電力機車車體結(jié)構(gòu)優(yōu)化分析

盧晶華,楊俊杰

(中國北車股份公司 大同電力機車有限責任公司,山西大同037038)

車體是電力機車的主要承載部件,也是電氣設備和輔助裝置等的安裝基礎。由于高速機車的“信息化、模塊化、系列化和標準化”程度的提高,車內(nèi)設備日益增加,導致機車總重逐步增加。為保證高速機車平穩(wěn)運行并減輕機車高速運行時對線路的動力作用,要盡可能地減輕機械部分的質(zhì)量,而車體則是減重的主要對象。利用ANSYS提供的一階優(yōu)化方法,對板厚進行優(yōu)化處理,并對優(yōu)化后的車體進行了多工況的靜強度和模態(tài)分析。

1 機車車體結(jié)構(gòu)說明

以某新設計高速機車為例,車體整體結(jié)構(gòu)采用框架式整體承載全鋼箱形殼體焊接結(jié)構(gòu),單曲線流線化雙端司機室、具有部分中梁式底架、波紋板側(cè)墻、可拆卸鋁合金大頂蓋。底架由端部、兩個邊梁和兩個低位牽引橫梁等幾個模塊構(gòu)成。底架端部由牽引梁、枕梁、兩個邊梁及兩個連接牽引梁和枕梁的連接縱梁組成,邊梁上設有吊車銷孔。側(cè)墻骨架由上弦梁和支撐立柱組成,其上覆蓋波紋鋼板。上弦梁由兩根鋼板壓型件組成一個封閉的箱形梁結(jié)構(gòu),在內(nèi)部與立柱相對應的部位設有加強筋,以增加強度和剛度。

2 車體結(jié)構(gòu)優(yōu)化的數(shù)學模型

(1)設計變量

在車體結(jié)構(gòu)中,所有的梁件均可視為板的組合,故設計變量可以板厚作為基本參數(shù)。表1給出了設計變量的選擇及上下限值。

(2)狀態(tài)變量

對于機車車體的結(jié)構(gòu)優(yōu)化問題,約束變量即為應力和位移應在有關規(guī)范確定的范圍內(nèi),對于車體而言,在靜動態(tài)特性方面需要滿足《高速試驗列車動力車強度及動力學規(guī)范》的要求。車體的結(jié)構(gòu)材料主要采用兩類:側(cè)墻波紋板及司機室蒙皮采用S275J2G4低合金結(jié)構(gòu)鋼板,其屈服極限σS為275 MPa,強度極限 σb為430 MPa,其他部位采用S355J2G4低合金結(jié)構(gòu)鋼板,其屈服極限σS為355 MPa,強度極限 σb為 490 MPa。根據(jù)TB/T 1335—1996《鐵道車輛強度設計及試驗鑒定規(guī)范》可知,車體垂向彎曲剛度應滿足車體在垂直靜載荷工況下的撓度比f/L小于1/1 500這一要求,由車體在垂直靜載荷工況下的撓度值計算出撓度比來校核它的垂向彎曲剛度。

表1 優(yōu)化設計中采用的設計變量

(3)目標函數(shù)

目標函數(shù)為車體結(jié)構(gòu)的質(zhì)量,即約束變量在滿足各種動靜態(tài)要求的前提下,使車體結(jié)構(gòu)的自重最小。

3 車體結(jié)構(gòu)的有限元模型

采用整車計算模型?；谲圀w結(jié)構(gòu)特點和受力特點,將車體結(jié)構(gòu)用薄板組合結(jié)構(gòu)來模擬,選用shell63、combin14、solid45、mass21 4種單元對車體結(jié)構(gòu)進行離散化,單元尺寸按30—80 mm處理。車體計算模型中共有殼單元74 597個、實體單元132個、質(zhì)量單元3 781個、彈簧單元288個,節(jié)點68 614個。車體結(jié)構(gòu)有限元模型如圖1所示。

圖1 車體結(jié)構(gòu)有限元模型

4 機車車體結(jié)構(gòu)的優(yōu)化

選取垂向動載荷、縱向壓縮和縱向拉伸3個工況進行優(yōu)化設計分析。采用ANSYS提供的一階方法進行設計變量的全面優(yōu)化。經(jīng)過10次迭代,車體質(zhì)量由13 113kg減至11 137kg,相對減重率為15.22%。優(yōu)化迭代過程中的收斂情況如圖2所示,橫坐標是迭代次數(shù),縱坐標是車體結(jié)構(gòu)總質(zhì)量。

由于實際生產(chǎn)中,鋼板的厚度是有規(guī)定的,所以要對最優(yōu)設計集進行規(guī)劃,從而得到滿足實際生產(chǎn)工藝的設計集。優(yōu)化前后的板材厚度見表1。

圖2 車體優(yōu)化迭代收斂過程

5 強度、剛度與模態(tài)校核

按照《200 km/h及以上速度級鐵道車輛強度設計及試驗鑒定暫行規(guī)定》進行載荷計算及計算工況的確定與評定。

(1)垂向靜載荷工況(車體自重+設備質(zhì)量)

