(chē)體靜強(qiáng)度計(jì)算工況,表4列出了部分載荷工況[7-9]。

表4　頭車(chē)車(chē)體靜強(qiáng)度計(jì)算載荷工況表

具體載荷處理如下:①對(duì)于車(chē)體自重,在ANSYS前處理模塊輸入車(chē)體鋁合金材料的密度和重力加速度,程序根據(jù)模型各單元表面積、單元實(shí)常數(shù)自動(dòng)將單元載荷因子的信息記入總載荷進(jìn)行計(jì)算;②車(chē)內(nèi)設(shè)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(cè)梁上；③車(chē)頂空調(diào)設(shè)備和車(chē)體牽引變流器及冷卻裝置,按照設(shè)備安裝點(diǎn)的實(shí)際位置，以集中載荷的形式平均作用在相應(yīng)的節(jié)點(diǎn)上。

2.2車(chē)體剛度和強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果

車(chē)體垂向載荷工況1計(jì)算的表形值用來(lái)校核車(chē)體的剛度,計(jì)算得到車(chē)體最大變形：車(chē)體底架側(cè)梁垂向變形為5.39 mm,相對(duì)變形較小,如圖2所示。

車(chē)體在工況1～工況7載荷作用下, 最大當(dāng)量應(yīng)力為280.2 MPa,產(chǎn)生于工況7中,出現(xiàn)在二位端空氣彈簧約束處，如表5所示。工況7是考察車(chē)體在垂向超員情況下同時(shí)承受縱向超常壓縮載荷時(shí)能否滿足車(chē)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(shí)承受縱向載荷作用，導(dǎo)致車(chē)體該處的應(yīng)力最大,較大當(dāng)量應(yīng)力發(fā)生在司機(jī)室車(chē)門(mén)門(mén)角、二位端、一位端車(chē)鉤補(bǔ)強(qiáng)板處和車(chē)體側(cè)墻與車(chē)頂過(guò)渡處。其余部位的應(yīng)力較小。圖3為工況1下的整車(chē)應(yīng)力云圖。

圖2　車(chē)體變形云圖

圖3　工況1整體應(yīng)力云圖

工況應(yīng)力值(MPa)應(yīng)力最大位置垂向載荷工況縱向載荷工況氣動(dòng)載荷工況組合工況1120.28司機(jī)室車(chē)門(mén)門(mén)角2138.9司機(jī)室車(chē)門(mén)門(mén)角3182.9一位端車(chē)鉤補(bǔ)強(qiáng)板處4275.8一位端車(chē)鉤補(bǔ)強(qiáng)板處575.2車(chē)體側(cè)墻與車(chē)頂過(guò)渡處6199.6二位端轉(zhuǎn)向架約束處7280.2二位端轉(zhuǎn)向架約束處

機(jī)車(chē)車(chē)輛承載結(jié)構(gòu)在相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的載荷作用下,其靜強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)和運(yùn)行的條件如下：

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

σmax≤[σ]

(1)

(2)在運(yùn)行中最大載荷(發(fā)生行車(chē)事故時(shí)承擔(dān)的載荷)作用下,其最大von_Mises應(yīng)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(yùn)行載荷作用下的工況,用式(1)進(jìn)行校核,材料的許用應(yīng)力根據(jù)材料屈服極限σs與安全系數(shù)S的商進(jìn)行計(jì)算,根據(jù)《200 km/h及以上速度級(jí)鐵道車(chē)輛強(qiáng)度設(shè)計(jì)及試驗(yàn)鑒定暫行規(guī)定》,運(yùn)營(yíng)載荷下安全系數(shù)S取1.5,材料許用應(yīng)力為197 MPa,滿足靜強(qiáng)度要求。工況2至工況7分別為抬車(chē)工況、縱向靜負(fù)載工況、組合工況，為非正常運(yùn)行載荷作用下的工況,按式(2)進(jìn)行校核,材料屈服極限為295 MPa,滿足靜強(qiáng)度要求。

