车体强度

车体强度（精选6篇）

车体强度 篇1

0 引言

随着列车运行速度的提高，列车服役环境也变得更加恶劣，对列车的安全性和可靠性也提出了更高的要求。随着高速动车组的普遍运行，目前的车体相关标准已经不能满足车体强度的评判，需要增加更多的实际线路运行情况进行分析。尤其在气动载荷方面，随着列车速度的提高，气动载荷对车体强度的影响越来越大，特别在高速会车、高速隧道通过及受到强侧风影响的时候，气动载荷对车体强度的影响更加明显。

目前，国内对车体疲劳强度问题的研究主要集中在机械载荷对车体疲劳强度的影响方面，而关于气动载荷对车体疲劳强度影响的研究比较少，在标准EN12663-2010[1]、JIS E7106[2]和《200km/h及以上速度级铁道车辆强度设计及试验鉴定暂行规定》中仅仅作了简单的描述[3]。在国外，韩国铁道研究院KRRI的Seo等[4]对高速列车通过隧道时产生的气动载荷疲劳强度做了大量的理论和试验研究。本文在EN12663车体强度评定准则的基础上增加了4种气动载荷工况对车体强度进行评判，将高速列车明线会车气动载荷工况与由轨道引起的垂向加速度和牵引制动引起的疲劳载荷工况进行组合，采用Goodman曲线分别对车体底架侧梁、地板外层、地板夹层、车身外层、侧墙内层、侧墙夹层、司机室7个部分进行了疲劳强度的评估。若这7个部分强度计算结果均落在各自对应的Goodman曲线封闭区域内，则车体满足疲劳强度要求。

1 动车组头车车体结构及有限元模型

1.1 动车组头车车体结构特点

动车组车体由大型中空铝合金型材组焊而成，具有良好的防腐性能，其承载结构为筒型整体承载结构；这种结构可以有效地减少车体结构的零部件数量、降低制造成本、提高车体结构制造质量，而且具有较好的截面刚度特性，从而可提高车体结构的整体刚度和乘坐舒适性[5,6]。动车组头车车体主要由车体底架侧梁、地板外层、地板夹层、车身外层、侧墙内层、侧墙夹层、司机室7个部分组成。表1所示是该动车组头车车体主要技术参数。

1.2 头车车体材料许用应力

本文高速列车所用的A7N01铝合金是我国国产材料，其焊接填充材料采用的是SAF5356焊丝。母材和焊丝的成分见表2。分别根据母材和焊缝的实际情况，定义材料的不同属性，如表3所示。

1.3 头车车体有限元模型

由于动车组车体铝结构为铝板、梁、型材焊接结构，故车体有限元模型以任意四节点等参薄壳单元为主，三节点三角型单元为辅。头车车体有限元模型的单元总数为2 199 500，节点总数为180 557 8。头车车体的有限元模型如图1所示。

2 车体静强度分析

2.1 车体静强度工况

参考EN12663-2010，结合该动车组车体强度计算特点，制定出动车组车体静强度计算工况，表4列出了部分载荷工况[7,8,9]。

具体载荷处理如下：(1)对于车体自重，在ANSYS前处理模块输入车体铝合金材料的密度和重力加速度，程序根据模型各单元表面积、单元实常数自动将单元载荷因子的信息记入总载荷进行计算；(2)车内设备（如座椅）、乘客、行李等载荷以均布载荷的形式作用在底架侧梁上；(3)车顶空调设备和车体牵引变流器及冷却装置，按照设备安装点的实际位置，以集中载荷的形式平均作用在相应的节点上。

2.2 车体刚度和强度计算结果

车体垂向载荷工况1计算的表形值用来校核车体的刚度，计算得到车体最大变形：车体底架侧梁垂向变形为5.39mm，相对变形较小，如图2所示。

车体在工况1～工况7载荷作用下，最大当量应力为280.2MPa，产生于工况7中，出现在二位端空气弹簧约束处，如表5所示。工况7是考察车体在垂向超员情况下同时承受纵向超常压缩载荷时能否满足车体材料的需求，垂向载荷的主要承载部位在空气弹簧座处，再同时承受纵向载荷作用，导致车体该处的应力最大，较大当量应力发生在司机室车门门角、二位端、一位端车钩补强板处和车体侧墙与车顶过渡处。其余部位的应力较小。图3为工况1下的整车应力云图。

机车车辆承载结构在相关标准规定的载荷作用下，其静强度满足设计和运行的条件如下：

(1）在正常运行载荷作用下，其最大von＿Mises应力不大于制造材料的许用应力[10]，即

(2）在运行中最大载荷（发生行车事故时承担的载荷）作用下，其最大von＿Mises应力不大于制造材料的屈服极限σs，即

上述工况中，工况1为运行载荷作用下的工况，用式（1）进行校核，材料的许用应力根据材料屈服极限σs与安全系数S的商进行计算，根据《200km/h及以上速度级铁道车辆强度设计及试验鉴定暂行规定》，运营载荷下安全系数S取1.5，材料许用应力为197MPa，满足静强度要求。工况2至工况7分别为抬车工况、纵向静负载工况、组合工况，为非正常运行载荷作用下的工况，按式（2）进行校核，材料屈服极限为295MPa，满足静强度要求。

3 气动载荷下车体强度分析

列车沿地面高速运行时带动列车周围空气随之运动，形成一种特定的非定常流场，通常称之为“列车风”。列车风使列车附近环境空气压力波动，并引起强烈的空气流动。当两相对行驶的列车交会时，在交会瞬间，这一扰动将会加剧，尤其是一列车的头部或尾部与另一列车交会时，将引起另一列车会车一侧表面的空气压力发生突变，形成一种瞬态压力冲击，在约几十毫秒之间相继出现正负压力峰值，这一瞬态压力冲击即为列车交会压力波。

这一压力波作用在列车司机室正面和车体侧面，主要产生三方面的危害：(1)司机室正面和车体侧面的窗玻璃可能由于压力冲击而破坏；(2)在列车车厢气密性不良的情况下，压力波传入车内使车内人员耳朵感到不适，使乘坐舒适性恶化；(3)过大的交会空气压力波导致列车横向振动加大将危及行车安全，损坏车体结构。本文主要研究高速列车明线会车、隧道通过、隧道会车压力波动对车体结构的影响。

3.1 明线会车气动载荷

高速列车等速交会时，交会侧典型压力波动图见图4[11]。

在本文中，将头车分为头部和车身部两个部分进行加载分析，在头部迎风面施加1200Pa压力。对车身进行区域划分，加载随时间变化的表面压力以模拟会车过程中的车体压力波动。为能完整地表达列车交会过程气动载荷波动对车体结构的影响，同时考虑计算机能力和计算时间，在不影响结果可靠性和精确性的前提下，取气动载荷波动较为剧烈的头波部分即图5中图框区域作为载荷输入。

