動(dòng)車組旋轉(zhuǎn)座椅有限元計(jì)算分析

王亦金

(今創(chuàng)集團(tuán)股份有限公司技術(shù)中心，江蘇常州 213102)

動(dòng)車組旋轉(zhuǎn)座椅有限元計(jì)算分析

王亦金

(今創(chuàng)集團(tuán)股份有限公司技術(shù)中心，江蘇常州 213102)

通過對(duì)動(dòng)車組旋轉(zhuǎn)座椅的有限元計(jì)算分析，優(yōu)化設(shè)計(jì)了座椅的旋轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)，把原來的箱型結(jié)構(gòu)更改為質(zhì)量更小、操作更方便、強(qiáng)度更好的框架結(jié)構(gòu)，并對(duì)標(biāo)準(zhǔn)要求的各種工況進(jìn)行了仿真計(jì)算。計(jì)算結(jié)果表明：座椅結(jié)構(gòu)強(qiáng)度滿足要求，最大變形量發(fā)生在頂部外側(cè)一角，靠背連接板受力最大，且整套座椅強(qiáng)度通過了試驗(yàn)驗(yàn)證。

旋轉(zhuǎn)座椅;框架結(jié)構(gòu);有限元計(jì)算

動(dòng)車組座椅是近年今創(chuàng)集團(tuán)自主研發(fā)的為唐山軌道客車有限責(zé)任公司配套的高速動(dòng)車組旋轉(zhuǎn)座椅，主要有二人和三人2種形式。旋轉(zhuǎn)座椅前后間距更大，旅客乘坐時(shí)感覺更舒適?？蛻魹楸阌诰S護(hù)保養(yǎng)，選用的是一種新型的框架型旋轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)(如圖1)，以替代原來的箱型旋轉(zhuǎn)結(jié)構(gòu)，使新型的框架型旋轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)質(zhì)量更小、操作更方便、結(jié)構(gòu)更安全。與公司生產(chǎn)的其他座椅有所不同，新型框架型旋轉(zhuǎn)座椅并未設(shè)置腳踏板，比較簡(jiǎn)潔，空間感也很好，且故障率低，可靠性高。

圖1 旋轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)剖視圖

座椅的基本結(jié)構(gòu)主要部件包括座椅靠背骨架、靠背連接板、茶桌支架、扶手、邊扶手支架、中間扶手支架、側(cè)墻支架、連接板、橫梁、底盤和支腿等。本次計(jì)算選擇2人旋轉(zhuǎn)座椅，模型用CATIA軟件來實(shí)現(xiàn)，裝配、計(jì)算及結(jié)果處理通過ABAQUS有限元軟件來實(shí)現(xiàn)，并按標(biāo)準(zhǔn)要求，在最惡劣情況下的共計(jì)6種工況下加載。該座椅通過計(jì)算，滿足強(qiáng)度要求，最終通過型式試驗(yàn)驗(yàn)證，現(xiàn)已進(jìn)入批量生產(chǎn)階段。

1 有限元模型及邊界條件

有限元法是結(jié)構(gòu)分析的一種數(shù)值計(jì)算方法，是矩陣方法在結(jié)構(gòu)力學(xué)和彈性力學(xué)等領(lǐng)域中的應(yīng)用和發(fā)展。在結(jié)構(gòu)強(qiáng)度計(jì)算過程中，有限元的計(jì)算可歸結(jié)為三大方程的聯(lián)合統(tǒng)一［1］，平衡方程、幾何方程和物理方程，得到靜力有限元平衡方程，其形式為：

式中(1)～(3)中 ：{F}為載荷矢量矩陣;[K]為總剛矩陣，與介質(zhì)的力學(xué)特性有關(guān);{u}為位移矢量矩陣;{ε}為應(yīng)變列陣;[B]為幾何矩陣;{δ}為位移列陣;{σ}為應(yīng)力矩陣;[D]為彈性矩陣。

計(jì)算模型忽略了較小的圓角、倒角等細(xì)節(jié)。忽略這些元素基本不會(huì)對(duì)所關(guān)心的計(jì)算結(jié)果產(chǎn)生較大影響，而且可以減小計(jì)算量［2］。模型中座椅靠背骨架、側(cè)墻支架、連接板、橫梁、底盤和支腿結(jié)構(gòu)采用殼單元，其余部件采用四面體實(shí)體單元?jiǎng)澐帧Ｕ麄€(gè)模型的單元數(shù)和節(jié)點(diǎn)數(shù)分別為536 221，212 421。離散后的座椅結(jié)構(gòu)有限元模型如圖2所示。模型的邊界條件如圖3所示。在支腿型材底部、側(cè)墻支架和車體的連接部位采用全約束。

