GSA70型鋁制罐車車體基于溫差應(yīng)力有限元分析和探討

王大宏

（中車沈陽(yáng)機(jī)車車輛有限公司 產(chǎn)品研發(fā)部，沈陽(yáng)110142）

為滿足運(yùn)輸濃硝酸的需求，設(shè)計(jì)開(kāi)發(fā)了GSA70型罐車。罐車的三維及樣車照片如圖1和圖2所示。

圖1 鋁制罐車三維圖

圖2 樣車照片

罐體采用純鋁1050A，罐體與底架裝配采用以下連接結(jié)構(gòu)：在枕梁部位采用鞍座連接的鋁合金結(jié)構(gòu)，在側(cè)梁部位通過(guò)壓板和螺栓連接；在罐體中間部位采用底座連接的鋁合金結(jié)構(gòu)，底座與焊接在底架中梁上的座板采用螺栓連接；在罐體端部采用箱型支座結(jié)構(gòu)連接的鋁合金結(jié)構(gòu)，箱型支座的座板與底架上的鐵地板采用壓板和螺栓連接。

罐車所采用材料許用應(yīng)力見(jiàn)表1。

表1 不同材料在各工況下的許用應(yīng)力

1 溫差熱應(yīng)力

1.1 溫差熱應(yīng)力的定義

根據(jù)JB/T 4734，40℃時(shí)鋁及鋁合金線膨脹系數(shù)為22.34×10-6/℃［1］。根據(jù)GB 150，40℃時(shí)碳鋼線膨脹系數(shù)為11.12×10-6/℃。鋁及鋁合金線膨脹系數(shù)是碳鋼的2倍。

罐體與底架組裝時(shí)，罐體與底架之間的溫差應(yīng)力值為0，即不存在溫差應(yīng)力。

由于運(yùn)行的外界環(huán)境溫度與組裝時(shí)溫度存在一定的溫差，純鋁（鋁合金）與碳鋼的熱膨脹系數(shù)不一致，因此鋁合金支座和碳鋼底架之間會(huì)產(chǎn)生溫差應(yīng)力。

溫差應(yīng)力會(huì)傳遞到罐體和底架，并和運(yùn)行工況的應(yīng)力迭加，會(huì)相應(yīng)加大罐體和底架的主應(yīng)力，使罐體的主應(yīng)力值超出考核指標(biāo)。因此需要釋放其產(chǎn)生的溫差應(yīng)力。

1.2 溫差的確定

車間的組裝溫度為常溫，約為10~20℃。考慮采取的溫差為50℃，（10~20℃）±50℃，可滿足國(guó)內(nèi)車輛的使用環(huán)境溫度-40~50℃的要求。

2 考核工況和評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)

在不考慮溫差應(yīng)力時(shí)，經(jīng)大連交大的有限元分析和計(jì)算，罐車車體滿足了萬(wàn)噸列車編組的考核標(biāo)準(zhǔn)，并經(jīng)四方所的車體靜強(qiáng)度試驗(yàn)，符合TB/T 1335-1996《鐵道車輛強(qiáng)度設(shè)計(jì)及試驗(yàn)鑒定規(guī)范》，通過(guò)了鐵總的技術(shù)條件的審批。

TB/T 1335-1996中沒(méi)有包含由于溫差產(chǎn)生熱應(yīng)力的計(jì)算方法和評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)，參照AAR M 1001對(duì)鐵路貨車零部件強(qiáng)度的規(guī)定：許用應(yīng)力應(yīng)以機(jī)械性能為依據(jù)，取值為屈服應(yīng)力或80%極限強(qiáng)度中的較低值，或臨界屈曲應(yīng)力，以［σ］=min［σp0.20.8σb］來(lái)表達(dá)。

根據(jù)JB/T 4734，純鋁1050A的σp0.2為35 MPa，σb為70 MPa，因此參照AAR M 1001的規(guī)定，［σ］=35 MPa，可認(rèn)為在考慮了溫差應(yīng)力的前提下，主應(yīng)力只要小于35 MPa即為合格。

罐體采用純鋁1050A，主應(yīng)力指標(biāo)宜接近表1的1050A的指標(biāo)，［σⅠ］=22.3 MPa，［σⅡ］=31.2 MPa，并小于35 MPa認(rèn)為合格。

