某軌道車輛箱體結(jié)構(gòu)強度仿真分析

張琪 ZHANG Qi；劉元君 LIU Yuan-jun；唐明軍 TANG Ming-jun；車全偉 CHE Quan-wei；王俊杰 WANG Jun-jie；衣海嬌 YI Hai-jiao

（中車青島四方機車車輛股份有限公司，青島 266000）

0 引言

近年來，隨著我國軌道車輛的迅速發(fā)展，大量軌道車輛的投入使用，列車通常需配備水箱來滿足乘客的用水需求。軌道車輛上使用的水箱規(guī)格較大且載水量大，對箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計既需考慮箱體自身的結(jié)構(gòu)強度又需考慮內(nèi)部液體對箱體的沖擊強度。軌道列車在高速運行時有減速、加速、線路不平順和通過曲線等工況，這些工況都會導致箱體內(nèi)液體晃動，從而引起箱體的變形和振動。對于液體晃動的研究，國外Plipchuk V.N[1]使用單擺模型研究了自由液面的晃動現(xiàn)象。Aykyildiz[2]采用了有限差分法分析了矩形艙內(nèi)液體晃動對艙體的沖擊壓力變化。國內(nèi)對軌道車輛帶液體的箱體研究主要有羅超勇[3]將車體與水箱耦合進行了系統(tǒng)動力學仿真，研究了高速動車組水箱設(shè)備液固耦合振動分析。李明高[4]對動車組的吊裝水箱進行強度分析，其主要是基于Ansys Workbench 對動車組吊裝水箱的聯(lián)接螺栓、滑塊、C 型槽進行強度校核。大部分傳統(tǒng)的箱體流固耦合分析使用的是CFD 法，因CFD 法的計算量較大且對邊界條件有較高的敏感性，計算需要高性能的計算機及大量的計算時間。但CEL 法計算量相對較小且對于流體流動的微觀細節(jié)有較好的仿真描述能力。本文建立了箱體有限元模型，使用CEL 法模擬流固耦合沖擊，計算分析箱體靜強度、疲勞及沖擊強度，對箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計提出參考建議。

1 模型結(jié)構(gòu)

箱體尺寸：長2100mm，寬1080mm，高550mm，設(shè)計可容納液體1130L。箱體材料為SUS 301L-HT，材料屈服強度為685MPa，抗拉強度為930MPa，焊縫疲勞強度為40MPa。

2 有限元模型

箱體有限元模型主要采用ABAQUS 軟件中的殼單元（S4）對主體結(jié)構(gòu)進行了模擬，單元尺寸20mm，局部細化。有限元模型如圖1 所示。

圖1 有限元模型

2.1 加載及約束

靜強度及疲勞工況計算時約束10 個吊座，沖擊工況需在10 個吊座處施加沖擊加速度。

依據(jù)Q/CR 580、EN12663 標準要求和IEC61373 中1類A 級沖擊標準要求，制定如下計算載荷和工況。

2.2 計算工況

2.2.1保壓工況

按照Q/CR 580 對箱體施加保壓30kPa。

2.2.2靜強度工況

參照EN 12663《鐵路應(yīng)用鐵路車輛車身的結(jié)構(gòu)要求第1 部分機車和客運車輛（貨運車輛交替法）》標準要求，分別計算縱向加速度、橫向加速度和垂向加速度的組合工況。具體工況如表1 所示。內(nèi)部液體按100%容量計算。

表1 靜強度工況

2.2.3疲勞強度工況

參照EN 12663《鐵路應(yīng)用鐵路車輛車身的結(jié)構(gòu)要求第1 部分機車和客運車輛（貨運車輛交替法）》標準要求，分別計算縱向加速度、橫向加速度和垂向加速度工況。具體工況如表2 所示。內(nèi)部液體按100%容量計算。

表2 疲勞強度工況

2.2.4沖擊響應(yīng)工況

基于流固耦合理論，使用CEL 法模擬流固耦合沖擊，參照IEC 61373:2010《鐵路應(yīng)用鐵路車輛車身的結(jié)構(gòu)要求第1 部分機車和客運車輛（貨運車輛交替法）》中1 類A級沖擊標準要求，分別計算縱向加速度、橫向加速度和垂向加速度沖擊響應(yīng)工況。具體工況如表3 所示。內(nèi)部液體量按100%容量計算。