图5中，计算区域时间历程为0.18s，为保证结果的精确性且方便加载，将该区域分为10个时间步长，每个时间步长间隔为0.018s，见图6。列车以300km/h等速交会，每个时间步长该压力波动线扫掠过的距离即试验车头部在被检测车车体扫掠过的距离为

该动车组头车车身部分长17.686m，故可将车身部分划分为6个分区，分区1至分区5的纵向长度均为3m，分区6的纵向长度为2.686m，如图7所示。

每个时间步长内压力波扫过距离s，对一个车体上的每一个分区，存在如下关系式：

即

求得平均压强为

式中，为该分区平均压强；p为该分区某时刻瞬时压强；v为压力波动线扫掠的速度。

利用Origin绘图软件对10个时间步长进行积分，然后由式（3）求得10个时间步长的平均压强，见表6。

所取计算区域第1时间步长压力波到达车体分区1时记为第一个工况，此时压力波刚刚到达车体侧表面；当所取计算区域第10时间步长压力波到达车体分区6时为最后一个工况，此时整个压力波已经扫掠过整个头车车身。

将上述工况按顺序加载即代表了压力波扫掠过车身侧表面的整个过程。加载时，对于车门和车窗处压强，考虑到实际情况，根据其表面积和不同工况下该分区的表面压强，分别计算出车门和每个车窗上承受的压力，将该压力分别加载到车体有限元模型车门边框和车窗边框上的节点上，即门窗上的力均匀分担到门框和窗框节点上。

通过计算得知，明线会车时，车体受到的压力波变动趋势为先增大后减小，当会车压力波到达车体划分的第4个区域时，车体有最大当量应力146MPa，小于材料许用应力。图8和图9为明线会车时车体整体和司机室应力云图。

3.2 隧道会车

由于隧道会车是洞口效应和会车压力波的叠加，故隧道会车车体侧墙压力波动不再像明线会车那样一条“垂向压力波线”纵向扫掠过车体。本文将最恶劣压力波动值取为计算工况，对交会侧侧墙施加-4600Pa压力、非交会侧侧墙施加-3000Pa压力、司机室迎风面施加4000Pa压力[12,13]，同样，车门车窗上压力分别施加到门框和窗框上。

根据计算结果可知，最大当量应力值为178.3MPa，小于材料许用应力。图10和图11为350km/h等速隧道会车车体整体和司机室应力云图。

3.3 隧道通过

隧道通过时，车体侧墙压力波动主要由洞口效应引起，靠近隧道壁一侧的车体测点压力变化值比靠近中心一侧车体测点压力值大4%左右[14]。此次计算时在司机室迎风面施加2500Pa压力，在一侧侧墙施加-3000Pa压力，另一侧侧墙施加-3120Pa压力，按面积折算出车门车窗上的压力，分别施加到门框和窗框上。模拟高速列车350km/h隧道通过时车身气动载荷工况。

根据计算结果可知，最大当量应力值为168.9MPa，小于材料许用应力。图12和图13为高速列车350km/h隧道通过时车体整体和司机室应力云图。

3.4 侧风效应

列车侧风问题涉及列车运行的安全性，随着列车速度的不断提高，侧风导致列车空气阻力、升力和横向力迅速增大，还影响列车的横向运动稳定性，严重时将导致列车倾覆。分析中，设定侧风风速25m/s，列车以350km/h运行时，头车车体受到侧向力为64.13kN，均布地施加在车体侧墙上[15]。

根据计算结果可知，最大当量应力值为152.1MPa，小于材料许用应力。图14和图15为高速列车350km/h运行时侧风效应时车体整体和司机室应力云图。

4 车体疲劳强度评定

造成车体疲劳破坏的载荷主要有气动载荷、列车牵引制动引起的纵向载荷和轨道的垂直、横向和弯曲不规律而导致的负载。本文采用Goodman疲劳曲线图对车体疲劳强度进行评估。

4.1 疲劳强度评定方法

结构产生疲劳裂纹的方向与最大主应力方向相互垂直，根据疲劳破坏的这个显著特点，将三向应力状态转化为单向应力状态，计算应力循环的平均应力和应力幅值，根据修正Goodman曲线进行结构疲劳强度评定。

多轴应力状态和单向应力状态的转换方法如下：(1)确定不同载荷工况下结构的主应力数值和方向；(2)定义全部载荷工况下结构的最大主应力方向为基本应力分布方向，其值为计算最大主应力σmax，计算其与结构基准线（或计算模型整体坐标系的坐标轴线）的夹角α，如图16a所示；(3)将其他载荷工况下的主应力投影到已确定的最大主应力方向上，其投影值最小的应力值即为最小主应力σmin，如图16b所示；(4)由最大和最小主应力值计算平均应力σm和应力幅σa或应力比R，从而完成了多轴应力状态向单轴应力状态的转化：

根据式（6）计算得出的平均应力σm和应力幅σa或应力比R，由修正的Goodman疲劳曲线确定相应的许用应力，用来评定结构的疲劳强度或寿命。

4.1 车体疲劳强度评定结果

根据疲劳强度分析方法，利用高速列车明线会车时气动载荷的载荷工况和由轨道引起的横向、垂向加速度及牵引制动引起的疲劳载荷工况，共21个疲劳工况（表7），分别对车体底架侧梁、车身外层、侧墙内层、侧墙夹层、司机室、地板夹层、地板表层7个部分进行了疲劳强度的评定。根据式（6），通过MATLAB编程计算所选7个部分每个节点的平均应力和应力幅值，并在车体材料Goodman疲劳极限图中进行打点，若所有点均落在Goodman曲线封闭区域内，则车体满足疲劳强度要求。并求得相对于Goodman曲线安全系数和对应最大、最小主应力的工况，为车体的设计提供参考。

图17～图23分别给出了车体底架侧梁、车身外层、侧墙内层、侧墙夹层、司机室、地板夹层、地板表层7个部分的Goodman疲劳强度曲线图。由图可以看出所有点均落在Goodman曲线封闭区域内。计算得到其各个部分的安全系数均大于1，因此车体满足疲劳强度要求。

5 结论

(1）在静载荷作用下，车体结构变形协调，底架侧梁垂向变形为5.39mm，相对变形较小，满足刚度要求。

(2）参照EN12663确定车体7个静载荷工况，在静载荷作用下，车体最大当量应力为280.2MPa，产生于工况7，出现在二位端空气弹簧约束处，该最大当量应力小于材料的屈服强度，满足静强度要求。较大当量应力发生在司机室车门门角、二位端转向架约束处、一位端车钩补强板处和车体侧墙与车顶过渡处，其余部位的应力较小。