計(jì)算方法是將溫差載荷作用于車體有限元模型的每個(gè)單元上，然后計(jì)算在溫差載荷作用和其他受力工況時(shí)車體的應(yīng)力變化。

由于溫差應(yīng)力是在實(shí)際運(yùn)用中產(chǎn)生的，考核標(biāo)準(zhǔn)也應(yīng)以實(shí)際運(yùn)用工況為準(zhǔn)。罐車裝運(yùn)為化工危險(xiǎn)品，均獨(dú)立編組，編組不超過(guò)5 000 t，考核標(biāo)準(zhǔn)為：車體第一工況的拉伸載荷為1 125 kN，壓縮載荷為1 400 kN；第二工況的壓縮載荷為2 250 kN。計(jì)算工況包括第一工況、第二工況、頂車工況及罐體穩(wěn)定性工況［2］。

第一工況包括2種組合方式，拉伸力組合方式：（垂向總載荷+1 125 kN縱向拉伸力+扭轉(zhuǎn)載荷+液力沖擊載荷+側(cè)向力+蒸發(fā)氣體壓力+溫差載荷）以及壓縮力組合方式：（垂向總載荷+1 400 kN縱向壓縮力+扭轉(zhuǎn)載荷+液力沖擊載荷+側(cè)向力+蒸發(fā)氣體壓力+溫差載荷）。

第二工況只有壓縮力組合方式：（垂向總載荷+2 250 kN縱向壓縮力+液力沖擊載荷+蒸發(fā)氣體壓力+溫差載荷）。

3 有限元模型的處理方案及計(jì)算結(jié)果

模型主要分為純鋁結(jié)構(gòu)（罐體）、鋁合金結(jié)構(gòu)（鞍座、底座及端部支座）和鋼結(jié)構(gòu)（底架）。純鋁結(jié)構(gòu)和鋁合金結(jié)構(gòu)之間通過(guò)焊縫和接觸單元來(lái)模擬連接關(guān)系，焊縫采用剛性單元模擬。

鋁合金結(jié)構(gòu)和鋼結(jié)構(gòu)之間通過(guò)螺栓連接。鋁合金座板與底架上的鐵地板間的連接關(guān)系擬采用CP連接、殼連接及接觸單元3種方法來(lái)分別模擬，對(duì)計(jì)算結(jié)果進(jìn)行對(duì)比分析。

3.1 CP連接模擬

溫差50℃，放開(kāi)罐體端部支座座板與底架鐵地板之間的縱向約束，螺栓采用實(shí)體建模，罐體中部與底架間也放開(kāi)縱向約束，全部CP連接。計(jì)算結(jié)果如圖3~圖5所示。連接方式如圖6所示［3］。

圖3 CP連接第一工況拉伸組合下純鋁的應(yīng)力云圖

圖6 鋁合金座板與鐵地板CP連接

按照TB/T 1335的考核指標(biāo)，第一工況高于指標(biāo)值約5 MPa，第二工況高于指標(biāo)值約2 MPa。但均小于35 MPa，符合AAR的要求。統(tǒng)計(jì)結(jié)果見(jiàn)表2。

表2 CP連接溫差50℃罐體應(yīng)力表

圖4 CP連接第一工況壓縮組合下純鋁的應(yīng)力云圖

3.2 殼連接模擬

溫差50℃和60℃對(duì)比。螺栓采用實(shí)體建模，罐體端部與底架連接采用殼連接，放開(kāi)縱向約束，計(jì)算結(jié)果如圖7~圖9所示。連接方式如圖10所示［3］。

圖7 殼連接第一工況拉伸組合下純鋁的應(yīng)力云圖

圖9 殼連接第二工況壓縮組合下純鋁的應(yīng)力云圖

圖10 鋁合金座板與鐵地板殼連接

計(jì)算結(jié)果表明，拉伸應(yīng)力過(guò)大，超出AAR的指標(biāo)值，而壓縮工況不超過(guò)TB/T 1335的指標(biāo)。溫差加大，對(duì)于拉伸工況影響明顯，對(duì)于壓縮工況幾乎沒(méi)影響。統(tǒng)計(jì)結(jié)果見(jiàn)表3。

表3 殼連接溫差50℃和60℃罐體應(yīng)力對(duì)照表

圖8 殼連接第一工況壓縮組合下純鋁的應(yīng)力云圖

3.3 兩端殼連接、中部CP連接模擬

溫差60℃，解除端部封頭支座座板與鐵地板間剛性單元的縱向約束，解除枕梁鞍座與枕梁上蓋板之間剛性單元的縱向約束。罐體中部底座與底架CP連接，罐體兩端的支座與底架殼連接。計(jì)算結(jié)果如圖11~圖13所示［3］。

