出口澳大利亞柴油罐車強(qiáng)度分析及結(jié)構(gòu)優(yōu)化

摘要 以出口澳大利亞柴油罐車車體為研究對象，依據(jù)AAR標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行了強(qiáng)度有限元計算，并根據(jù)計算結(jié)果優(yōu)化了結(jié)構(gòu)。為以后出口大軸重罐車的設(shè)計計算提供了參考。

關(guān)鍵詞 出口 AAR 有限元 優(yōu)化

中圖分類號：U262.11 文獻(xiàn)標(biāo)識碼：A 文章編號：1672-3791（2013）05（c）-0000-00

出口澳大利亞柴油罐車是為力拓公司開發(fā)研制的大軸重罐車。該罐車與國內(nèi)主流鐵路罐車相比，具有軸重大、載重大的特點，因而進(jìn)行強(qiáng)度計算，確保車體鋼結(jié)構(gòu)具有足夠的強(qiáng)度，成為整個罐車車體設(shè)計的重要組成部分。本文依據(jù)AAR標(biāo)準(zhǔn)對罐車車體進(jìn)行強(qiáng)度有限元分析，根據(jù)計算結(jié)果對結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化，最后通過靜強(qiáng)度計算驗證其有效性，為以后的大軸重罐車的結(jié)構(gòu)設(shè)計計算提供重要參考。

1. 車體結(jié)構(gòu)簡介及主要技術(shù)參數(shù)

車體結(jié)構(gòu)如圖1。該柴油罐車采用無中梁結(jié)構(gòu)，主要由罐體裝配、牽枕裝配、制動裝置、車鉤緩沖裝置、轉(zhuǎn)向架、安全附件、裝卸裝置等部件組成。

該罐車的主要技術(shù)參數(shù)如表1

表1 主要技術(shù)參數(shù)

技術(shù)參數(shù)

數(shù)值

自重

35.5t

載重

94.5t

軸重

32.5t

轉(zhuǎn)向架重量

5.75t/臺

罐體長度

16133mm

罐體內(nèi)徑

3100mm

車鉤中心線高

904mm

安全閥整定壓力

517KPa

2. 車體結(jié)構(gòu)有限元模型的建立

2.1 有限元模型

根據(jù)車體幾何、載荷、約束的對稱性，分別選取縱向1/2模型和橫向1/2模型進(jìn)行分析。離散后的有限元模型的單元及節(jié)點數(shù)如表2。

表2 有限元模型的單元及節(jié)點數(shù)

1/2模型

單元數(shù)

節(jié)點數(shù)