(3）根据车体材料Goodman图对构架进行疲劳强度评定，结果表明，各部位安全系数均大于1，且有一定安全裕量，满足疲劳强度的要求。

从车体静强度试验引发的一些思考 篇2

车体静强度试验是在车辆新造过程中进行的型式试验, 广泛应用的有限元分析计算仅有短暂的历史, 而25G、25K型客车投入运用已有15~20年, 经过2、3个厂修 (A4) 后车辆的技术性能指标与原设计要求势必存在差异, 而现时的车辆状态是否符合预期, 如何对车辆剩余寿命周期进行科学的检验、预算和评估极具现实意义。

1 车体静强度试验实例概述

近期对1辆25G型客车实施了车体静强度试验, 试验执行TB/T 1806-2006标准, 所用车辆结构与以往25G型车结构相近, 为整体承载无中梁筒形结构, 通用的牵枕缓、车体侧梁形式, 车辆断面轮廓相同, 钢结构材料按照常规标准选用 (见表1) 。试验中, 车体部分位置出现了强度不足问题, 通过补强得以改善, 由此联想到现有运行车辆的状况, 结合实际工作中所掌握的资料信息进行分析, 提出相关建议和解决措施, 希望引起政府决策部门、车辆造修企业的重视, 加大投入, 保障车辆安全运行。

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2 试验中的强度问题及处理措施

钢结构静强度试验主要进行纵向压缩工况、纵向拉伸工况、垂向均布载荷、垂向集中载荷以及顶车工况、扭转工况等试验。在纵向压缩工况及垂向载荷下静、动、侧向应力合成工况中, 以下位置出现了强度不足问题, 通过补强后得以满足试验标准。

(1) 牵引梁下部与枕梁下盖板之间 (见图1) , 试验时初步测得的压缩工况应力值为186.3 MPa, 增加补强板后降到153.7 MPa。

(2) 枕内第1组纵梁与横梁之间 (见图2) , 试验时初步测得的压缩工况应力值为217.2 MPa, 采取在焊缝位置打磨处理, 无明显效果, 后增加图示补强板后测得压缩工况应力降低为111.5 MPa, 计算得到最大可能合成应力为174.9 MPa。

(3) 枕梁与侧梁交接位置 (枕内方向, 见图3) 的侧梁受力情况, 试验时初步测得应力值为157.7MPa, 增加图示补强板后测得压缩工况应力降低为74.7 MPa, 计算得到最大可能合成应力94.5 MPa。

(4) 顶镐位对应的侧梁 (车体中心方向, 见图4) 受力过大, 试验时初步测得的应力值为189.7MPa, 后增加图示补强板后应力降低为116.7 MPa, 计算得到最大可能合成应力为143.7 MPa。

3 有限元计算分析

由于试验车辆是在既有车型成熟结构基础上生产制造的, 试验中出现了测算结果不达标问题, 而发生位置恰恰是以往的成型通用结构。为进一步分析研究, 建立了图5所示的模型, 车体的刚度和静强度有限元分析结果表明:垂向静载荷工况以及扭转工况下得到的车体弯曲、扭转刚度均能够满足设计标准, 但是两者之间存在着较大的差距 (见表2) 。

静强度分析结果显示车辆整体满足铁道标准要求, 但在个别位置存在强度不足, 如蓄电池箱吊座位置 (见图6) 。在具体显示强度不足的部位中, 仅枕内第1组纵梁与横梁连接处1处与实际静强度试验中测得的情况吻合, 其余位置均不一致。理论计算与试验测算, 理想状态与现实情况可能存在一定的差别, 但是多处不一致应当引起注意。

4 分析与思考

常规25G型客车主要装用209P、209T、206P转向架及15#车钩G1型缓冲器, 钢结构形式基本为铁路客车的通用统型结构, 在本次试验车辆的设计过程中, 仅对枕外小横梁以及邻近枕梁的枕内横梁进行了加强, 将横梁原板材由钢板5-09Cu PCr Ni-B改为6-09Cu PCr Ni-A, 其他位置基本无变化。试验中钢结构强度不满足标准必定有各种原因。设计结构不合理可能会导致应力集中, 包括钢结构料件尖锐的棱角、多种负荷共同作用形成的合成应力超标等;钢结构制造过程中的制造误差可能引起应力超差问题, 包括焊缝的合理焊接形式及质量、焊接顺序、工艺方法以及设备工装的误差、焊工水平等因素;材料的选择也能导致材料之间出现明显的强弱差异, 影响材料受力的发散、传递。从既有设计图纸及在线运行车辆的现状可以想见, 新造碳钢车也一定存在着同样或相似的问题。

车辆上线长期运行后, 因气候条件、自身污染、疲劳影响等造成了车辆一定程度的腐蚀。在车辆的厂修 (A4) 中经常出现枕梁下盖板腐蚀、侧梁腐蚀、牵引梁下盖板腐蚀以及横梁、铁地板腐蚀等情况, 其中枕梁下盖板、转向架构架、弹簧托梁等时常因腐蚀超限而进行大范围截换, 转向架构架、弹簧托梁更新频次越来越高。而此时的车体钢结构与新造时比较, 车辆的刚度、强度是否还能够达到30年的预期使用寿命, 跑完960万km的运行里程, 并经受各种振动、冲击、疲劳等动态考验?

5 结论和建议

(1) 强化设计源头控制。进行科学规范的技术设计, 总结分析包括各种强度试验、运行试验、以往运用经验、售后服务中出现的各类问题。牵枕缓、转向架构架、应力集中负重较大的关键区域等可以适度提升材料的材质或优化结构, 例如, 牵引梁枕梁缓冲梁、底架侧梁等可优先选用Q345以上的材料, 侧门门角等强度薄弱位置可在提升材质的同时采取整体钢门框结构。

(2) 注重制造过程质量控制。在提升操作人员技能、提高工装设备保障能力的同时, 引入先进的焊接管理体系, 以提升车辆的整体焊接装配质量, 通过质量管控提升车辆整体制造水平, 例如整车焊接、牵枕缓、端墙、机组平台等大部件可强制执行EN15085标准等。

(3) 广泛推行试验检验。加大实践试验、理论计算的验证力度, 对新造车型涉及刚度、强度的关键区域和部位必须进行有限元分析计算, 而有限元分析对于焊接质量、焊缝强度及自身误差需要确定更为科学合理的基准参数, 差异较大的结构应通过静强度试验进行验证, 甚至应通过车辆的疲劳强度试验全面地验证车辆的设计制造情况。

(4) 强化车辆钢结构防腐处理。车辆钢结构制造完成后, 必须进行防腐处理, 包括零部件乃至整车的表面预处理、初始的防腐底漆, 采用重防腐类阻尼隔声沥青浆, 严格控制防腐涂层的厚度, 确保防腐处理质量。

