出口澳大利亞C37型漏斗車車體結(jié)構(gòu)有限元及疲勞計(jì)算分析

田葆栓

(青島四方車輛研究所有限公司,山東青島266031)

1999年原齊車集團(tuán)(現(xiàn)齊齊哈爾軌道裝備有限公司)(以下簡(jiǎn)稱QRRS)首次向澳大利亞整車出口了C2型3TEU集裝箱平車,通過(guò)四方車輛研究所、中集集團(tuán)與澳大利亞多方會(huì)談,部分采用了AAR相關(guān)試驗(yàn)標(biāo)準(zhǔn)。取得了澳方的認(rèn)可。2000年11月澳大利亞麥克費(fèi)爾德(Macfield)公司通過(guò)中集集團(tuán)向QRRS公司提出C37型多用途漏斗車的需求。在該車的方案設(shè)計(jì)階段,由四方車輛研究所和QRRS公司研究制訂了有限元分析計(jì)算大綱,用原美國(guó)SDRC公司的I-DEAS Master series 6A對(duì)該車車體結(jié)構(gòu)進(jìn)行了有限元分析。2001年3月根據(jù)澳方的要求,按照AAR M-1001《貨車設(shè)計(jì)制造規(guī)范》,對(duì)車體相關(guān)部位進(jìn)行疲勞估算分析。經(jīng)多方協(xié)商同意,僅計(jì)算枕梁與牽引梁交接部位。計(jì)算結(jié)果得到了澳方的認(rèn)可。

1 車體結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)介及主要技術(shù)參數(shù)

該車主要在澳大利亞準(zhǔn)軌線路及寬軌線路(需換裝轉(zhuǎn)向架)上使用,運(yùn)輸石砟、石膏等散裝貨物。

該車車體采用圓弧包板結(jié)構(gòu)(圖1),由底架、側(cè)墻 、端墻、漏斗、底門(mén)裝置(由澳方安裝)等組成。底架為無(wú)中梁全鋼焊接結(jié)構(gòu),主要由牽引梁、側(cè)梁、枕梁、橫梁、端梁等組成。牽引梁由高度為310 mm的乙字型鋼組焊成“幾”字型結(jié)構(gòu),枕梁采用變斷面的箱型組焊結(jié)構(gòu),下側(cè)梁在車體兩側(cè)貫通整個(gè)底架長(zhǎng)度。側(cè)墻由圓弧形側(cè)板和角鋼上側(cè)梁等組焊而成。端墻由端墻板、橫帶、斜撐、上端梁和端立柱等組焊而成。全車共有4個(gè)漏斗。漏斗板傾角分別為縱向45°、橫向47°。牽引梁采用09V高強(qiáng)度低合金鋼,其他主要型材采用08CuPVXt的耐候型鋼。主要板材件均采用09CuPTiRE耐候板材。采用2E軸中交叉支撐式轉(zhuǎn)向架、常接觸彈性旁承。采用兩級(jí)空重車自動(dòng)調(diào)整裝置;車鉤緩沖裝置采用13號(hào)豎穿銷上作用車鉤。車輛主要技術(shù)參數(shù)見(jiàn)表1。

表1 車輛主要技術(shù)參數(shù)

2 車體有限元分析

2.1 有限元模型

車體為對(duì)稱于橫、縱兩個(gè)中心面的對(duì)稱結(jié)構(gòu)。載荷也對(duì)稱于橫、縱兩個(gè)對(duì)稱面,故取1/4結(jié)構(gòu)為分析模型。主要采用三角形線性薄殼單元進(jìn)行網(wǎng)格的劃分,單元的總體尺寸為100 mm。模型共劃分了10 830個(gè)單元,5 300個(gè)節(jié)點(diǎn)。車1/4車體的有限元模型見(jiàn)圖1。由于對(duì)稱性,在相應(yīng)的對(duì)稱面上施加對(duì)稱約束,心盤(pán)處模擬心盤(pán)支撐,加垂向約束。