圖2 座椅網(wǎng)格劃分

圖3 模型邊界條件

2 計(jì)算載荷

考慮到CRH3G客室座椅工作環(huán)境，高速動(dòng)車組最高運(yùn)營(yíng)速度為250 km/h，座椅應(yīng)能承受動(dòng)車組運(yùn)行中的各種振動(dòng)和沖擊。靜強(qiáng)度符合標(biāo)準(zhǔn)UIC566—1990和JIS E 7104—2002中所規(guī)定的負(fù)載要求，耐久性須符合 JIS E 7104—2002第6.3.2規(guī)定要求，在所規(guī)定方向的振動(dòng)和沖擊的幅值符合TB/T3058—2002規(guī)定要求。計(jì)算時(shí)按照標(biāo)準(zhǔn)要求，選擇最惡劣情況下的共計(jì)6種工況計(jì)算［3］：工況1，每個(gè)坐墊施加1 000 N向下的均布力;工況2，靠背頂部外側(cè)一角施加580 N向后的集中力;工況3，單個(gè)靠背頂部施加980 N的均布力;工況4，座椅每個(gè)扶手中部作用豎向向下750 N的力;工況5，座椅端部扶手中部施加水平490 N的力;工況6，茶幾中部施加750 N向下的力。

3 座椅結(jié)構(gòu)強(qiáng)度評(píng)定標(biāo)準(zhǔn)

根據(jù)DIN EN 12663《鐵道車輛車體結(jié)構(gòu)要求》規(guī)定，座椅結(jié)構(gòu)在各個(gè)工況的載荷綜合作用下，材料的許用應(yīng)力與計(jì)算等效應(yīng)力之比應(yīng)不小于DIN EN 12663第3.4.2節(jié)中規(guī)定的安全系數(shù) (若材料許用應(yīng)力值取其屈服應(yīng)力值進(jìn)行校核，則S1為1.15，若材料許用應(yīng)力值取其抗拉強(qiáng)度進(jìn)行校核，則 S2為 1.5)［4］。即：

式(4)中：Rp0，2為材料許用應(yīng)力;σm為材料的抗拉強(qiáng)度;σc為計(jì)算等效應(yīng)力。

4 計(jì)算結(jié)果

4.1 位移結(jié)果

圖4～9列出了6種工況下的座椅位移云圖。從云圖可以看到：工況2靠背頂部外側(cè)一角施加580 N向后的集中力，座椅的最大位移量為55.83 mm(圖5)，位置發(fā)生在靠背的最上角加載處，所以建議增加座椅靠背的剛度，以減小受力變形量。因?yàn)槿绻熊囋诟咚傩旭傔^程中，有乘客在列車突然加速或停車時(shí)拉住座椅用來支撐身體，座椅產(chǎn)生的較大位移會(huì)使乘客產(chǎn)生不安全感。其次是工況3單個(gè)靠背頂部施加980 N的均布力(圖6)，座椅的位移量為40.37 mm，綜合工況2，座椅的剛度薄弱環(huán)節(jié)發(fā)生在靠背處，即建議增加靠背的剛度。在工況1每個(gè)坐墊施加1 000 N向下的均布力的情況下，最小位移僅為2.17 mm(圖4)。

圖4 工況1位移云圖

圖5 工況2位移云圖

圖6 工況3位移云圖

圖7 工況4位移云圖

圖8 工況5位移云圖

圖9 工況6位移云圖

4.2 最大等效應(yīng)力結(jié)果

通過計(jì)算得到每個(gè)主要部件的應(yīng)力云圖分布及最大等效力，現(xiàn)僅列出關(guān)鍵部件在不同工況下的最大應(yīng)力云圖分布，如圖10～14所示。因座椅為旋轉(zhuǎn)機(jī)構(gòu)，故對(duì)底盤要求較高，要有足夠的強(qiáng)度。底盤在工況2條件下受力最大，為195 MPa。在所有受力工況下，靠背連接板受力最大，為273.8 MPa，此件是座椅部件中受力最大的部件。根據(jù)應(yīng)力云圖分布和式(4)計(jì)算得到的各種工況下的結(jié)果，并與標(biāo)準(zhǔn)比較，得到各種工況下的應(yīng)力分析結(jié)果。從計(jì)算結(jié)果可以得出：座椅結(jié)構(gòu)中的主要部件的安全系數(shù)低于EN12663標(biāo)準(zhǔn)中規(guī)定的S1和S2。因此，座椅靠背骨架、靠背連接板、茶桌支架、扶手、邊扶手支架、中間扶手支架、側(cè)墻支架、連接板、橫梁、底盤和支腿強(qiáng)度合格，整個(gè)座椅的強(qiáng)度滿足載荷要求。

