3B0軸式機(jī)車底架疲勞強(qiáng)度分析

于淼 鄭長國 馬天逸

摘要： 結(jié)合有限元和多體動力學(xué)仿真方法，探究3B0軸式機(jī)車運(yùn)行工況對底架疲勞強(qiáng)度的影響。結(jié)果表明：3B0軸式機(jī)車底架受力矩作用中間轉(zhuǎn)向架橡膠堆支反力小于兩端，致使中間轉(zhuǎn)向架橡膠堆高出兩端;隨著機(jī)車運(yùn)行線路惡劣程度的增加，車體兩端垂向振動大于中間部位且比值逐漸增大，易引起中間轉(zhuǎn)向架橡膠堆支撐不足;機(jī)車運(yùn)行線路條件惡劣時，垂向和橫向振動載荷將引起牽引座和橫向止擋焊縫附近疲勞傷損。

Abstract： Combined with finite element method and multi-body dynamics method， the influence of operating conditions on the fatigue strength of locomotive underframe with 3B0 bogie is studied. The support reaction of intermediate bogie rubber pile is less than that of both ends by the load moment on the underframe， resulting in the rubber pile of intermediate bogie higher than both ends. With the severity of running line， the vertical vibrations of the car body ends are greater than that of the intermediate， and the ratio increases gradually. It is liable to cause insufficient support for the rubber pile of the intermediate bogie. While the vertical and lateral vibration loads will cause fatigue damage near the welds of the traction base and the lateral stop.

關(guān)鍵詞： 底架強(qiáng)度;3B0軸式機(jī)車;車體振動;焊縫疲勞

Key words： underframe strength;locomotive with 3B0 bogie;car body vibration;welding fatigue

中圖分類號：U262.0 ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?文獻(xiàn)標(biāo)識碼：A ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ? ?文章編號：1674-957X（2022）05-0034-03

0 ?引言

目前，機(jī)車多由兩軸或三軸轉(zhuǎn)向架為單元組成，即以B0-B0和C0-C0軸式為主。對于小半徑曲線較多、坡度較大的線路，因其整體改造成本高，大多選取更加適用的3B0軸式機(jī)車來改善列車運(yùn)行性能。但與此同時因運(yùn)行線路復(fù)雜，外載荷條件相對惡劣，機(jī)車結(jié)構(gòu)及零部件容易受到損壞，例如，機(jī)車底架中間牽引座兩側(cè)中梁底板對接焊縫焊趾處以及中間牽引座與下蓋板角焊縫焊趾處疲勞強(qiáng)度相對薄弱。

對于車體疲勞傷損的研究方法主要包括現(xiàn)場調(diào)研及試驗和仿真分析。在現(xiàn)場調(diào)研及試驗方面，SEO Sung等利用模擬實(shí)際動載荷的大型試驗方法評價鋁合金車體疲勞強(qiáng)度[1]。哥倫比亞地鐵鋁合金車體的枕梁在同一位置多次出現(xiàn)裂紋，現(xiàn)場從枕梁加固和優(yōu)化焊接工藝兩方面對其修復(fù)[2]。梁圣童通過對某出口機(jī)車底架主梁局部裂紋的大量現(xiàn)場調(diào)查，得出底架主梁魚腹圓弧過渡部位的曲線半徑和工藝焊接順序為主要因素[3]。趙方偉等根據(jù)實(shí)測車體關(guān)鍵部位動應(yīng)力數(shù)據(jù)獲得小應(yīng)力循環(huán)對車體疲勞損傷的影

響[4]。在仿真分析法方面，Jun HK等利用斷裂力學(xué)，結(jié)合有限元方法和物理載荷試驗，研究了動車組底架裂紋的臨界尺寸和擴(kuò)展速率[5]。馬思群等基于等效結(jié)構(gòu)應(yīng)力法和Miner線性累積疲勞損傷理論，提出初始焊接缺陷的存在明顯降低車體的抗疲勞特性[6]。盧耀輝等采用固有應(yīng)變法計算了動車組鋁合金車體的焊接殘余應(yīng)力分布，提出焊接殘余應(yīng)力明顯改變最大主應(yīng)力的方向[7]。

目前對于車體疲勞傷損的研究主要集中于焊縫疲勞評價和焊接工藝兩個方面，對于車輛系統(tǒng)振動特性和運(yùn)行工況的影響研究甚少，尤其是缺少3B0軸式機(jī)車三轉(zhuǎn)向架的力學(xué)特性分析。本文將結(jié)合有限元和多體動力學(xué)仿真方法，開展3B0軸式機(jī)車底架疲勞強(qiáng)度計算分析，探究機(jī)車運(yùn)行工況對底架疲勞強(qiáng)度的影響。