表3 沖擊工況

3 評價方法及評價指標

3.1 保壓工況分析結(jié)果

通常箱體在使用前，需進行保壓試驗以確保箱體密封。但箱體進行保壓試驗時，承受的應(yīng)力與水箱運營狀態(tài)時所受應(yīng)力狀態(tài)不一致，所以有必要先進行保壓工況的強度分析。在保壓工況中，在箱體內(nèi)面上加載30kPa 垂直于面并且方向向外的壓力。

圖2～圖3 給出了保壓載荷工況下箱體的位移云圖和等效應(yīng)力云圖。由圖可知：

圖2 保壓工況下箱體位移云圖（頂面）

圖3 保壓工況下箱體等效應(yīng)力云圖（頂面）

①保壓載荷作用下，箱體的最大變形量為3.2mm，發(fā)生在箱體頂板，如圖2 所示；

②保壓載荷作用下，箱體的最大等效應(yīng)力值為488.6MPa，如圖3 所示，發(fā)生在箱體頂板長圓孔周邊角焊縫處，小于屈服極限685MPa。

由此分析結(jié)果可以看出，箱體最大變形位置為箱體頂板靠近中心的平面位置，應(yīng)力最大位置為箱體頂面靠近中間位置的焊縫處。

3.2 靜強度工況分析結(jié)果

圖4～圖6 給出了箱體靜強度工況的應(yīng)力云圖。由圖可以得出：在工況一中，最大等效應(yīng)力值為36.9MPa，如圖4 所示，位置為箱體底部筋板與側(cè)板連接處；在工況二中，最大等效應(yīng)力值為206.2MPa，如圖5 所示，位置為頂板長圓孔焊縫處；在工況三中，最大等效應(yīng)力值為142.2MPa，如圖6 所示，位置為上部蓋板長圓孔焊縫處。三種工況應(yīng)力最大值均小于屈服極限685MPa。靜強度工況中，應(yīng)力較大位置均為箱體焊縫處。

圖4 靜強度工況一等效應(yīng)力云圖

圖5 靜強度工況二等效應(yīng)力云圖

圖6 靜強度工況三等效應(yīng)力云圖

從箱體靜強度等效應(yīng)力云圖中，可以看出，箱體三種工況的最大應(yīng)力位置均為焊縫處。在垂向加載的工況一中，液體均向底板傳力，即液體對箱體底部的作用力最大，箱體側(cè)板底部焊縫受力較大為危險區(qū)域。在縱向加載的工況二中，液體均向側(cè)板傳力，液體對箱體側(cè)板的作用力最大，箱體頂板受應(yīng)力從中間區(qū)域到側(cè)邊依次加大，即頂板焊縫受力較大為危險區(qū)域。在橫向加載的工況三中，液體均向端板傳力，液體對箱體端板的作用力最大，箱體頂板及底板受應(yīng)力從中間區(qū)域到端部側(cè)邊依次加大，因頂板焊縫較多，所以頂板焊縫區(qū)為受力較大的危險區(qū)域。

3.3 沖擊響應(yīng)分析結(jié)果

沖擊加速度：縱向為5g；橫向為3g；垂向為3g，根據(jù)標準的要求，沖擊的加速度理想化為標準半波正弦

本文沖擊工況使用的是顯示動力學分析計算，使用CEL 法模擬流固耦合沖擊。CEL 法是一種用于模擬固體—流體相互作用的計算方法。CEL 方法結(jié)合了歐拉方法和拉格朗日方法的優(yōu)點，通過將流體和固體分別用歐拉網(wǎng)格和拉格朗日微團來描述，實現(xiàn)了流體和固體之間的相互作用模擬。

圖7～圖9 給出了箱體沖擊響應(yīng)工況的流體狀態(tài)圖，可以看出在沖擊過程中，流體在箱內(nèi)產(chǎn)生晃動，流體對頂板、側(cè)板、端板和筋板都產(chǎn)生了沖擊作用。在縱向沖擊的工況一中，流體對箱體側(cè)板產(chǎn)生沖擊，因頂部留有空間，流體同時向頂板流動，對頂板也產(chǎn)生沖擊。在橫向沖擊的工況二中，流體對箱體端板產(chǎn)生沖擊，因頂部留有空間，流體同時向頂板流動，對頂板也產(chǎn)生沖擊。在垂向沖擊的工況三中，流體對箱體頂板產(chǎn)生沖擊。