(5) 密切关注车辆运用状态。纷繁复杂的铁道路网, 差异巨大的地理气候条件, 势必导致车辆状况各不相同, 车辆的设计制造应更多考虑车辆运用的具体条件, 如耐高寒、防风沙、抗腐蚀等, 车辆自身污物的排放以及气候条件等直接关系着车辆的强度和车辆运用的安全系数, 应予以特别关注, 以便及时跟踪、发现、排除安全隐患, 保障铁路客车的运用安全。各种专业机构应细致入微地做好RAMS工作中长久的数据信息积累工作。

(6) 运用车辆进行必要的试验及补强。根据车辆厂修、段修的经验, 在长期运用后, 车辆的强度、刚度势必下降一定的幅度, 而对于车辆受力部位腐蚀限度的规定、局部挖补补强的处理方式等状况, 在车辆进行第2或第3个厂修时, 应适当进行强度试验测试, 以获得更为准确的阶段数据信息, 便于精确评估、科学制定车辆的修复方案, 以维系车辆未来12~18年的设计使用寿命, 同时为车辆初始设计制造提供更多的参考信息。

(7) 铁路管理部门的统筹调配。对既有在线运营的车辆可适时考虑整体调配。在条件许可的情况下, 可将东南沿海地区的车辆适时地向内陆地区尤其是西北部较为干旱的区域转属, 或者针对性地调配车辆运行区间, 降低腐蚀、疲劳受力的持续累积程度。新造车辆可针对不同地域、运行区间进行综合考虑, 制定不同的技术规范, 提出不同的强度、制造材料要求, 经济条件允许时可增加集便装置等环保设施, 从宏观调控上实现车辆的安全、长久运营。□

摘要：从铁路客车车体静强度试验的具体实例展开讨论, 依据试验中出现的问题及采取的解决措施, 对照车体静强度的有限元分析结果, 对铁路客车的寿命周期进行分析。对现行的铁路客车运用维护及检修等方面提出了相关建议和解决措施。

车体强度 篇3

研究表明, 钢结构的破坏多是局部应力过于集中导致的。局部承载压力过大, 容易造成钢结构的直接断裂, 严重威胁轨道车的运行安全, 因此在轨道车设计初期, 我们要及时发现并解决应力集中问题。

1 铁道检修轨道车的车体构成

铁路检修轨道车整个车体均为全钢焊接, 由车架、侧墙、车顶和司机室主四大主要部分构成。而车架主要由端梁、端板、横梁以及各种板件焊接而成;侧墙主要由立梁、横梁、蒙皮等焊接而成;车顶是由纵梁、横梁加蒙皮焊接成, 司机室主要是由眉梁、腰梁和支架焊接而成。

2 荷载约束条件以及计算结果分析

2.1 荷载约束条件

铁路检修轨道车在运行过程中将遭受不同方向不同程度的承载力, 其中对轨道车体威胁较大的主要是垂向荷载。垂向荷载主要包括三大部分, 分别是为车体本身重量、司机自身体重和携带的大质量器件的重量。轨道车体的全钢结构将随着重力的增加逐渐变大, 司机的重量会被分布在地板上、兼之携带的大质量设备器件发动机和变速箱负重, 如果出现发动机被承吊情况, 配重荷载力将较为均匀地分布在四周梁结构上。同样对车体结构造成威胁的纵向荷载主要包括压缩力、拉伸力以及司机室安全压力载荷三大部分, 因此压缩力和拉伸力均需施加在前段板连接处位置。

2.2 荷载计算工况

依据《铁道车辆强度设计及试验鉴定规范》来给需要计算的工况下定义。需要计算的主要由第1、2、3、4种工况, 即分别为:垂向总载荷工况、即垂向总载荷+1125k N的纵向拉伸载荷工况、即垂向总载荷+1400k N的纵向压缩载荷工况、即救援荷载工况、即司机室安全压力荷载工况。

2.3 计算结果探析

2.3.1 评判准则

刚度基本评判准则:在1、2、3工况要求下, 要求轨道车体底架两侧边梁的垂向挠度小于原有设计值 (4m m) 。

强度基本评判标准:在1工况要求下, 材料现有的应力为141M Pa, 其余工况的应力为材料应用极限的应力, 即240M Pa。

2.3.2 计算结果分析

本次研究中建立的是针对整个车体结构的有限元模型, 采用板壳单元划分方法并结合采用四边形和三角形单位。在计算阶段中主要运用科学精准先进的I-D EA S软件, 以得到各工况下车体钢结构的应力和变形精确结果。在三种工况具体情况下, 边梁的最大移位值分别为0.842m m、2.102m m、3.041m m均未超过原有设计值 (4m m) , 因此轨道车车体刚度符合标准。

我们对轨道车车体钢结构在三种工况下的应力计算结果做出对比研究, 得出在第2和第3工况下, 车架两端会出现比较严重的应力集中现象的结论, 此时最大应力为759M Pa, 此处应力超过材料的最大承受极限值。在其余工况下, 车体钢结构最大应力均小于材料的最大承受极限值。

3 局部应力集中分析和解决方案

根据上述的计算结果, 结合应力现象比较严重的2、3工况来看, 需要对高应力值的分布情况进行研究分析, 研究表明, 在应力值很高的第2、3工况下, 高应力值地出现范围整体偏小, 只在其周边结构上计算出的应力偏大, 但均未超过材料的屈服极限, 由此可得高应力区梁结构不会引发致命问题, 无需大幅改动梁截面形状以及结构尺寸的结论。针对此种情况, 我们可以采取合理增加并对加强板做出进一步改进的方法, 以使应力合理均匀分布到四周, 在受力较为均匀的情况下充分利用梁结构的强度, 借此降低应力。

自行分析第2和第3工况下车体钢结构的受力特点可知, 车体钢结构在这两种情况下主要受到的是纵向荷载作用力, 因为纵向力在传递过程中没能很好的较均匀的分散给整个端部结构, 从而极易导致钢结构在某个小范围甚至在某个点上应力值极高, 导致应力集中并偏高问题发生。

3.1 端梁应力集中现象探析及解决措施

如图1是端梁横截面图, 由图可见是有矩形截面梁和端板焊接而成的, 在梁和端板之间需要放置7个加强板, 以增加板的承受力。其次可知加强板的位置放置不合理, 使矩形截面的应力和截面梁连接处的刚度分布不太均匀, 没有很好的起到分散应力的作用, 进一步造成弯矩现象和应力集中问题, 从而引发局部高应力区的产生, 造成此类现象的原因主要是矩形截面梁宽比原始设计的加强板的宽度要大, 为了达到提升承受力的目的, 需要在矩形截面梁内部同样的位置增加3个强度相同的加强结构如下图所示:

3.2 端梁与枕外纵向梁结构连接问题探究

探究可知, 此车架主要是运用边梁和两根纵向梁连接端梁和枕梁, 并主要凭借此两种梁把纵向荷载传递给枕梁。因为纵向梁的分布位置比较靠近车架纵向中心线, 所以在纵向荷载传递过程中纵向梁承受的压力较大, 依据往年设计经验, 在纵向梁和端梁的连接处必定会放置加强板来分散荷载力, 此处加强板的布置位置理应布置在纵向平面之内, 并纵向延展, 以实现两梁连接位置处的纵向荷载力沿着纵向方向均匀分散给纵向梁, 合理利用钢结构的强度的目的。此车虽然在此处设置有加强板, 但是由于加强板的纵向长度不合理, 导致两梁连接处的应力集中偏高。

为了简化分析此处纵向作用力导致的应力集中现象, 我们忽略其它方向的荷载影响, 分别选用矩形、去锐角三角形和带弧边三角形3种加强板对比分析, 如图3所示, 分别记录分析图3中4个节点的应力, 并进行分析比对。比对结果见下表所示。

由上图的比较可知, 使用带弧边三角形加强板时, 所测的节点应力值最小, 由此得知使用带弧边三角形加强板能有效的解决端梁与枕外纵向梁结构连接处应力过于集中的问题。

4 结语

综上所述, 针对车体钢结构局部应力集中的问题, 主要采取利用加强板均匀分散荷载力, 以提高车体钢结构的强度。

通过增大连接端板和矩形矩形截面加强板的宽度和数量, 能有效解决车架端梁局部应力集中的问题。

车体强度 篇4

ANSYS软件是融结构、流体、电场、磁场、声场分析于一体的大型通用有限元分析软件。由世界上最大的有限元分析软件公司之一的美国ANSYS开发, 它能与多数CAD软件接口, 实现数据的共享和交换, 是现代产品设计中高级CAE工具之一[1]。2010年9月, 南车长江车辆有限公司 (以下简称长江公司) 与澳大利亚PN (Pacific National) 公司签署了264辆煤炭漏斗车的采购合同。该煤炭漏斗车在澳大利亚昆士兰洲Blackwater, Goonyell和Newlands煤区1067mm轨距的线路上运用, 要求车辆与现役车辆保持一致, 且满足用户提出的技术规范中的各项要求。

中方按照澳方的要求对煤炭漏斗车进行了精心设计, 同时为了避免设计缺陷、提高产品可靠性, 设计后课题组采用大型CAE通用有限元分析软件ANSYS11.0[2], 依照AAR M1001[3]对该车车体进行了静强度分析, 以下对本次分析的车体结构、计算过程、计算结果分析及试验情况等进行了阐述。

2 车体结构介绍及主要性能参数和基本尺寸

2.1 车体结构

该煤炭漏斗车车体主要由底架、侧墙、端墙、上漏斗脊、下漏斗脊和底门开闭机构等组成如图1所示。

底架由车钩端牵引梁、牵引杆端牵引梁、中梁、枕梁、端纵梁、端横梁和钢地板等组成。侧墙由上下侧墙板、上下侧梁、纵向补强梁、枕梁处补强梁和下侧墙板补强板等组成。端墙由上下端墙板、横向梁、纵向梁及端墙支撑组成。上漏斗脊由侧墙支撑板、漏斗板、底门吊座和漏斗脊补强梁组成。下漏斗脊由漏斗板、漏斗板梁和漏斗板支板组成。底门开闭机构由底门和开闭机构组成。

2.2 主要性能参数

自重<20.9 t

轴重26.5 t

车辆总重106 t

轨距1067 mm

最小曲线半径80m

最高运行速度

空车100 km/h

重车80 km/h

2.3 基本尺寸

一组车辆长度31442 mm

固定轴距1780 mm

车辆定距11970 mm

车辆最大宽度3180 mm

车辆最大高度 (空车) 3625 mm

3 计算模型及材料属性

3.1 计算模型

鉴于车体结构基本关于纵向中心面对称, 利用结构对称性准则, 取其纵向1/2车体结构建立有限元力学模型。模型的坐标轴方向为:车体横向为X轴, 垂向为Y轴, 纵向为Z轴。使用有限元软件ANSYS11.0, 采用板壳单元Shell181对车体结构进行离散, 车体心盘座、弹性旁承、抬车部位采用Beam4单元和弹簧单元Combine14进行模拟[4]。车体结构有限元模型如图2所示。

3.2 材料参数

车体结构采用了高强耐候钢Q450NQR1、不锈钢T4003、铝合金6005A-T6和6082-T6, 材料参数如表1所示:

4 计算载荷工况

本次计算标准采用AAR CⅡ-2007-E (M-1001) 第四章《设计》 (以下简称《设计》) 所规定确立计算工况, 包括:

1) 基本工况

基本工况载荷包括自重、载重、牵引载荷、缓冲及车端压缩载荷。

载荷工况组合为:

(自重+载重) ×1.8

(自重+牵引) ×1.8

(自重+缓冲) ×1.8

(自重+车端压缩) ×1.0

(自重+载重+牵引) ×1.8

(自重+载重+缓冲) ×1.8

(自重+载重+车端压缩) ×1.0

2) 顶车工况

顶车工况载荷包括自重、载重、转向架重力。

载荷工况组合为:

(自重+载重+转向架重力) ×1.6

3) 抬车工况

抬车工况载荷包括自重、载重、转向架重力。

载荷工况组合为:

(自重+载重+转向架重力) ×1.3

4) 侧滚浮沉工况

侧滚浮沉工况载荷包括自重、心盘载荷、心盘边缘载荷1、地板载荷、旁承载荷、地板载荷2。

载荷工况组合为:

(自重+心盘载荷+地板载荷1) ×1.0

(自重+心盘边缘载荷+地板载荷1) ×1.0

(自重+旁承载荷+地板载荷2) ×1.0

5) 屈曲分析工况

屈曲分析工况载荷包括自重、载重、牵引载荷、缓冲及车端压缩载荷。

载荷工况组合分为线性屈曲和非线性屈曲:

(自重+载重+牵引) ×1.8

(自重+载重+缓冲) ×1.8

(自重+载重+车端压缩) ×1.0

6) 冲击工况

冲击工况考核材料的极限承载能力, 按照材料非线性理论进行塑性分析, 需要模拟材料的弹塑性属性。材料的应力-应变本构关系按Von Mises屈服准则多线性各向同性强化模型建立, 简化假设材料应力-应变曲线为多线性变化曲线, Q450NQR1和T4003两种材料应力-应变曲线模拟如图3、4所示:

冲击工况载荷包括自重、载重、车端冲击力。载荷工况组合为: (自重+载重+车端冲击力) ×1.0

5 计算结果及分析

通过以上边界条件、模型、参数及载荷工况的定义, 采用ANSYS软件对各组合工况的分析结果如下:

(1) 基本工况车体各处应力均小于材料的许用应力。Q450NQR1材料最大应力发生在 (自重+牵引) ×1.8时, 为448.2 MPa, 出现在前从板座根部的牵引梁腹板上;T4003材料最大应力发生在 (自重+车端压缩) ×1.0时, 为325.2 MPa, 出现在横脊下边梁与不锈钢中梁腹板连接处。

(2) 顶车工况车体各处应力均小于材料的许用应力。Q450NQR1材料最大应力为219.2 MPa, 出现在枕梁腹板的吊耳孔上;T4003材料最大应力为330.5MPa, 出现在下侧梁末端与侧墙板连接处。

(3) 抬车工况车体各处应力均小于材料的许用应力。Q450NQR1材料最大应力为420.4 MPa, 出现在冲击座上;T4003材料最大应力为337.3 MPa, 出现在下侧梁末端与侧墙板连接处。

(4) 侧滚浮沉工况车体各处应力均小于材料的许用应力。Q450NQR1材料最大应力发生在 (自重+心盘边缘载荷+地板载荷1) ×1.0时, 为375.7 MPa, 出现在吊耳孔下方的枕梁腹板与枕梁下盖板连接处。

(5) 屈曲分析工况的线性屈曲工况最小屈曲因子为1.235, 大于1, 发生在 (自重+载重+车端压缩) ×1.0的第1阶屈曲;非线性屈曲工况各处应力均小于材料的许用应力, 且各标示节点的力与变形曲线均为直线, Q450NQR1材料最大应力发生在 (自重+载重+拉伸) ×1.8时, 为421.6 MPa, 出现在前从板座根部的牵引梁腹板上;T4003材料最大应力发生在 (自重+载重+车端压缩) ×1.0时, 为310.2 MPa, 出现在下部侧墙槽型加强筋上。

(6) 冲击工况车体各处应力均小于材料的屈服极限应力, Q450NQR1材料最大应力为452.1 MPa, 出现后从板座筋板上;T4003材料最大应力为434.3 MPa, 出现在横隔板上部圆弧处。

6 总结

长江公司严格按照《AAR》标准规定的考核工况, 采用ANSYS有限元分析软件对出口澳大利亚PN公司煤炭漏斗车车体静强度进行分析计算, 结果表明:各工况下车体各处应力均小于许用应力;线性屈曲分析得到的最小屈曲因子为1.235, 大于1;非线性屈曲各位置点的力与变形曲线均为直线;冲击工况下应力小于强度极限, 所有数据表明该车车体满足AAR《设计》要求。

2011年3月22日-31日, 在株洲试验基地进行了该车的车体静强度试验, 试验大纲根据静强度分析报告编制, 试验施加的载荷工况严格按照AAR M-1001规定要求, 试验测得各工况下的数据与静强度分析结果基本一致, 该车车体结构静强度满足相关标准及规范要求。

参考文献

[1][EB/OL].http:http://baike.baidu.com/view/70776.htm

[2]AAR Manual of Standards and Recommended Practices, Section C, PartⅡ-Design, Fabrication, and Construction of Freight Cars, Chapter 4 Design.2010

[3]石长伟, 刘志明, 缪龙秀.有限元法在载荷识别中的应用[J].铁道机车车辆.2009 (05)

车体强度 篇5

由于铝合金材料质量轻、强度好,因此被大量用于运输系统(如飞机、高速船只和铁道车辆)的主要结构。铝合金良好的可挤塑性以及质量轻对于断面形状一致的铁道车辆是一种理想的特性。铝合金比铁道车辆普遍应用的钢材或不锈钢价格高,但材料成本的增加可以通过劳动力成本的降低来补偿,因为铝合金挤压型材将组成车体结构的下料和组成工序的工作量降到了最低限度。

铝合金车体结构虽有诸多优点,但也存在不少问题。铝合金结构中发现的主要缺陷是焊缝中存在气孔和热裂纹,降低了结构的可靠性,使得铁路公司不愿意采用未经验证的车体。为了证明铁道车辆车体的结构安全性,日本工业标准规定对样车需进行载荷试验[1]。然而该试验方法仅局限于静载荷,按照该试验方法,车体的疲劳强度是根据静载荷试验测得的应力用Goodman线图评价。Goodman线图中的交变应力极限是通过结构部件的疲劳试验得出的。简单地引伸静载荷试验结果来评价整个车体的疲劳强度会导致严重的问题,因为疲劳破坏是由动载荷引起的。

Oomura等人对一个真实的车体结构进行了疲劳试验[2、3]。他们在实验室通过在地板的2个点上施加集中载荷来模拟动载荷工况。通过比较车体结构支承部周围的应力分布,说明了试验方法的有效性。然而,在加载点周围,等效集中载荷工况不能代替分布载荷工况,因为加载点周围的应力分布存在较大差异。此外,Oomura研究的目标车体也不是铝合金结构,是采用点焊制造的不锈钢车体结构。

本文提出了整车车体结构动载荷试验方法,给出了试验结果,并对铝合金车体结构的疲劳强度进行了评价。

2 车体结构载荷试验方法概述

2.1 静态分布载荷试验

JIS E 7105规定了评价铁道车辆车体强度的静载荷试验方法。该标准中给出了7种载荷试验方法:垂向载荷试验、压缩载荷试验、扭转载荷试验、3点支承试验、弯曲固有频率测试试验、扭转固有频率测试试验和压力试验。在这些试验方法中,垂向载荷试验与疲劳强度直接相关,测量装置见图1。在车体地板上施加等效动载荷加上对应于乘客和设备质量的基本载荷,测量应力和变形。从测得的应力中分离出静态应力部分和动态应力部分,根据部件疲劳试验结果绘出Goodman线图。每个结构薄弱点发生疲劳破坏的可能性用Goodman线图进行评价。

虽然用静载荷试验方法评价疲劳强度简单实用,但是,静载荷试验可能发现不了一些潜在的裂纹。

2.2 动态集中载荷试验

Oomura的动载荷试验方法见图2[2]。作动器产生的动态集中载荷通过图2所示的特制工装传递到车体地板,车体结构承受4点弯矩。通过对比分析结果和其他试验测试结果,证明了该试验方法的有效性。然而,集中载荷工况和分布载荷工况下,车体中央承受的弯矩存在差异。此外,集中载荷工况加载点处剪力的不连续性,导致其应力分布也与分布载荷工况不一样。