1 ?車體結(jié)構(gòu)靜強(qiáng)度分析

機(jī)車總重76.2噸，最高運(yùn)行速度為100km/h，軸式為B0-B0-B0（即3B0）。機(jī)車為內(nèi)走廊式、底架承載結(jié)構(gòu)，從底架分上、下兩部分：上部分包括各室和內(nèi)部設(shè)備，分別為一端司機(jī)室、輔助室、冷卻室、動力室、電氣室、二端司機(jī)室，其中，燃油箱設(shè)在兩端司機(jī)室后墻，柴油機(jī)發(fā)電機(jī)組設(shè)在動力室;下部分包括三個兩軸轉(zhuǎn)向架，2個總風(fēng)缸，4個蓄電池箱。機(jī)車上部通過六個橡膠堆座作用在轉(zhuǎn)向架上。每個轉(zhuǎn)向架通過一個牽引銷與底架連接在一起，轉(zhuǎn)向架設(shè)有橫向止擋。車體板件材料和鑄件材料分別選用Q235B和ZG230-450。車體底架主要采用4節(jié)點(diǎn)等參薄殼單元模擬主體結(jié)構(gòu)，用質(zhì)量元來模擬附加結(jié)構(gòu)的質(zhì)量。由于底架設(shè)備重量及位置分布對其結(jié)構(gòu)振動有很大影響，因此具有明確安裝位置及質(zhì)心的設(shè)備以集中質(zhì)量的形式施加在各自的質(zhì)心位置。其它設(shè)備以均布力的形式加在各自的位置上，如各室鋼結(jié)構(gòu)、內(nèi)裝、油漆、布線等。殼單元的尺寸在大多數(shù)的結(jié)構(gòu)部件中的典型長度約為20～30mm，而在更多的細(xì)化區(qū)域則要小一些。車體鑄件以及二系懸掛橡膠堆采用實(shí)體單元離散模擬。模型共有209880個節(jié)點(diǎn)和275747個單元，車體結(jié)構(gòu)如圖1所示。

三個轉(zhuǎn)向架二系懸掛橡膠堆上表面距軌面高度在設(shè)計時是一致的，但現(xiàn)場發(fā)現(xiàn)某些機(jī)車解體后出現(xiàn)中間轉(zhuǎn)向架的橡膠堆高度明顯高于兩端距軌面高度。針對該情況，對車體底架進(jìn)行靜強(qiáng)度計算分析。在垂直靜載工況下，中間轉(zhuǎn)向架橡膠堆處支反力小于兩端，但從機(jī)車底架重量分布情況來看，中間部位的動力室由于配有柴油發(fā)電機(jī)組，重量分布大于兩端。由機(jī)車底架位移計算可知，底架兩端最大位移約為4.79mm，而中間部位約為0。因此，在三個轉(zhuǎn)向架支撐作用下，出現(xiàn)如圖2所示情況，在力矩作用下中間轉(zhuǎn)向架橡膠堆支反力反而小于兩端，長此以往將導(dǎo)致中間轉(zhuǎn)向架橡膠堆高出兩端，甚至在某些振動載荷較大的工況將導(dǎo)致中間轉(zhuǎn)向架橡膠堆支撐不足的情況發(fā)生。因此，在探究機(jī)車底架中部容易發(fā)生疲勞傷損的原因時，將重點(diǎn)考慮中間轉(zhuǎn)向架橡膠堆支撐不足工況。

2 ?機(jī)車運(yùn)行動態(tài)分析

利用多體動力學(xué)仿真方法，探究運(yùn)營工況下與三個轉(zhuǎn)向架位置相對應(yīng)的車體底架振動情況，建立機(jī)車-軌道系統(tǒng)動力學(xué)模型。軌道不平順是引發(fā)列車振動、輪軌作用力增大的主要因素，不同軌道不平順對機(jī)車車輛平穩(wěn)運(yùn)行影響各異。結(jié)合現(xiàn)場實(shí)際運(yùn)用軌道情況，軌道不平順譜分別采用了美國四級譜（AAR4）和美國五級譜（AAR5）。設(shè)機(jī)車運(yùn)行速度為100km/h，匯總與三個轉(zhuǎn)向架位置相對應(yīng)的車體垂向振動加速度最大值如圖3所示。

由圖3可以看出，兩端轉(zhuǎn)向架位置對應(yīng)的車體垂向振動加速度大于中間轉(zhuǎn)向架位置。當(dāng)軌道不平順譜為AAR5時，車體兩端最大垂向振動約為中間部位的1.5倍;當(dāng)軌道不平順譜為AAR4時，車體兩端最大垂向振動上升為中間部位的1.8倍左右。隨著機(jī)車運(yùn)行線路惡劣程度的增加，車體兩端垂向振動與中間部位的比值逐漸增大。結(jié)合有限元和多體動力學(xué)仿真結(jié)果可以進(jìn)一步得出實(shí)際運(yùn)營工況可能存在中間轉(zhuǎn)向架橡膠堆支撐不足的情況。