3　氣動(dòng)載荷下車(chē)體強(qiáng)度分析

列車(chē)沿地面高速運(yùn)行時(shí)帶動(dòng)列車(chē)周?chē)諝怆S之運(yùn)動(dòng),形成一種特定的非定常流場(chǎng),通常稱(chēng)之為“列車(chē)風(fēng)”。列車(chē)風(fēng)使列車(chē)附近環(huán)境空氣壓力波動(dòng)，并引起強(qiáng)烈的空氣流動(dòng)。當(dāng)兩相對(duì)行駛的列車(chē)交會(huì)時(shí)，在交會(huì)瞬間，這一擾動(dòng)將會(huì)加劇,尤其是一列車(chē)的頭部或尾部與另一列車(chē)交會(huì)時(shí),將引起另一列車(chē)會(huì)車(chē)一側(cè)表面的空氣壓力發(fā)生突變,形成一種瞬態(tài)壓力沖擊,在約幾十毫秒之間相繼出現(xiàn)正負(fù)壓力峰值,這一瞬態(tài)壓力沖擊即為列車(chē)交會(huì)壓力波。

這一壓力波作用在列車(chē)司機(jī)室正面和車(chē)體側(cè)面,主要產(chǎn)生三方面的危害：①司機(jī)室正面和車(chē)體側(cè)面的窗玻璃可能由于壓力沖擊而破壞;②在列車(chē)車(chē)廂氣密性不良的情況下,壓力波傳入車(chē)內(nèi)使車(chē)內(nèi)人員耳朵感到不適,使乘坐舒適性惡化；③過(guò)大的交會(huì)空氣壓力波導(dǎo)致列車(chē)橫向振動(dòng)加大將危及行車(chē)安全,損壞車(chē)體結(jié)構(gòu)。本文主要研究高速列車(chē)明線會(huì)車(chē)、隧道通過(guò)、隧道會(huì)車(chē)壓力波動(dòng)對(duì)車(chē)體結(jié)構(gòu)的影響。

3.1明線會(huì)車(chē)氣動(dòng)載荷

高速列車(chē)等速交會(huì)時(shí),交會(huì)側(cè)典型壓力波動(dòng)圖見(jiàn)圖4[11]。

圖4　高速列車(chē)會(huì)車(chē)時(shí)的典型壓力波

在本文中,將頭車(chē)分為頭部和車(chē)身部?jī)蓚€(gè)部分進(jìn)行加載分析,在頭部迎風(fēng)面施加1200 Pa壓力。對(duì)車(chē)身進(jìn)行區(qū)域劃分，加載隨時(shí)間變化的表面壓力以模擬會(huì)車(chē)過(guò)程中的車(chē)體壓力波動(dòng)。為能完整地表達(dá)列車(chē)交會(huì)過(guò)程氣動(dòng)載荷波動(dòng)對(duì)車(chē)體結(jié)構(gòu)的影響，同時(shí)考慮計(jì)算機(jī)能力和計(jì)算時(shí)間，在不影響結(jié)果可靠性和精確性的前提下，取氣動(dòng)載荷波動(dòng)較為劇烈的頭波部分即圖5中圖框區(qū)域作為載荷輸入。

圖5　壓力波動(dòng)計(jì)算區(qū)域

圖6　計(jì)算區(qū)域時(shí)間步長(zhǎng)圖

圖5中,計(jì)算區(qū)域時(shí)間歷程為0.18 s,為保證結(jié)果的精確性且方便加載,將該區(qū)域分為10個(gè)時(shí)間步長(zhǎng),每個(gè)時(shí)間步長(zhǎng)間隔為0.018 s,見(jiàn)圖6。列車(chē)以300 km/h等速交會(huì),每個(gè)時(shí)間步長(zhǎng)該壓力波動(dòng)線掃掠過(guò)的距離即試驗(yàn)車(chē)頭部在被檢測(cè)車(chē)車(chē)體掃掠過(guò)的距離為

該動(dòng)車(chē)組頭車(chē)車(chē)身部分長(zhǎng)17.686 m,故可將車(chē)身部分劃分為6個(gè)分區(qū),分區(qū)1至分區(qū)5的縱向長(zhǎng)度均為3 m,分區(qū)6的縱向長(zhǎng)度為2.686 m,如圖7所示。

圖7　氣動(dòng)載荷車(chē)身分區(qū)圖

每個(gè)時(shí)間步長(zhǎng)內(nèi)壓力波掃過(guò)距離s,對(duì)一個(gè)車(chē)體上的每一個(gè)分區(qū),存在如下關(guān)系式：

(3)

即

(4)

求得平均壓強(qiáng)為

(5)

利用Origin繪圖軟件對(duì)10個(gè)時(shí)間步長(zhǎng)進(jìn)行積分,然后由式(3)求得10個(gè)時(shí)間步長(zhǎng)的平均壓強(qiáng),見(jiàn)表6。