2.2 計(jì)算載荷工況與評(píng)定

由各方討論確定的強(qiáng)度計(jì)算評(píng)定標(biāo)準(zhǔn)為:靜強(qiáng)度符合TB/T1335—1996《鐵道車輛強(qiáng)度設(shè)計(jì)及試驗(yàn)鑒定規(guī)范》(以下簡(jiǎn)稱《規(guī)范》),縱向壓縮載荷符合AAR要求。這里的縱向壓縮載荷為4 500 kN工況。自重是通過(guò)在計(jì)算模型中施加重力加速度來(lái)實(shí)現(xiàn)。根據(jù)《規(guī)范》的要求,以加大垂向載荷來(lái)考慮側(cè)向力的影響,側(cè)向力按該車垂向靜載荷的10%計(jì)算。

圖1 1/4車體模型圖

根據(jù)《規(guī)范》的要求,裝運(yùn)散粒貨物的車輛須考慮散粒貨物側(cè)壓力的影響。在計(jì)算工況1時(shí),只考慮側(cè)墻的散粒貨物側(cè)壓力。按照《規(guī)范》中公式,分別計(jì)算出工況1的散粒貨物側(cè)墻壓力為5.5 kN/m2;工況2的散粒貨物側(cè)墻壓力為34.6 kN/m2;在計(jì)算工況2時(shí),除考慮側(cè)墻的散粒貨物側(cè)壓力外,還要考慮端墻的散粒貨物側(cè)壓力,工況 2的端墻散粒貨物側(cè)壓力最大為108.8 kN/m2。因?yàn)槎藟Π迨莾A斜的,為了在進(jìn)行有限元分析時(shí)加載方便,端墻的散粒貨物側(cè)壓力都按最大值施加,這樣計(jì)算的結(jié)果是偏于安全的。

因?yàn)樵撥嚨慕Y(jié)構(gòu)形式比較復(fù)雜,車體承受垂向載荷的承載面都不是水平的,因此,垂向載荷按照該軟件提供的施加靜水壓力的方式進(jìn)行施加;縱向拉伸載荷作用在前從板座處,縱向壓縮載荷作用于后從板座處;散粒貨物的側(cè)墻壓力作用于側(cè)墻板上;散粒貨物的端墻壓力作用于端墻板上。計(jì)算載荷工況見(jiàn)表2。強(qiáng)度評(píng)定:工況1～4按《規(guī)范》規(guī)定。工況 5按AAR規(guī)定,合成應(yīng)力不大于材料的屈服極限。

表2 計(jì)算載荷工況

2.3 結(jié)果分析

根據(jù)《規(guī)范》的規(guī)定,只考核在垂向靜載荷工況下的撓度。在該載荷工況下,側(cè)梁中央的撓度最大為2.68 mm。撓跨比2.68/8 870=0.6/2 000,側(cè)梁中央撓度值與車輛定距之比≤1/2 000。澳方要求為≤1/300。該車的垂向彎曲剛度滿足《規(guī)范》及澳方的要求。

工況1的最大應(yīng)力為86.2 MPa,工況2的最大應(yīng)力為139.0 MPa,均發(fā)生在側(cè)墻和端墻交接處;工況3的最大應(yīng)力為102.0 MPa,發(fā)生在端墻和斜撐交接處;工況4的最大應(yīng)力為139.0 MPa,發(fā)生在端墻板上;工況5的最大應(yīng)力為258.0 MPa,發(fā)生在縱向牽引梁腹板和下蓋板交接處。車體各主要承載部件的最大應(yīng)力見(jiàn)表3,工況5的車體應(yīng)力分布見(jiàn)圖2。

該車車體各主要承載部件的計(jì)算應(yīng)力均小于《規(guī)范》中規(guī)定的許用應(yīng)力,符合《規(guī)范》及設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)的要求。

圖2 工況5的車體應(yīng)力分布

表3 各主要承載部件的最大Mises應(yīng)力 MPa

3 車體枕梁疲勞計(jì)算分析

3.1 計(jì)算模型與分析方法

采用該車車體的有限元模型和分析結(jié)果。材料的疲勞特性取自于《鐵路常用材料Goodman疲勞極限試驗(yàn)研究》中的相關(guān)內(nèi)容。由于09V和09CuPTiRE材料尚未做出S-N曲線,借用了與上述材料的屈服強(qiáng)度、抗拉強(qiáng)度等相當(dāng)?shù)?6Mn低合金結(jié)構(gòu)鋼的S-N曲線。