3 ?疲勞載荷工況分析

通過對該機(jī)車車體靜強(qiáng)度工況[8]計算可知，母材應(yīng)力在考慮安全系數(shù)的情況下均小于按標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范確定的許用應(yīng)力，車體結(jié)構(gòu)靜強(qiáng)度符合相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范的要求。因此，下面將從結(jié)構(gòu)疲勞角度探究機(jī)車車體底架中部容易發(fā)生疲勞傷損的原因。

在縱向載荷方面，考慮機(jī)車牽引、制動對車體底架疲勞傷損產(chǎn)生的影響。通常應(yīng)在技術(shù)規(guī)范中規(guī)定由于牽引/制動產(chǎn)生的載荷循環(huán)的數(shù)值大小，但如果沒有規(guī)定的可用數(shù)據(jù)，縱向振動載荷可以取0.15g[8]。計算中間轉(zhuǎn)向架橡膠堆支撐不足工況下車體底架第一主應(yīng)力可知，在牽引座和橫向止擋焊縫附近存在應(yīng)力集中;且牽引工況對牽引座和橫向止擋附近部位應(yīng)力影響較大，而制動工況對其影響較小。標(biāo)準(zhǔn)[8]提供的機(jī)車垂向和橫向加速度經(jīng)驗值分別為（1±0.25）g和±0.2g。由于實(shí)際運(yùn)行線路情況相對惡劣，分別計算垂向載荷（1±0.25）g、（1±0.5）g、（1±0.75）g、（1±1.0）g工況下機(jī)車車體結(jié)構(gòu)強(qiáng)度，即垂向振動載荷0.5g、1.0g、1.5g、2.0g工況。由于底架疲勞傷損容易出現(xiàn)在中間牽引座兩側(cè)中梁底板對接焊縫（簡稱橫向止擋附近）以及中間牽引座與下蓋板角焊縫處（簡稱牽引座附近），匯總相應(yīng)部位（牽引座、橫向止擋附近）的第一主應(yīng)力最大值如圖4所示。結(jié)合前文分析所得中間轉(zhuǎn)向架橡膠堆支撐不足情況，將中間轉(zhuǎn)向架二系懸掛支撐力范圍設(shè)為0～100kN，間隔10kN取值。

由圖4可以看出，隨著垂向載荷的增加以及中間轉(zhuǎn)向架二系懸掛支撐力的減少，牽引座和橫向止擋焊縫附近的第一主應(yīng)力逐漸上升，且牽引座附近上升更快。根據(jù)鋼結(jié)構(gòu)疲勞標(biāo)準(zhǔn)[9]，參照鋼材的焊縫接頭形式，對于牽引座和橫向止擋焊縫附近部位，鋼材的疲勞強(qiáng)度為51.31MPa。因此，圖4中部分線路條件惡劣工況的第一主應(yīng)力超過疲勞強(qiáng)度限值，將引起焊縫附近疲勞傷損。

考慮線路不平順引起的垂向和橫向振動載荷同時存在的工況，橫向振動加速度取±0.2g（即0.4g）。獲得底架容易發(fā)生疲勞傷損部位（牽引座、橫向止擋附近）的第一主應(yīng)力最大值如圖5所示。

由圖5可以看出，在橫向載荷和垂向載荷共同作用下，橫向載荷的存在增大了牽引座和橫向止擋焊縫附近的第一主應(yīng)力值，且橫向止擋焊縫附近的響應(yīng)更加明顯。因此，橫向載荷將加速橫向止擋附近疲勞傷損的出現(xiàn)。

4 ?結(jié)論

①3B0軸式機(jī)車底架在三個轉(zhuǎn)向架二系懸掛橡膠堆支撐作用下，受力矩作用中間轉(zhuǎn)向架橡膠堆支反力小于兩端，致使中間轉(zhuǎn)向架的橡膠堆距軌面高度高于兩端。

②兩端轉(zhuǎn)向架位置對應(yīng)的車體垂向振動加速度大于中間轉(zhuǎn)向架位置，且隨著機(jī)車運(yùn)行線路惡劣程度的增加，車體兩端垂向振動與中間部位的比值逐漸增大，易引起中間轉(zhuǎn)向架橡膠堆支撐不足。

③牽引工況對牽引座和橫向止擋附近部位應(yīng)力影響較大，而制動工況對其影響較小。當(dāng)機(jī)車運(yùn)行線路條件惡劣時，垂向和橫向振動載荷將引起牽引座和橫向止擋焊縫附近疲勞傷損，橫向振動載荷對橫向止擋作用更明顯。

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[9]BS EN 1993 Fatigue strength of steel structures Part 1.9： Fatigue strength of steel structures[S]. 2002.