表6　各時(shí)間步長(zhǎng)內(nèi)平均壓力

所取計(jì)算區(qū)域第1時(shí)間步長(zhǎng)壓力波到達(dá)車(chē)體分區(qū)1時(shí)記為第一個(gè)工況,此時(shí)壓力波剛剛到達(dá)車(chē)體側(cè)表面;當(dāng)所取計(jì)算區(qū)域第10時(shí)間步長(zhǎng)壓力波到達(dá)車(chē)體分區(qū)6時(shí)為最后一個(gè)工況,此時(shí)整個(gè)壓力波已經(jīng)掃掠過(guò)整個(gè)頭車(chē)車(chē)身。

將上述工況按順序加載即代表了壓力波掃掠過(guò)車(chē)身側(cè)表面的整個(gè)過(guò)程。加載時(shí)，對(duì)于車(chē)門(mén)和車(chē)窗處壓強(qiáng)，考慮到實(shí)際情況,根據(jù)其表面積和不同工況下該分區(qū)的表面壓強(qiáng),分別計(jì)算出車(chē)門(mén)和每個(gè)車(chē)窗上承受的壓力，將該壓力分別加載到車(chē)體有限元模型車(chē)門(mén)邊框和車(chē)窗邊框上的節(jié)點(diǎn)上,即門(mén)窗上的力均勻分擔(dān)到門(mén)框和窗框節(jié)點(diǎn)上。

通過(guò)計(jì)算得知，明線會(huì)車(chē)時(shí)，車(chē)體受到的壓力波變動(dòng)趨勢(shì)為先增大后減小，當(dāng)會(huì)車(chē)壓力波到達(dá)車(chē)體劃分的第4個(gè)區(qū)域時(shí),車(chē)體有最大當(dāng)量應(yīng)力146 MPa,小于材料許用應(yīng)力。圖8和圖9為明線會(huì)車(chē)時(shí)車(chē)體整體和司機(jī)室應(yīng)力云圖。

圖8　明線會(huì)車(chē)車(chē)體整體應(yīng)力云圖

圖9　明線會(huì)車(chē)司機(jī)室應(yīng)力云圖

3.2隧道會(huì)車(chē)

由于隧道會(huì)車(chē)是洞口效應(yīng)和會(huì)車(chē)壓力波的疊加，故隧道會(huì)車(chē)車(chē)體側(cè)墻壓力波動(dòng)不再像明線會(huì)車(chē)那樣一條“垂向壓力波線”縱向掃掠過(guò)車(chē)體。本文將最?lèi)毫訅毫Σ▌?dòng)值取為計(jì)算工況，對(duì)交會(huì)側(cè)側(cè)墻施加-4600Pa壓力、非交會(huì)側(cè)側(cè)墻施加-3000 Pa壓力、司機(jī)室迎風(fēng)面施加4000 Pa壓力[12-13],同樣,車(chē)門(mén)車(chē)窗上壓力分別施加到門(mén)框和窗框上。

根據(jù)計(jì)算結(jié)果可知,最大當(dāng)量應(yīng)力值為178.3 MPa,小于材料許用應(yīng)力。圖10和圖11為350 km/h等速隧道會(huì)車(chē)車(chē)體整體和司機(jī)室應(yīng)力云圖。

圖10　350 km/h等速隧道會(huì)車(chē)車(chē)體整體應(yīng)力云圖

圖11　350 km/h等速隧道會(huì)車(chē)司機(jī)室應(yīng)力云圖

3.3隧道通過(guò)

隧道通過(guò)時(shí)，車(chē)體側(cè)墻壓力波動(dòng)主要由洞口效應(yīng)引起，靠近隧道壁一側(cè)的車(chē)體測(cè)點(diǎn)壓力變化值比靠近中心一側(cè)車(chē)體測(cè)點(diǎn)壓力值大4%左右[14]。此次計(jì)算時(shí)在司機(jī)室迎風(fēng)面施加2500 Pa壓力，在一側(cè)側(cè)墻施加-3000 Pa壓力,另一側(cè)側(cè)墻施加-3120 Pa壓力,按面積折算出車(chē)門(mén)車(chē)窗上的壓力,分別施加到門(mén)框和窗框上。模擬高速列車(chē)350 km/h隧道通過(guò)時(shí)車(chē)身氣動(dòng)載荷工況。

