基于實(shí)際工況的地鐵車(chē)體疲勞壽命分析技術(shù)研究

錢(qián)凱杰，王亞平

(南京理工大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，江蘇 南京 210094)

0 引言

隨著軌道交通事業(yè)的迅猛發(fā)展和人們生活水平的快速提高，地鐵的行車(chē)安全性越來(lái)越重要。

地鐵車(chē)體為滿足輕量化要求大量采用鋁合金材料，且隨著地鐵運(yùn)行速度的提高，運(yùn)行條件越來(lái)越惡劣，地鐵車(chē)體產(chǎn)生疲勞破壞故障的概率也大大增加。

目前，評(píng)估結(jié)構(gòu)疲勞壽命的方法主要有3種：傳統(tǒng)評(píng)估法、基于斷裂力學(xué)的評(píng)估法與基于損傷力學(xué)的評(píng)估法。傳統(tǒng)評(píng)估法主要基于材料的S-N曲線和線性疲勞累積損傷理論來(lái)計(jì)算疲勞壽命，計(jì)算效率高，適用性廣[1]；基于斷裂力學(xué)的評(píng)估法主要基于構(gòu)件初始缺陷，將結(jié)構(gòu)初始參數(shù)作為確定量考慮，使結(jié)果存在較大的不確定性；損傷力學(xué)評(píng)估法出現(xiàn)得比較晚，學(xué)術(shù)界還沒(méi)有統(tǒng)一的認(rèn)識(shí)，其在工程實(shí)際中應(yīng)用還有待探索[2]。因此對(duì)地鐵車(chē)體進(jìn)行強(qiáng)度校核與疲勞壽命分析，對(duì)于保證地鐵安全運(yùn)行及提高經(jīng)濟(jì)效益具有重大意義。

本文以A型地鐵車(chē)體為研究對(duì)象，依據(jù)《BS EN12663：2010鐵道應(yīng)用——軌道車(chē)身的結(jié)構(gòu)要求》[3]，使用Abaqus軟件完成了車(chē)體滿載工況下的強(qiáng)度校核；采用SImpack軟件仿真分析獲得了車(chē)枕梁腹板孔處的載荷-時(shí)間歷程；基于FE-SAFE軟件采用S-N曲線法獲得了在特定工況下的車(chē)體疲勞壽命。

1 車(chē)體強(qiáng)度分析

1.1 車(chē)體結(jié)構(gòu)與有限元模型

A型地鐵車(chē)體結(jié)構(gòu)包括牽引梁、橫梁、底板承梁、側(cè)梁、左右側(cè)墻、車(chē)頂?shù)龋?chē)體主體材料為ENAW-6005A-T6型鋁合金，屈服極限σs=220 MPa，抗拉強(qiáng)度σb=300 MPa，車(chē)體結(jié)構(gòu)如圖1所示。在分析了鋁合金車(chē)體的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)和材料力學(xué)性能的基礎(chǔ)上，采用Hypermesh軟件對(duì)車(chē)體進(jìn)行簡(jiǎn)化，并采用殼體網(wǎng)格劃分法對(duì)車(chē)體完成網(wǎng)格劃分，車(chē)體模型包含519萬(wàn)個(gè)單元，490萬(wàn)個(gè)節(jié)點(diǎn)，得到的有限元模型如圖2所示。

圖1 車(chē)體結(jié)構(gòu)

圖2 車(chē)體有限元模型

1.2 計(jì)算工況和評(píng)定標(biāo)準(zhǔn)

依據(jù)《BS EN12663：2010鐵道應(yīng)用——軌道車(chē)身的結(jié)構(gòu)要求》，確定車(chē)體靜強(qiáng)度計(jì)算工況。本文主要分析的工況為：車(chē)體最大運(yùn)轉(zhuǎn)載荷工況。車(chē)體承受主要載荷有：

1)車(chē)內(nèi)載員及車(chē)體自重產(chǎn)生的載荷，即車(chē)體底板上均布350 kN垂向靜載荷；

2)車(chē)輛在啟動(dòng)、變速、制動(dòng)、上下坡道時(shí)，相鄰列車(chē)之間作用于車(chē)鉤上的縱向載荷，即車(chē)鉤上施加700 kN縱向拉力。

1.3 車(chē)體強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果

圖3-圖7為車(chē)體滿載工況下計(jì)算得到的不同部位的應(yīng)力云圖。由圖3-圖7可知，車(chē)體應(yīng)力較大的區(qū)域主要集中在車(chē)軸座處、枕梁腹板處、底板連接處、后門(mén)門(mén)角處等位置。其中，車(chē)軸座與邊梁連接處、枕梁腹板處、底板連接處、車(chē)軸座處最大應(yīng)力值分別為170.5 MPa、43.7 MPa、180.4 MPa、15.6 MPa，均小于材料的屈服極限σs=220 MPa，因此，車(chē)體的強(qiáng)度滿足要求。