縱向?qū)ΨQ

67369

197585

橫向?qū)ΨQ

65428

195826

2.2 邊界條件

在對稱面上施加對稱約束。心盤、旁承等承載位置根據(jù)工況要求施加相應(yīng)約束。

2.3 計算工況

依據(jù)AAR M-1001-2007、AAR M-1002-2007的要求，在分析時，采用以下11種組合工況（表4）。

表4 計算工況及許用應(yīng)力

工況

描 述

1

鉤舌內(nèi)側(cè)面施加222.5KN的向上車鉤載荷，車體上的應(yīng)力σ≤[σ]=σs

2

鉤舌內(nèi)側(cè)面施加222.5KN的向下車鉤載荷，車體上的應(yīng)力σ≤[σ]=σs

3

每個頂車墊板上承擔(dān)40% 總重，車體上的應(yīng)力σ≤[σ]=σs

4

車輛裝載達(dá)到設(shè)計總重，在頂車位施加載荷將車輛的一端頂起，直至脫離軌道，車體上應(yīng)力σ≤[σ]=σs

5

在車輛一端緊靠沖擊座面處鉤身上施加垂向載荷，該載荷大小為能夠使?jié)M載罐車的一端抬離軌道的載荷的125%，車體上應(yīng)力σ≤[σ]=σs

6

在1557KN拉伸載荷、垂向載荷組合最不利情況下的應(yīng)力值σ≤[σ]=σs/1.8

7

在4450KN壓縮載荷、垂向載荷組合最不利情況下的應(yīng)力值σ≤[σ]=σs

8

拉伸載荷、垂向載荷和安全閥整定壓力的作用下，罐體底部中心區(qū)域的應(yīng)力值σ≤[σ]=σb/3.7

9

重車條件下，側(cè)管支柱與枕梁上蓋板的連接部位和枕梁上蓋板頂部的罐體上的應(yīng)力σ≤[σ]=σb/6

10

浮沉載荷作用下，枕梁上應(yīng)力σ≤[σ]=σs

11

側(cè)滾載荷作用下，枕梁上應(yīng)力σ≤[σ]=σs

3. 原結(jié)構(gòu)方案的計算結(jié)果

采用ANSYS軟件對以上11種工況進(jìn)行有限元靜強(qiáng)度分析，得到了各工況下車體關(guān)鍵部位的最大應(yīng)力值。從計算結(jié)果來看，原結(jié)構(gòu)的車體強(qiáng)度不能滿足AAR標(biāo)準(zhǔn)的強(qiáng)度要求。

高應(yīng)力區(qū)主要集中在罐體底部連接板尾部（360MPa）、側(cè)管支柱與枕梁上蓋板的焊縫附近（594MPa），均高于其許用應(yīng)力（345MPa）；牽引梁、枕梁的材質(zhì)為均為450NQR1，屈服極限450MPa，高應(yīng)力區(qū)主要集中在牽引梁過渡?。?93MPa，小于許用應(yīng)力450MPa）、卸荷孔附近（548MPa，大于許用應(yīng)力）。

4. 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

下面分別以側(cè)管支柱與枕梁上蓋板的焊縫處為例介紹結(jié)構(gòu)優(yōu)化的過程。

通過對所有工況的有限元強(qiáng)度計算發(fā)現(xiàn)，在工況3、4、7，9均在側(cè)管支柱與枕梁上蓋板的焊縫（以下簡稱側(cè)管部位）出現(xiàn)高應(yīng)力。需要進(jìn)行結(jié)構(gòu)優(yōu)化。優(yōu)化措施有以下幾個方面：

1） 減小垂向載荷引起的應(yīng)力過大。從臥式容器的設(shè)計經(jīng)驗上來看，主要措施有增大包角、加加強(qiáng)圈、增加枕梁上蓋板和罐體厚度等。但是從該罐車罐徑較大且罐體寬度已接近限近限界，增大包角的空間很??；加加強(qiáng)圈會增加工藝難度；增加罐體厚度不經(jīng)濟(jì)；從表5可見，增大枕梁上蓋板厚度可能有效降低側(cè)管部位的應(yīng)力，且易于實現(xiàn)。

表5 不同枕梁上蓋板厚度時的應(yīng)力值

枕梁上蓋板厚度

側(cè)管部位的應(yīng)力值

12

594

13

535

14

467

2） 增大承載面積。不同的側(cè)管支柱直徑時側(cè)管部位的應(yīng)力如表6，隨著側(cè)管支柱直徑的增大，側(cè)管部位的受力進(jìn)一步分散，當(dāng)直徑為180mm時可以滿足AAR標(biāo)準(zhǔn)的要求。

表6 不同側(cè)管支柱直徑時的應(yīng)力值

直徑（mm）

140

159

168

180

194

203

應(yīng)力值（MPa）

467

381

372

339

316

302

根據(jù)以上分析，枕梁上蓋板厚度取為14mm，側(cè)管支柱直徑取為180mm。

5. 車體優(yōu)化結(jié)構(gòu)方案的驗證

對原方案多次修改，反復(fù)計算，最終確定了優(yōu)化方案。通過對所有工況進(jìn)行強(qiáng)度有限元計算，優(yōu)化方案滿足AAR標(biāo)準(zhǔn)的強(qiáng)度要求，驗證了優(yōu)化方案的有效性。

6. 結(jié)束語

本文借助有限元方法，通過AAR 標(biāo)準(zhǔn)對出口澳大利亞罐車車體進(jìn)行了線性靜強(qiáng)度分析，進(jìn)行了結(jié)構(gòu)優(yōu)化。計算結(jié)果表明，優(yōu)化后車體的靜強(qiáng)度能夠滿足AAR標(biāo)準(zhǔn)的要求，優(yōu)化方案合理有效。

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