根據(jù)計(jì)算結(jié)果可知,最大當(dāng)量應(yīng)力值為168.9 MPa,小于材料許用應(yīng)力。圖12和圖13為高速列車(chē)350 km/h隧道通過(guò)時(shí)車(chē)體整體和司機(jī)室應(yīng)力云圖。

圖12　隧道通過(guò)時(shí)車(chē)體整體應(yīng)力云圖

圖13　隧道通過(guò)時(shí)司機(jī)室應(yīng)力云圖

3.4側(cè)風(fēng)效應(yīng)

列車(chē)側(cè)風(fēng)問(wèn)題涉及列車(chē)運(yùn)行的安全性,隨著列車(chē)速度的不斷提高,側(cè)風(fēng)導(dǎo)致列車(chē)空氣阻力、升力和橫向力迅速增大,還影響列車(chē)的橫向運(yùn)動(dòng)穩(wěn)定性,嚴(yán)重時(shí)將導(dǎo)致列車(chē)傾覆。分析中,設(shè)定側(cè)風(fēng)風(fēng)速25 m/s,列車(chē)以350 km/h運(yùn)行時(shí),頭車(chē)車(chē)體受到側(cè)向力為64.13 kN,均布地施加在車(chē)體側(cè)墻上[15]。

根據(jù)計(jì)算結(jié)果可知,最大當(dāng)量應(yīng)力值為152.1 MPa，小于材料許用應(yīng)力。圖14和圖15為高速列車(chē)350 km/h運(yùn)行時(shí)側(cè)風(fēng)效應(yīng)時(shí)車(chē)體整體和司機(jī)室應(yīng)力云圖。

圖14　側(cè)風(fēng)效應(yīng)車(chē)體整體應(yīng)力云圖

圖15　側(cè)風(fēng)效應(yīng)司機(jī)室應(yīng)力云圖

4　車(chē)體疲勞強(qiáng)度評(píng)定

造成車(chē)體疲勞破壞的載荷主要有氣動(dòng)載荷、列車(chē)牽引制動(dòng)引起的縱向載荷和軌道的垂直、橫向和彎曲不規(guī)律而導(dǎo)致的負(fù)載。本文采用Goodman疲勞曲線圖對(duì)車(chē)體疲勞強(qiáng)度進(jìn)行評(píng)估。

4.1疲勞強(qiáng)度評(píng)定方法

結(jié)構(gòu)產(chǎn)生疲勞裂紋的方向與最大主應(yīng)力方向相互垂直,根據(jù)疲勞破壞的這個(gè)顯著特點(diǎn),將三向應(yīng)力狀態(tài)轉(zhuǎn)化為單向應(yīng)力狀態(tài),計(jì)算應(yīng)力循環(huán)的平均應(yīng)力和應(yīng)力幅值,根據(jù)修正Goodman曲線進(jìn)行結(jié)構(gòu)疲勞強(qiáng)度評(píng)定。

多軸應(yīng)力狀態(tài)和單向應(yīng)力狀態(tài)的轉(zhuǎn)換方法如下:①確定不同載荷工況下結(jié)構(gòu)的主應(yīng)力數(shù)值和方向;②定義全部載荷工況下結(jié)構(gòu)的最大主應(yīng)力方向?yàn)榛緫?yīng)力分布方向,其值為計(jì)算最大主應(yīng)力σmax,計(jì)算其與結(jié)構(gòu)基準(zhǔn)線(或計(jì)算模型整體坐標(biāo)系的坐標(biāo)軸線)的夾角α,如圖16a所示;③將其他載荷工況下的主應(yīng)力投影到已確定的最大主應(yīng)力方向上,其投影值最小的應(yīng)力值即為最小主應(yīng)力σmin,如圖16b所示;④由最大和最小主應(yīng)力值計(jì)算平均應(yīng)力σm和應(yīng)力幅σa或應(yīng)力比R,從而完成了多軸應(yīng)力狀態(tài)向單軸應(yīng)力狀態(tài)的轉(zhuǎn)化:

(6)

根據(jù)式(6)計(jì)算得出的平均應(yīng)力σm和應(yīng)力幅σa或應(yīng)力比R,由修正的Goodman疲勞曲線確定相應(yīng)的許用應(yīng)力，用來(lái)評(píng)定結(jié)構(gòu)的疲勞強(qiáng)度或壽命。