3 动载荷试验方法

3.1 试验设施

为了评价车体结构的实际疲劳强度,使试验条件与真实的动载荷条件相类似是非常重要的。因此,本文提出图3所示的动载荷试验方法。在试验台上对应于实际转向架系统空簧位置处固定4根支承梁。车体通过螺旋弹簧坐落在支承梁上。对应于乘客和设备质量的基本载荷分布在地板上。考虑到动载荷是从车体枕梁下方的转向架传入的事实,在枕梁下方安装了2个使整个车体产生动态运动的伺服作动器。车体与支承梁之间的弹簧起着与实际转向架系统二系悬挂同样的作用。在作动器的作用下,车体以不变的加速度振动。

3.2 测试设备和控制系统

为了测量车体的应力和位移,在应力集中区粘贴了34个应变花和14个单向应变片,这些位置是通过详细的结构分析结果确定的。应变片的典型位置见图4。在车体下方安装了7个线性变化的位移传感器(LVDT),以测量垂向位移。

测试和控制系统由液压作动器、液压源、数字控制器和数据处理计算机组成(图5)。数据处理计算机产生目标力或目标位移模拟信号,并将其传输给数字控制器。数字控制器将输入电压信号传给液压作动器的伺服阀,从而控制施加力或位移。在试验过程中,采用了闭环控制方法。来自作动器的反馈信号与指令信号相比较,将其差值控制到零。

3.3 试验程序

试验程序见图6。将铝合金样车安放在支承梁上,在车体上安装作动器和控制系统,粘贴应变片,安装位移计和加速度计。首先进行静载荷试验,基本载荷利用钢块均匀施加在地板上。基本载荷对应于乘客和设备质量,总计420 kN。满载状态下的应力和位移通过数据采集系统计算得出。对车体施加瞬时激振后进行频谱分析,从而得出车体的固有频率。

在开始动态疲劳载荷试验之前,进行预试验以确定作动器激励力的大小。枕梁下方的作动器以5 Hz的频率对支承于弹簧上的车体进行激振,5 Hz对应于车轮的平均转速。激励力是根据车体长度1⒌处的加速度等于0.2g(韩国城市交通运输车辆标准规范要求[4])来确定的。车体在线路上的动态加速运动通过作动器的强迫振动得以再现。车体承受由质量引起的不变载荷和由强迫振动引起的交变载荷。

所有测点的应力和位移由数据处理计算机计算和记录。当发现有裂纹发生时,停止试验进行检查。对于很严重的破坏,需进行测量和焊补。完成6×105次循环后,进行全面检查,以找出隐性裂纹,然后继续进行动态疲劳载荷试验至2×106次。

4 试验结果及分析

图7给出了疲劳裂纹萌生的位置和循环次数。第一条裂纹出现在窗立柱的下部焊缝位置(图8),裂纹处焊缝采用单侧角焊的方式连接立柱和底架,详见图9。认为焊角根部为裂纹萌生点。另一个典型的裂纹见图10。对焊形式的接头未焊透的根部(图11)是引起疲劳裂纹的原因,这里承受的应力较大。

4.1 结果比较

在进行载荷试验前,对车体受包括等效动载荷的垂向静载荷作用进行了有限元分析。分析结果表明,最大应力区位于靠近枕梁的第1扇车门和第4扇车门的下角。图12所示的入口门的上角也属于高应力区。由于转向架支承弹簧位于枕梁下方,枕梁附近的侧墙结构承受的剪力最大。更糟的是这里还有车门开口。因此,最大应力集中在枕梁附近的侧墙结构上。这些结果已由静载荷试验得到证实[5、6]。由于门下角焊缝的形式与图9一样,角焊缝未焊透且不对称,导致其疲劳强度低,从而认为这个地方应会首先出现疲劳裂纹。然而,图7中的动载荷试验结果显示,初始裂纹集中在车体中央下部焊缝。也许会认为车体中央所有裂纹焊缝均含有害的焊接缺陷。但是,在最初的检查中并没有发现严重的缺陷。2个试验最终出现初始裂纹位置不同的现象,认为是由动载荷试验中车体的动态响应引起的。

4.2 交变应力分析

在静载荷试验和分析中,按照规范,车体上施加了均布基本载荷和运行过程中由车体加速度引起的20%的附加载荷[4]。基于车体为刚性的假设,附加载荷也按均布载荷方式施加在地板上。当评价疲劳强度时,交变应力为基本载荷产生的平均应力的±20%。因此,交变应力与平均应力的比值沿车体长度为常数。然而,动载荷试验中测得的应力幅值沿车体长度却是变化的,最大值出现在车体中央(图13)。认为应力幅值的变化与裂纹焊缝集中在车体中央有关。

事实上车体并不是一个刚体，而是一个弹性结构，所以各个位置的振动加速度是不同的。尤其是车体中央振幅最大(图14),应力幅值也最大。因此，对应于动态运动的常附加载荷不能充分反映线路运行过程中的实际动载荷。

4.3 疲劳 寿命分析

表1给出了车体的材料属性”。将记载的疲劳裂纹纹数据绘在S-N曲线上(图15),从图15可以看出,绘制的疲劳点主应力幅值与根据部件试验结果得出的设计用S-N曲线接近。对于图9所示的焊缝，单侧角焊缝的S-N曲线[8.9]用于预测真实的疲劳寿命是合适的。同样,对于入口门门角的对焊接头,不焊透对焊接头的设计用S-N曲线C8、日也适合用来预测真实的疲劳寿命。

4.4 试验方法评价

图15中并没有考虑平均应力。然而,拉伸平均应力在疲劳起始阶段起着很关键的作用。Goodman线图是一个考虑了平均应力影响的简单实用方法。铁道车辆结构试验和评价标准[1]也建议采用Goodman线图,来预测疲劳破坏的可能性。基于图15所示的单侧角焊缝的试验结果,绘制了Goodman线图来分析平均应力的影响以及判断疲劳破坏的出现。图16给出了Goodman线图和车体的破坏点(基于5×105次循环)。静载荷试验的应力幅值是假定峰值交变加速度为0.2g,且沿车体长度不变推算得出的。然而,动态试验的应力幅值是前文试验中测得的结果。图16说明,基于静态试验的疲劳破坏预测会产生估计不足的结果,这是由于忽略了车体是柔性的事实。为了制造更可靠的车体结构,有必要制定考虑动态影响的等效载荷试验程序。

5 结论

本文提出了评价城市交通运输车辆车体疲劳强的动载荷试验方法,并对试验获得的结果进行了分析提出的试验方法与以前的试验方法不同,考虑了实载荷条件。试验结果总结如下:

(1)初始疲劳裂纹出现在车体中央焊缝。试验中测得的应力幅值比显示,最大值出现在车体中央,并且沿车体长度是变化的。中央的大幅值应力认为是由车体的柔性振动引起的,车体中央处的加速度在整个长度范围内是最大的。

(2)基于静载荷试验和基于动载荷试验的疲劳强度评价结果存在一些差异,因为静载荷试验中假定的是常应力幅值。该差异导致了预测裂纹萌生点发生了错误,未预测到裂纹萌生点会出现在车体中央。

(3)当接头形式类似时,基于部件疲劳试验结果的S-N曲线与实际车体在动载荷作用下的破坏结果很吻合。

参考文献

[1]Test Methods for Static Load of Body Structures of Rail way Rolling Stock[S].Jpn.Ind.Stand.,JIS E7105,(1989).