圖7 箱體滿箱縱向5g 沖擊工況流體變化

圖8 箱體滿箱橫向3g 沖擊工況流體變化

圖10～圖12 給出了箱體沖擊響應(yīng)工況的應(yīng)力云圖。由圖可以得出：

圖10 箱體滿箱縱向5g 沖擊工況等效應(yīng)力云圖

沖擊工況一中，最大等效應(yīng)360.9MPa，如圖10 所示，位置為頂板長圓孔焊縫處；沖擊工況二中，最大等效應(yīng)324.1MPa，如圖11 所示，位置為頂板長圓孔焊縫處；沖擊工況三中，最大等效應(yīng)力值為564.3MPa，如圖12 所示，位于頂板長圓孔焊縫位置。三種工況應(yīng)力最大值均小于屈服極限685MPa。

圖11 箱體滿箱橫向3g 沖擊工況等效應(yīng)力云圖

圖12 箱體滿箱垂向3g 沖擊工況等效應(yīng)力云圖

將沖擊工況與靜強度工況對比，發(fā)現(xiàn)沖擊工況因考慮液體的瞬時流動，對箱體產(chǎn)生瞬時沖擊，最后分析得到的應(yīng)力云圖是不一致的，因箱體內(nèi)裝有設(shè)計100%容量的液體時，箱體上部仍有剩余空間，所以在沖擊工況時由于流體向頂板方向流動，對頂板產(chǎn)生了沖擊。即箱體的設(shè)計應(yīng)重點考慮頂板焊縫的分布及強度大小。所以對于承載有大量液體的箱體，考慮流固耦合的沖擊響應(yīng)的分析計算是十分有必要的。

3.4 疲勞工況分析結(jié)果

圖13～圖14 給出了箱體疲勞工況下的應(yīng)力云圖，箱體疲勞工況中最大主應(yīng)力發(fā)生在工況三橫向疲勞工況箱體端板豎梁焊縫處，如圖13 所示，最大主應(yīng)力為20.7MPa；最小主應(yīng)力發(fā)生在工況三橫向疲勞工況箱體端板位置，最小主應(yīng)力值為-21.6MPa，如圖14 所示，兩者均小于非打磨角焊縫的疲勞極40MPa。

圖13 箱體橫向疲勞工況最大主應(yīng)力云圖

圖14 箱體橫向疲勞工況最小主應(yīng)力云圖

箱體的疲勞工況計算時，因受力較小，流體的流動范圍也較小，主要對有焊縫的箱體的端板及側(cè)板應(yīng)力影響較大。同時箱體內(nèi)部防波板的合理設(shè)計也能優(yōu)化端板、側(cè)板的受力狀態(tài)。

4 結(jié)論

通過某軌道車輛箱體進行保壓、靜強度、疲勞和沖擊響應(yīng)工況的仿真分析，得出如下結(jié)論：①保壓工況分析中，箱體的最大變形量為3.2mm，發(fā)生在箱體頂面；箱體的最大等效應(yīng)力值為488.6MPa，發(fā)生在箱體頂板長圓孔周邊角焊縫，安全系數(shù)1.4。滿足標準要求。②靜強度工況下箱體的最大等效應(yīng)力值為206.2MPa，發(fā)生在工況二，位于頂板長圓孔焊縫處，小于屈服極限685MPa，所以箱體的靜強度滿足標準要求。③沖擊響應(yīng)工況中，流固耦合計算得箱體的最大等效應(yīng)力值為564.3MPa，發(fā)生在滿箱垂向3g 沖擊工況中，位于頂板長圓孔焊縫位置，小于屈服極限685MPa，安全系數(shù)1.2。所以箱體的沖擊響應(yīng)滿足標準要求。④疲勞強度分析中，箱體的最大主應(yīng)力值為20.7MPa，最小主應(yīng)力值為-21.6MPa 小于非打磨角焊縫的疲勞極限40MPa，最小安全系數(shù)1.9，發(fā)生在橫向疲勞工況。因此，疲勞強度滿足標準要求。

從本文箱體的強度分析過程中可得知，箱體頂板在靜強度及沖擊工況分析時，所受應(yīng)力較大，尤其在箱體焊縫位置處受力較大，對箱體的設(shè)計應(yīng)重點考慮頂板焊縫的分布及強度大小，同時通過疲勞工況的計算可以看出，箱體內(nèi)部防波板的合理設(shè)計也能優(yōu)化端板、側(cè)板的受力狀態(tài)。