圖3 車(chē)體應(yīng)力云圖

圖4 車(chē)軸座處應(yīng)力云圖

圖5 枕梁腹板應(yīng)力云圖

圖6 底板連接處應(yīng)力云圖

圖7 后門(mén)門(mén)角處應(yīng)力云圖

2 車(chē)體疲勞壽命分析

2.1 地鐵多體動(dòng)力學(xué)建模

由于線路不平順，車(chē)體容易受到動(dòng)載荷的影響，從而產(chǎn)生疲勞破壞，因此在SImpack軟件中建立列車(chē)多體動(dòng)力學(xué)模型，從而得到列車(chē)枕梁處的動(dòng)載荷。從多體動(dòng)力學(xué)和車(chē)輛結(jié)構(gòu)的角度看，A型地鐵運(yùn)動(dòng)的主要零部件有輪對(duì)、軸箱、構(gòu)架和車(chē)體。

在多體動(dòng)力學(xué)建模時(shí)，將前后轉(zhuǎn)向架作為一級(jí)子模型；在轉(zhuǎn)向架中，前后輪對(duì)是完全相同的，在建模時(shí)，將輪對(duì)模型作為二級(jí)子模型。在模型中，輪對(duì)和軌道之間建立輪軌接觸力，在軸箱與構(gòu)架之間，建立彈簧力等一系力，在構(gòu)架和虛車(chē)體之間，建立空氣彈簧力、減振器力、止擋力、牽引拉桿力等在內(nèi)的二系力，整車(chē)模型自由度數(shù)是50。建立的車(chē)體多體動(dòng)力學(xué)模型如圖8所示。

圖8 車(chē)體多體動(dòng)力學(xué)模型

2.2 載荷譜

本文考慮軌道實(shí)際行駛工況為：車(chē)速60 km/h，軌道為全長(zhǎng)1 340 m的直線軌道。此工況下車(chē)枕梁腹板處z向載荷遠(yuǎn)大于其他方向的載荷，故這里只考慮z向載荷-時(shí)間歷程。

采用SImpack軟件仿真獲得的枕梁腹板處z方向載荷-時(shí)間歷程如圖9所示。由圖9可知，在第10 s時(shí)，列車(chē)加速，此時(shí)曲線到達(dá)波峰；在第75 s時(shí)，列車(chē)減速，載荷幅值變化較大。采用雨流計(jì)數(shù)法編制的載荷譜見(jiàn)圖10，當(dāng)量載荷譜見(jiàn)表1。由表1可知幅值在0～1 kN的低載荷循環(huán)占很大比重，而幅值>1.5 kN的高載荷循環(huán)只產(chǎn)生了3次。

圖9 枕梁腹板處z向載荷-時(shí)間歷程

圖10 載荷譜

表1 當(dāng)量載荷譜

2.3 基于FE-SAFE的車(chē)體疲勞壽命分析

在FE-SAFE軟件中，設(shè)定車(chē)體的表面粗糙度為1.6

依據(jù)雨流計(jì)數(shù)法獲得載荷譜，按照累積損傷Minner理論對(duì)車(chē)體進(jìn)行疲勞壽命分析。分析結(jié)果表明：車(chē)體疲勞壽命最小部位為車(chē)體枕梁腹板處，疲勞壽命約為1.320×107次，壽命相對(duì)較小的部位為車(chē)軸座處，疲勞壽命約為2.230×107，均遠(yuǎn)大于極限壽命，因此車(chē)體疲勞壽命滿足設(shè)計(jì)要求。仿真所得上述兩處區(qū)域的疲勞壽命云圖如圖11、圖12所示。

圖11 枕梁腹板疲勞壽命云圖

圖12 車(chē)軸座疲勞壽命云圖

3 結(jié)語(yǔ)

本文依據(jù)《BS EN12663：2010鐵道應(yīng)用—軌道車(chē)身的結(jié)構(gòu)要求》，完成了車(chē)體滿載工況下的強(qiáng)度校核；利用SImpack軟件建立了車(chē)體多體動(dòng)力學(xué)模型，并獲得了枕梁處的載荷-時(shí)間歷程；利用雨流計(jì)數(shù)法獲得了循環(huán)載荷譜，根據(jù)Miner損傷理論對(duì)車(chē)體疲勞壽命進(jìn)行分析。結(jié)果表明，A型地鐵的強(qiáng)度與疲勞壽命均滿足設(shè)計(jì)要求。

下一步的工作是，考慮將實(shí)測(cè)載荷-時(shí)間歷程計(jì)算得到的車(chē)體疲勞壽命與仿真計(jì)算得到的結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，同時(shí)考慮不同影響因素對(duì)車(chē)體疲勞壽命的影響，為車(chē)體結(jié)構(gòu)疲勞壽命的預(yù)測(cè)提供理論依據(jù)。