[2]Oomura,K.,Okuno,S.,Kawai,S.,Masai,K.and Kasai,Y.Fatigue Test of an Actual Car Body Structure(1st Report,The Testing Method and Its Accuracy)[J].Trans.Jpn.Soc.Mech.Eng.,(in Japanese),1992,58(545,A):20-25.

[3]Oomura,K.,Okuno,S.,Kawai,S.,Masai,K.and Kasai,Y.Fatigue Test of an Actual Car Body Structure(2nd Report,Investigation of Strength Evaluation Methods for Spot-Welded Joints)[J].Trans.Jpn.Soc.Mech.Eng.,(in Japanese),1993,59(562,A):131-137.

车体强度 篇6

1 车体结构设计及主要技术参数

1.1 车体特点及主要技术参数

所设计的车体为B型不锈钢车体[2], 采用板梁组焊结构, 由底架、侧墙、车顶、端墙四部分组成, 车体的主要技术参数见表1, 其断面形状为鼓形, 侧墙上部内倾角5°, 如图1所示。

1.2 车体结构设计

1.2.1 底架结构

底架结构主要由底架边梁、底架横梁、牵枕缓组成、波纹地板等部件组焊而成。重要受力部件牵枕缓由牵引梁和枕梁及缓冲梁组焊为模块。牵枕缓模块与辊弯的底架边梁对接组焊形成整体承载框架, 底架横梁与边梁采用对接组焊。

1.2.2 侧墙结构

侧墙由侧墙板模块、侧门立柱、侧墙立柱、侧墙纵梁等焊接组成。侧墙由每个侧墙小模块组成, 便于工艺调节。每个侧墙板模块由二块侧墙板利用激光焊接组焊后成型, 激光焊接变形量小, 利于保证侧墙的平面度。侧墙板模块通过点焊与侧墙纵梁及立柱连接。

1.2.3 车顶结构

车顶采用连续封闭的全焊接结构, 包括圆顶模块、平顶模块和车顶边梁。圆顶模块由波纹板和弯梁组焊而成, 平顶模块由钢板与横梁组焊而成, 在安装空调机组部位保证其承载强度。平顶两侧边梁设置排水槽, 水通过排水槽进入雨檐, 通过雨檐的端部的排出。车顶总成时平顶、圆顶与车顶边梁整体组装后焊接密封。

1.2.4 端墙结构

端墙由端墙板、端立柱、端墙横梁等组焊而成。端墙板之间采用激光焊接的形式进行焊接, 保证墙板的平面度。立柱、横梁通过点焊的形式与端墙板进行连接。

2 车体有限元模型及计算工况

2.1 车体有限元模型

为能够准确模拟车辆的受力状态, 根据所设计的车体结构, 建立了详细的整车结构计算模型。车体结构的薄板采用壳单元进行离散, 焊缝以焊缝处节点重合的形式模拟, 焊点以梁单元进行模拟。

2.2 计算工况[3]

根据E N 1 2 6 6 3-2 0 1 0标准, 采用N A S T R A N软件对以下典型工况下的车体结构进行分析:

2.2.1 屈曲工况

A W 0纵向压缩屈曲, 车钩压缩力800 k N, 垂向1倍重力加速度。

1.3倍AW3垂直过载屈曲, 垂向1.3倍重力加速度。

2.2.2 静强度工况

AW0情况下车体纵向压缩, 车钩压缩力800 k N。

AW0情况下车体纵向拉伸, 车钩拉伸力640 k N。

A W 3垂直过载工况。

2.2.3 疲劳工况

AW2车体垂向加速度 (1±0.15) g。

AW2车体纵向加速度±0.15 g。

3 计算结果分析

3.1 屈曲工况分析

结构稳定性计算分析是考虑车体结构在AW0状态下车体承受纵向800 k N压缩力以及AW3垂直过载情况下车体结构产生弹性屈曲的临界载荷。

在纵向载荷作用下, 车体的一阶屈曲载荷因子λ=3.069, 为端梁处地板的失稳, 如图1所示。在AW3垂直载荷作用下, 车体的一阶屈曲载荷因子λ=3.488, 如图2所示。

3.2 静强度工况

AW0纵向压缩工况下, 整车最大应力为221.4 MPa, 最大应力点位于底架牵引梁上, 材料屈服强度为500 MPa, 满足材料的许用应力, 应力分布如图3所示。AW0纵向拉伸工况下, 整车最大应力188.9 MPa, 最大应力点位于底架牵引梁上, 材料屈服强度为500 MPa, 满足材料的许用应力, 应力分布如图4所示。AW3垂直过载工况下, 整车最大应力93.98 MPa, 最大应力点位于侧墙立柱与底架边梁连接处, 材料屈服强度为515 MPa, 满足材料的许用应力, 应力分布如图5所示。

3.3 疲劳工况分析

AW2车体垂向加速度 (1±0.15) g工况下, 车体焊点和焊缝的疲劳分析如图6和图7所示, AW2车体纵向加速度±0.15 g工况下, 车体焊点和焊缝的疲劳分析如图8和图9所示, 结果表明, 在垂向加速度载荷作用下, 车体焊接处的疲劳寿命最小为1.78e7, 在纵向加速度载荷作用下, 车体焊接处的疲劳寿命最小为7.6e6, 焊点和焊缝均满足疲劳寿命要求。

4 结论

通过对不锈钢地铁车体结构在七个不同工况条件的有限元分析, 可以得出以下结论:

(1) 该不锈钢车体的结构强度和稳定性满足设计要求。

(2) 车体焊点与焊缝均满足疲劳寿命要求。

(3) 在AW0静态压缩和拉伸工况, 车体最大应力点位于底架牵引梁上, 在AW3垂直过载工况, 车体最大应力点位于侧墙立柱与底架边梁连接处。

参考文献

[1]李培, 孙丽萍.地铁不锈钢车体强度分析及试验验证[J].内燃机车, 2011 (4) :17-19.

[2]GB/T 7928-2003地铁车辆通用技术条件[S].中华人民共和国铁道部, 2003.