圖10 靠背骨架應(yīng)力云圖分布

圖11 底盤應(yīng)力云圖分布

圖12 靠背連接板應(yīng)力云圖分布

圖13 橫梁應(yīng)力云圖分布

圖14 中間扶手支架應(yīng)力云圖分布

5 結(jié)束語

根據(jù)對(duì)框架型旋轉(zhuǎn)座椅6種工況下的有限元計(jì)算分析可以得出：最大位移發(fā)生在靠背頂部外側(cè)一角處，在所有受力工況下，靠背連接板受力最大，雖然安全系數(shù)滿足標(biāo)準(zhǔn)要求，但為了留有足夠裕量，更換成強(qiáng)度更好的Q345鑄件材料。

為了驗(yàn)證座椅強(qiáng)度，在重慶中交機(jī)動(dòng)車檢測(cè)中心對(duì)首件產(chǎn)品進(jìn)行了強(qiáng)度試驗(yàn)，載荷標(biāo)準(zhǔn)參照J(rèn)IS E 7104—2002和UIC566—1990，分別對(duì)座椅總成、坐墊、靠背、扶手、背面桌板、前面桌板、腳踏進(jìn)行了單獨(dú)測(cè)試。按照與計(jì)算載荷相同的工況情況加載，在規(guī)定的時(shí)間和規(guī)定的測(cè)量方法條件下，去除載荷后座椅各部位無永久變形及裂紋，從而在計(jì)算和試驗(yàn)兩個(gè)方面驗(yàn)證了CRH3G座椅強(qiáng)度滿足標(biāo)準(zhǔn)要求。

通過對(duì)座椅部件材料和旋轉(zhuǎn)結(jié)構(gòu)的改進(jìn)，新的框架型旋轉(zhuǎn)座椅結(jié)構(gòu)強(qiáng)度完全滿足要求，為今后座椅的輕量化設(shè)計(jì)提供了參考依據(jù)。

［1］ 蘇向震，何江達(dá)，陳方竹.有限元計(jì)算中模型選擇對(duì)結(jié)果的影響［J］.紅水河，2007(2)：61 －65.

［2］ 張艷.基于HyperMesh的25型客車建模［C］//Altair 2012 HyperWorks技術(shù)大會(huì)論文集.北京：［出版者不詳］，2012.

［3］ UIC 566 1990 Loadings of coach bodies and their components［Z］.

［4］ BS EN 12663 －1 －2010.Railway applications-Structural requirements of railway vehicle bodies-Locomotives and passenger rolling stock(and alternative method for freight wagons)［S］.

Finite Element Calculation Analysis of the Rotating Seat for EMU

WANG Yi-jin
(Center of Technology of KTK Group Co.Ltd.，Changzhou 213102，China)

In this paper，through finite element analysis of rotating seat for EMU，we optimized the rotating structure of seat.The frame structure is more lightweight，easy to operate and better strength than original structure.In the standard requirement of various operating conditions，the seat structure’s strength meets the requirements，the maximum deformation occurs at the top of the lateral one horn，the stress of backrest connection plate is the largest，and test verification is passed.

rotating seat;frame structure;finite element calculation

U27

A

1674－8425(2014)04－0033－04

10.3969/j.issn.1674－8425(z).2014.04.007

2013－12－27

王亦金(1978—)，男，江蘇人，工程師，主要從事機(jī)械設(shè)計(jì)研究。

王亦金.動(dòng)車組旋轉(zhuǎn)座椅有限元計(jì)算分析［J］.重慶理工大學(xué)學(xué)報(bào)：自然科學(xué)版，2014(4)：33－36.

format：WANG Yi-jin.Finite Element Calculation Analysis of the Rotating Seat for EMU［J］.Journal of Chongqing University of Technology：Natural Science，2014(4)：33 －36.

(責(zé)任編輯 劉 舸)