圖11 兩端殼連接、中部CP連接第一工況拉伸組合下純鋁的應(yīng)力云圖

圖12 兩端殼連接、中部CP連接第一工況壓縮組合下純鋁的應(yīng)力云圖

圖13 兩端殼連接、中部CP連接第二工況壓縮組合下純鋁的應(yīng)力云圖

在溫差60℃時(shí)，各工況的應(yīng)力值均已超出罐體鋁材質(zhì)的屈服極限35 MPa，大點(diǎn)集中于罐體位于底架的枕梁鞍座處，因而不宜解除枕梁鞍座與枕梁上蓋板之間剛性單元的縱向約束。

3.4 接觸單元模擬

溫差50℃，放開(kāi)兩端部的縱向約束，將溫差載荷作用于車體有限元模型的每個(gè)單元上。在建模過(guò)程中將螺栓連接處的網(wǎng)格細(xì)化，用實(shí)體單元建模（如圖14所示），并在不同材料的接觸面處建立接觸單元（如圖15所示），局部細(xì)化模型和車體端部的連接情況（如圖16所示）。

圖14 螺栓的局部細(xì)化模型

圖15 建立不同材料的接觸單元

圖16 端部的連接情況

計(jì)算結(jié)果如圖17~圖19所示。第一工況拉伸，罐體的最大應(yīng)力值出現(xiàn)在罐體端部與枕梁和鞍座連接處，應(yīng)力大小為20.76 MPa（如圖17所示），未超過(guò)該工況下材料的許用應(yīng)力值22.3 MPa；第一工況壓縮，罐體的最大應(yīng)力在罐體中部與人孔交接處（如圖18所示），應(yīng)力大小為21.25 MPa，未超過(guò)材料的許用應(yīng)力22.3 MPa；第二工況壓縮，罐體的最大應(yīng)力在罐體中部與人孔交接處，應(yīng)力大小為30.26 MPa（如圖19所示），未超過(guò)材料第二工況的許用應(yīng)力31.2 MPa。應(yīng)力大的部位基本和前期的車體靜強(qiáng)度試驗(yàn)相吻合。統(tǒng)計(jì)結(jié)果見(jiàn)表4［4］。

表4 兩端接觸單元溫差50℃罐體應(yīng)力表

圖17 接觸單元第一工況拉伸組合下純鋁的應(yīng)力云圖

圖18 接觸單元第一工況壓縮組合下純鋁的應(yīng)力云圖

圖19 接觸單元第二工況壓縮組合下純鋁的應(yīng)力云圖

在溫差50℃時(shí)，各運(yùn)行工況罐體的主應(yīng)力已經(jīng)基本接近TB/T 1335的考核指標(biāo)，均有1 MPa的安全余量。距材料的屈服極限35 MPa還有一定的安全余量，滿足了AAR的考核要求。

3.5 比較結(jié)果

由于各支座的鋁合金座板與底架上的鐵地板不可焊，螺栓連接要求結(jié)合面密貼，以上分別采用CP連接、殼連接和接觸單元來(lái)模擬結(jié)合面的連接關(guān)系，計(jì)算結(jié)果表明，通常對(duì)不同材料接觸面采用的接觸單元連接進(jìn)行模擬，基本符合實(shí)際運(yùn)行工況。

4 溫差應(yīng)力的解決方案

在罐體中部在各種運(yùn)行工況受到的應(yīng)力約為5~8 MPa，最大不超過(guò)加10 MPa，加上產(chǎn)生的溫差應(yīng)力，均小于相應(yīng)的主應(yīng)力，因此罐體中部與底架連接縱向底座所產(chǎn)生的溫差應(yīng)力不需要釋放。

在罐體端部設(shè)置鋁合金箱型支座的目的是將罐車運(yùn)行中罐體封頭處所受的力有效傳遞到底架。端部支座與底架連接產(chǎn)生的溫差應(yīng)力會(huì)和運(yùn)行工況的應(yīng)力迭加，會(huì)加大罐體和底架的主應(yīng)力，因此需要釋放其溫差應(yīng)力。