車體最大組合應力為145.613 MPa,位于底架的小橫梁與中梁交接處,小于材料的許用應力。

(2)垂向動載荷工況(車體自重+設備質(zhì)量的1.3倍)

車體最大組合應力為189.297 MPa,位于底架小橫梁與中梁交接處,司機室和側(cè)墻的最大組合應力為175.886 MPa,均小于材料的計算容許應力。

(3)縱向壓縮工況1(車體自重+設備質(zhì)量+FYS(縱向壓縮力))

縱向壓縮載荷FYS是在車鉤中心線高度上沿縱向作用2 000 kN的壓縮載荷。車體最大組合應力為337.669 MPa,位于底架后從板座后面的底架漿蒙皮上,司機室和側(cè)墻的最大組合應力為274.354 MPa,均小于各材料的容許應力。

(4)縱向壓縮工況2(車體自重+設備質(zhì)量+F1S(縱向壓縮力))

司機室前窗下的縱向壓縮載荷F1S是在車體端墻上側(cè)墻車窗下緣高度處作用300 kN的縱向載荷,另一端作用在車鉤中心線高度上。車體最大組合應力為351.462 MPa,位于一端司機室前窗下檐中間處。

(5)縱向壓縮工況3(車體自重+設備質(zhì)量+F2S(縱向壓縮力))

司機室前窗上的縱向壓縮載荷F2S是在車體端墻上側(cè)墻車窗上緣高度處作用300 kN的縱向載荷,另一端作用在車鉤中心線高度上。車體最大組合應力為229.901 MPa,位于一端司機室前窗上橫梁上,小于材料的計算容許應力。

(6)縱向拉伸工況(車體自重+設備質(zhì)量+FLS(縱向拉伸力))

縱向拉伸載荷FLS是在車鉤中心線高度上沿縱向作用1 500 kN的拉伸載荷。車體最大組合應力為326.121 MPa,位于二端底架枕梁上,司機室和側(cè)墻的最大組合應力為199.732 MPa。均小于材料的容許應力。

(7)單端頂車工況1(車體自重+設備質(zhì)量+一位轉(zhuǎn)向架質(zhì)量)

使用Ⅰ端救援銷孔起吊車體和Ⅰ端轉(zhuǎn)向架,Ⅱ端轉(zhuǎn)向架作為支承點。車體最大組合應力為254.698 MPa,位于二端底架側(cè)梁底板處。司機室和側(cè)墻的最大組合應力為211.886 MPa。小于各材料的容許應力。

(8)單端頂車工況2(車體自重+設備質(zhì)量+二位轉(zhuǎn)向架質(zhì)量)

使用Ⅱ端救援銷孔起吊車體和Ⅱ端轉(zhuǎn)向架,Ⅰ端轉(zhuǎn)向架作為支承點。車體最大組合應力為238.134 MPa,位于一端底架側(cè)梁底板處。司機室和側(cè)墻的最大組合應力為174.537 MPa,均小于各材料的容許應力。

(9)整體起吊工況(車體自重+設備質(zhì)量+轉(zhuǎn)向架質(zhì)量)

使用整體起吊孔將車體和轉(zhuǎn)向架一起起吊。車體最大組合應力224.527 MPa,位于底架上。司機室和側(cè)墻的最大組合應力為209.117 MPa。均小于各材料的容許應力。

(10)優(yōu)化后的剛度計算結(jié)果

圖3為優(yōu)化后車體底架邊梁的變形計算結(jié)果。優(yōu)化后車體底架邊梁中部相對二系彈簧單元上部下?lián)?.845 mm,L=10 500 mm,為車體底架上轉(zhuǎn)向架中心距。車體撓跨比為:

圖3 車體底架邊梁的變形

f/L=2.845/10 500=1/3 690.7＜1/1 500

(11)模態(tài)分析工況

圖4為優(yōu)化后的車體一階垂向彎曲振動的振型。車體一階垂向彎曲振動的模態(tài)頻率是24.578 Hz,滿足整備狀態(tài)車體垂向一階彎曲振動頻率應大于等于10 Hz的要求。

圖4 車體一階垂向彎曲振動振型

6 結(jié)束語

以合理化的車體結(jié)構(gòu)鋼板厚度為設計變量,以車體結(jié)構(gòu)的應力、位移為狀態(tài)變量,以車體質(zhì)量最小為目標函數(shù),對電力機車車體進行了全面的輕量化優(yōu)化設計分析,并對優(yōu)化設計后的車體結(jié)構(gòu)進行了強度、剛度校核計算。結(jié)果表明:

(1)優(yōu)化后的車體結(jié)構(gòu)減重15.22%,車體的等效應力分布與優(yōu)化之前相比均勻,材料的利用比較充分,設計更趨合理。

(2)優(yōu)化后的車體在有國家認證資格的質(zhì)量檢測中心主持的強度試驗中順利通過型式試驗。目前,該機車已經(jīng)順利下線。

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