首先,用有限元法求出某一載荷工況下的應(yīng)力。當(dāng)假定材料的工作區(qū)間為線性時(shí),可用線性疊加理論進(jìn)行損傷累加,即當(dāng)前常用的Miner線性累積損傷理論。線性累加的損傷分量取決于變化的應(yīng)力分量、加載次數(shù)、材料的S-N曲線與修正的Goodman圖。

Miner線性累積損傷理論根據(jù)線性積累損傷假設(shè),每次當(dāng)部件承受的應(yīng)力大于部件在所對(duì)應(yīng)的應(yīng)力比下得到的疲勞極限的量級(jí),則引起一定數(shù)量的損傷,當(dāng)各級(jí)累積損傷之和等于1時(shí),即認(rèn)為出現(xiàn)疲勞破壞。即:

式中Ni′表示某種損傷應(yīng)力級(jí)時(shí)的循環(huán)數(shù);Ni表示在該應(yīng)力級(jí)時(shí)將導(dǎo)致?lián)p壞的循環(huán)數(shù)。

載荷譜下出現(xiàn)損傷的循環(huán)數(shù)可表示為:

式中NT表示部件在載荷譜下出現(xiàn)損傷的循環(huán)數(shù);αi表示某一應(yīng)力級(jí)占總循環(huán)的分?jǐn)?shù)。

材料的S-N曲線常采用3參數(shù)冪函數(shù)形式表示,并從中獲得S-N曲線的斜率。

式中Ne表示無(wú)限壽命疲勞極限循環(huán)數(shù)(AAR標(biāo)準(zhǔn)通用鋼為2×106);Smax表示參與計(jì)算的最大動(dòng)應(yīng)力;Se表示疲勞極限;k表示S-N曲線斜率(與AAR7.4表對(duì)應(yīng))。

AAR標(biāo)準(zhǔn)中,修正Goodman圖的曲線方程為:

式中m是修正goodman曲線的斜率;b是截距,或應(yīng)力比R等于零時(shí)的疲勞極限。當(dāng)達(dá)到疲勞極限時(shí),有Smax=Se,從而:

式中應(yīng)力比R=Smin/Smax?？紤]到車輛結(jié)構(gòu)及應(yīng)力狀態(tài)比獲得S-N曲線的應(yīng)力狀態(tài)復(fù)雜,例如,焊接形式及應(yīng)力集中等均影響m與b值,AAR標(biāo)準(zhǔn)第7.4節(jié)中給出了各種形式下修正的b與m值。

壽命可由下式計(jì)算:

式中Nf是計(jì)算部件的壽命;β是每英里譜中循環(huán)數(shù),β也取值于AAR標(biāo)準(zhǔn)。

另外,當(dāng)涉及到產(chǎn)生雙軸向應(yīng)力狀態(tài)交變載荷時(shí),按AAR標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定,應(yīng)換算為當(dāng)量單軸向應(yīng)力狀態(tài)。

3.2 計(jì)算載荷工況

分運(yùn)行工況和調(diào)車工況。運(yùn)行工況載荷譜借鑒于AAR標(biāo)準(zhǔn)90.7 t高邊敞車車鉤載荷的統(tǒng)計(jì)百分率譜。圖3給出了該譜的概率分布。AAR標(biāo)準(zhǔn)給出了貨車結(jié)構(gòu)疲勞設(shè)計(jì)分析方法。雖然壽命計(jì)算仍基于邁納爾(Miner)損傷假設(shè),但是其現(xiàn)場(chǎng)實(shí)測(cè)的載荷譜和貨車結(jié)構(gòu)焊接接頭的疲勞參數(shù)是最具工程價(jià)值的。調(diào)車工況載荷統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)借鑒于《13號(hào)車鉤疲勞壽命研究》,認(rèn)為調(diào)車作業(yè)產(chǎn)生的縱向載荷基本呈正態(tài)分布。根據(jù)用戶關(guān)注的運(yùn)用中易發(fā)生問(wèn)題的關(guān)鍵部位,對(duì)枕梁和牽引梁交接部位進(jìn)行了疲勞計(jì)算分析。