采用合適的螺栓擰緊力矩，在保證螺栓連接強(qiáng)度前提下選用相應(yīng)規(guī)格的螺栓及螺栓數(shù)量，以及能滿足鋁合金座板與底架鐵地板之間的縱向變形而采取螺栓與螺栓孔間間隙的方案，當(dāng)罐體在溫差載荷和拉伸或壓縮力的作用下，產(chǎn)生的應(yīng)力大于由于螺栓緊固時(shí)產(chǎn)生的封頭端部支座與底架鐵地板結(jié)合面之間的摩擦力時(shí)，可以使封頭支座沿底架鐵地板結(jié)合面產(chǎn)生微小的縱向滑移而達(dá)到釋放溫差應(yīng)力的目的。此時(shí)的螺栓受剪切力來(lái)保證罐體穩(wěn)定。

4.1 罐體端部支座與底架的縱向相對(duì)變形量的計(jì)算

為了考察溫度變化引起的罐體與底架的變形差異，可在所建立的有限元模型中，放開(kāi)罐體端部支座與底架的縱向約束，車體只承受自重和垂直靜載的作用，并在有限元模型中對(duì)全部單元添加溫差載荷，如圖20所示。

圖20 車體有限元模型

經(jīng)有限元計(jì)算，在50℃溫差下封頭支座與底架產(chǎn)生的變形量如圖21、圖22所示。各溫差的相對(duì)變形見(jiàn)表5。

表5 溫差25℃、50℃、60℃的相對(duì)變形

圖21 A側(cè)封頭支座與底架的形變差

圖22 B側(cè)封頭支座與底架的形變差

由以上圖表可知，在50℃溫差下產(chǎn)生的端部支座鋁合金座板與底架的變形差為1.84 mm。為了保證車輛的安全運(yùn)行，釋放溫差應(yīng)力，封頭端部支座與底架縱向相對(duì)滑移2 mm即可釋放變形，保證罐體的主應(yīng)力符合考核的規(guī)定［4］。

因此封頭端部支座與底架連接的螺栓孔改為長(zhǎng)圓孔，保證螺栓桿與孔以螺栓為中心每側(cè)留有2 mm間隙，可以滿足端部支座鋁合金座板與底架的縱向相對(duì)變形。

4.2 封頭端部支座螺栓預(yù)緊力及螺栓擰緊力矩的確定

封頭支座與底架間摩擦力的大小可通過(guò)推算獲得：在模型中解除封頭支座與底架間剛性單元的縱向約束，并在封頭支座所有結(jié)點(diǎn)上添加縱向力，該力與摩擦力的方向相反，經(jīng)過(guò)反復(fù)有限元迭代計(jì)算得出，在封頭支座結(jié)點(diǎn)上添加縱向力的合力達(dá)到27.25 kN時(shí)，封頭的應(yīng)力達(dá)到21.48 MPa，未超過(guò)鋁材料第一工況的許用應(yīng)力22.3 MPa。因此封頭支座螺栓預(yù)緊力所提供的摩擦力至少為27.25 kN。考慮各種因素，取摩擦力計(jì)算值的80%為設(shè)計(jì)值，封頭支座與底架最大摩擦力為21.8 kN［4］。

對(duì)連接壓板的螺栓施加預(yù)緊力，該預(yù)緊力通過(guò)壓板放大，壓緊封頭鋁合金支座與底架鐵地板，由溫差應(yīng)力產(chǎn)生縱向力會(huì)使封頭鋁合金支座與底架鐵地板結(jié)合面產(chǎn)生了摩擦力。摩擦力與縱向力相平衡，釋放了封頭內(nèi)應(yīng)力，同時(shí)該預(yù)緊力能保證封頭支座與底架的有效連接。經(jīng)計(jì)算螺栓緊固端的預(yù)緊力Qp為50 kN，擰緊力矩為450 N?m。

共采用12個(gè)M 20的不銹鋼高強(qiáng)螺栓，其強(qiáng)度等級(jí)相當(dāng)于10.9級(jí)細(xì)牙螺栓，擰緊力矩范圍為430~480 N?m。

5 結(jié)論

用接觸單元來(lái)模擬分析鋁合金支座座板與碳鋼底架間連接的方法，有限元計(jì)算結(jié)果和車體靜強(qiáng)度試驗(yàn)基本一致。進(jìn)行的有限元計(jì)算，在溫差50℃時(shí)，各運(yùn)行工況罐體的主應(yīng)力已經(jīng)滿足了TB/T 1335和AAR的考核要求（詳見(jiàn)3.4項(xiàng)）。

通過(guò)有限元計(jì)算，采用適合的螺栓孔間隙和螺栓擰緊力矩，可以釋放鋁制罐體和鋼制底架間溫差應(yīng)力。