(a)(b)圖16　最大和最小主應(yīng)力的確定方法

4.1車(chē)體疲勞強(qiáng)度評(píng)定結(jié)果

根據(jù)疲勞強(qiáng)度分析方法,利用高速列車(chē)明線會(huì)車(chē)時(shí)氣動(dòng)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(dòng)引起的疲勞載荷工況,共21個(gè)疲勞工況(表7)，分別對(duì)車(chē)體底架側(cè)梁、車(chē)身外層、側(cè)墻內(nèi)層、側(cè)墻夾層、司機(jī)室、地板夾層、地板表層7個(gè)部分進(jìn)行了疲勞強(qiáng)度的評(píng)定。根據(jù)式(6),通過(guò)MATLAB編程計(jì)算所選7個(gè)部分每個(gè)節(jié)點(diǎn)的平均應(yīng)力和應(yīng)力幅值，并在車(chē)體材料Goodman疲勞極限圖中進(jìn)行打點(diǎn)，若所有點(diǎn)均落在Goodman曲線封閉區(qū)域內(nèi),則車(chē)體滿足疲勞強(qiáng)度要求。并求得相對(duì)于Goodman曲線安全系數(shù)和對(duì)應(yīng)最大、最小主應(yīng)力的工況,為車(chē)體的設(shè)計(jì)提供參考。

表7　疲勞強(qiáng)度計(jì)算載荷工況表

圖17～圖23分別給出了車(chē)體底架側(cè)梁、車(chē)身外層、側(cè)墻內(nèi)層、側(cè)墻夾層、司機(jī)室、地板夾層、地板表層7個(gè)部分的Goodman疲勞強(qiáng)度曲線圖。由圖可以看出所有點(diǎn)均落在Goodman曲線封閉區(qū)域內(nèi)。計(jì)算得到其各個(gè)部分的安全系數(shù)均大于1，因此車(chē)體滿足疲勞強(qiáng)度要求。

圖17　車(chē)體底架側(cè)梁疲勞強(qiáng)度評(píng)定

圖18　車(chē)身外層疲勞強(qiáng)度評(píng)定

圖19　側(cè)墻內(nèi)層疲勞強(qiáng)度評(píng)定

圖20　側(cè)墻夾層疲勞強(qiáng)度評(píng)定

圖21　司機(jī)室疲勞強(qiáng)度評(píng)定

圖22　地板夾層疲勞強(qiáng)度評(píng)定

圖23　地板表層疲勞強(qiáng)度評(píng)定

5　結(jié)論

(1)在靜載荷作用下,車(chē)體結(jié)構(gòu)變形協(xié)調(diào),底架側(cè)梁垂向變形為5.39 mm,相對(duì)變形較小,滿足剛度要求。

(2)參照EN12663確定車(chē)體7個(gè)靜載荷工況,在靜載荷作用下,車(chē)體最大當(dāng)量應(yīng)力為280.2 MPa,產(chǎn)生于工況7，出現(xiàn)在二位端空氣彈簧約束處，該最大當(dāng)量應(yīng)力小于材料的屈服強(qiáng)度,滿足靜強(qiáng)度要求。較大當(dāng)量應(yīng)力發(fā)生在司機(jī)室車(chē)門(mén)門(mén)角、二位端轉(zhuǎn)向架約束處、一位端車(chē)鉤補(bǔ)強(qiáng)板處和車(chē)體側(cè)墻與車(chē)頂過(guò)渡處,其余部位的應(yīng)力較小。

(3)根據(jù)車(chē)體材料Goodman圖對(duì)構(gòu)架進(jìn)行疲勞強(qiáng)度評(píng)定,結(jié)果表明,各部位安全系數(shù)均大于1,且有一定安全裕量，滿足疲勞強(qiáng)度的要求。

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(編輯蘇衛(wèi)國(guó))

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(guó)家科技支撐計(jì)劃資助項(xiàng)目(2011BAG10B01);中國(guó)鐵路總公司資助項(xiàng)目(2014J012-C);西南交通大學(xué)牽引動(dòng)力國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室開(kāi)放基金資助項(xiàng)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(xué)牽引動(dòng)力國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室博士研究生。研究方向?yàn)檐?chē)輛工程、車(chē)體疲勞可靠性、動(dòng)車(chē)組車(chē)體及轉(zhuǎn)向架試驗(yàn)技術(shù)。鄔平波,男,1968年生。西南交通大學(xué)牽引動(dòng)力國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室研究員、博士研究生導(dǎo)師。賈璐,女,1986年生。西南交通大學(xué)牽引動(dòng)力國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室博士研究生。