圖3 90.7 t高邊敞車車鉤牽引載荷的統(tǒng)計(jì)百分率譜(注:圖中kp表示千磅)

3.3 疲勞壽命計(jì)算結(jié)果

(1)運(yùn)行工況

采用AAR標(biāo)準(zhǔn)算法,應(yīng)力級(jí)取自I-DEAS計(jì)算結(jié)果,疲勞計(jì)算數(shù)據(jù)如表4。在線性積累損傷原理基礎(chǔ)上,計(jì)算得到該點(diǎn)在運(yùn)行工況下的疲勞循環(huán)次數(shù)為1.5×107次。圖4給出了計(jì)算結(jié)果分布。

車輛在運(yùn)行工況下部件壽命Nf=NT/β=1.5×107/1.2=1.25×107英里 ≈2.1×107km。

(2)調(diào)車工況

疲勞計(jì)算數(shù)據(jù)如表5。采用AAR標(biāo)準(zhǔn)算法,假設(shè)調(diào)車作業(yè)產(chǎn)生的載荷譜呈正態(tài)分布,在線性積累損傷原理基礎(chǔ)上,計(jì)算得到該點(diǎn)在調(diào)車工況下的疲勞循環(huán)次數(shù)為1.45×105次。圖5給出了計(jì)算結(jié)果分布。假設(shè)每運(yùn)行500 km有一次調(diào)車作業(yè),在調(diào)車工況下的運(yùn)行里程500×1.45×105=7.25×107km。

表4 運(yùn)行工況疲勞數(shù)據(jù)計(jì)算表

表5 調(diào)車工況疲勞數(shù)據(jù)計(jì)算表

圖4 運(yùn)行工況下?lián)p傷循環(huán)數(shù)分布(注:圖中kp表示千磅)

圖5 調(diào)車工況下?lián)p傷循環(huán)數(shù)分布

綜合考慮運(yùn)行工況和調(diào)車工況。取最不利工況,C37型漏斗車枕梁結(jié)點(diǎn)疲勞強(qiáng)度可以滿足2.1×107km的要求。

4 結(jié)論

有限元法給出的車體結(jié)構(gòu)靜強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果是全面、詳細(xì)的,枕梁等結(jié)構(gòu)已包含在有限元計(jì)算結(jié)果之中?；谟邢拊慕Y(jié)構(gòu)強(qiáng)度及枕梁結(jié)點(diǎn)疲勞計(jì)算分析表明:

(1)每一合成工況下的最大應(yīng)力都小于材料的許用應(yīng)力。從有限元計(jì)算的角度看該車車體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度符合規(guī)定的評(píng)定標(biāo)準(zhǔn)。

(2)計(jì)算結(jié)果表明,該車剛度符合澳方要求的AAR剛度標(biāo)準(zhǔn),撓跨比＜1/300。

(3)通過(guò)對(duì)該車枕梁節(jié)點(diǎn)疲勞壽命的計(jì)算表明疲勞強(qiáng)度可滿足2.1×107km的要求。

通過(guò)C37型多用途漏斗車向澳大利亞的整機(jī)出口,標(biāo)志著我國(guó)鐵路貨車已經(jīng)躋身國(guó)際發(fā)達(dá)國(guó)家鐵路市場(chǎng),對(duì)發(fā)達(dá)國(guó)家的技術(shù)標(biāo)準(zhǔn)有更深層次的理解,無(wú)疑也會(huì)促進(jìn)國(guó)內(nèi)貨車的技術(shù)進(jìn)步。

[1] 美國(guó)鐵道協(xié)會(huì)AAR標(biāo)準(zhǔn).M-1001貨車設(shè)計(jì)制造規(guī)范[S].1997.

[2] 鐵路常用材料Goodman疲勞極限試驗(yàn)研究[R].北京:北京交通大學(xué),1998.

[3] BS7608:1993.CODE OF PRACTICE FOR FATIGUE DESIGNANDASSESSMENTOFST EELSTRUCTURES[S].1993.

[4] 田葆栓.C37型漏斗車車體有限元分析[R].青島:四方車輛研究所,2000.

[5] 田葆栓.C37型漏斗車枕梁疲勞計(jì)算分析[R].青島:四方車輛研究所,2001.