CRH2動(dòng)車組車體結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計(jì)

王 超 厚

(南昌鐵路通達(dá)工貿(mào)有限責(zé)任公司，330002，南昌)

0 引言

客車車體性能與乘員人身安全有著直接聯(lián)系，因此應(yīng)保證其在發(fā)展過(guò)程中具有足夠的強(qiáng)度與剛度[1]。據(jù)車體的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)及相關(guān)的結(jié)構(gòu)參數(shù)，應(yīng)用PRO/E二維裝配軟件建立了CRH2型動(dòng)車組車身上部的三維實(shí)體模型；利用ANSYS有限元軟件建立三維車身模型，對(duì)車身結(jié)構(gòu)各部件之間的相互位置關(guān)系以及它們之間的相互作用進(jìn)行了詳細(xì)地分析，確定其相應(yīng)的求解關(guān)系。也可以很容易地得出各部件之間在各工況下的相互影響情況及結(jié)果，為后續(xù)深入的研究提供了可靠的依據(jù)。并根據(jù)所求得的響應(yīng)值，運(yùn)用多目標(biāo)優(yōu)化算法，以提高車內(nèi)噪聲水平為主要目的，對(duì)原設(shè)計(jì)方案進(jìn)行改進(jìn)。本文從理論上推導(dǎo)出影響車外聲輻射的主要參數(shù)。車身是一個(gè)復(fù)雜的系統(tǒng)，在進(jìn)行三維模型仿真時(shí)，為了保證其結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和應(yīng)力滿足設(shè)計(jì)要求，需要對(duì)其進(jìn)行計(jì)算，驗(yàn)證其正確性[2]。以某車型為例，建立了該車整車動(dòng)力學(xué)分析模型。運(yùn)用多剛體系統(tǒng)理論對(duì)該車進(jìn)行動(dòng)態(tài)特性分析。并根據(jù)此分析方法對(duì)原設(shè)計(jì)方案進(jìn)行優(yōu)化處理，得出改進(jìn)方案。為以后進(jìn)一步研究奠定基礎(chǔ)。在此基礎(chǔ)上，采用數(shù)學(xué)公式法來(lái)建立有限元模型，并利用多級(jí)模態(tài)分析法進(jìn)行驗(yàn)證[3]，結(jié)果基本一致：用數(shù)學(xué)表達(dá)式法比有限元法計(jì)算得到的車輛結(jié)構(gòu)振動(dòng)頻率更接近于實(shí)際情況。因此，通過(guò)選擇合適的方法解決具體所面臨的問(wèn)題。在此基礎(chǔ)上，根據(jù)車體技術(shù)參數(shù)及國(guó)內(nèi)車輛標(biāo)準(zhǔn)，對(duì)CRH2型動(dòng)車組車體進(jìn)行了多工況載荷計(jì)算；運(yùn)用該方法，考察了在不同的負(fù)載情況下，車身是否滿足車輛的行駛工況和穩(wěn)定工況。

1 建立車體幾何模型及有限元模型

受制于不同的邊界約束影響，模型中存在多種受力情況，因此會(huì)產(chǎn)生許多細(xì)小復(fù)雜的結(jié)構(gòu)。正因?yàn)檫@些微小的缺陷往往不易引起人們的注意和發(fā)現(xiàn)，所以需要對(duì)其進(jìn)行準(zhǔn)確的處理。為了減少工作量，保證能夠得到相對(duì)正確的數(shù)據(jù)，基于此保證模型基礎(chǔ)結(jié)構(gòu)稍加簡(jiǎn)化，簡(jiǎn)化部分受力小[4]。

將總體坐標(biāo)系固定在模型中設(shè)定的位置，不允許坐標(biāo)系隨模型的設(shè)定而改變；ANSYS/LS-DYNA用于有限元軟件中，分別模擬車輛在各種工況下的動(dòng)力響應(yīng)和碰撞過(guò)程。車身由雙殼鋁合金混合型材焊制成。由于該結(jié)構(gòu)具有較好的抗腐蝕能力和良好的強(qiáng)度性能，因此被廣泛應(yīng)用于地鐵車輛中。為使車體模型符合實(shí)際行駛車體，車體應(yīng)采用“殼體”，并通過(guò)“殼體”厚度分析得到最優(yōu)厚度。

對(duì)于整個(gè)車身承載及變形應(yīng)力的構(gòu)建，因其影響較小，可以忽略。而通過(guò)減少這些結(jié)構(gòu)件就能達(dá)到降低整車質(zhì)量和成本的目的。因此，利用這種技術(shù)來(lái)提高汽車的整體性能。僅就制造工藝而言，增加倒角和圓角對(duì)結(jié)構(gòu)強(qiáng)度和剛度的影響與車身相比并不顯著，可以簡(jiǎn)化。部分零件包含孔、肩等無(wú)效部件，對(duì)車體強(qiáng)度無(wú)明顯影響。對(duì)組件表面進(jìn)行圓化，使其光滑。梁是一個(gè)結(jié)構(gòu)復(fù)雜的多孔模型，在構(gòu)造梁模型時(shí)應(yīng)本著簡(jiǎn)化和優(yōu)化的原則進(jìn)行有機(jī)簡(jiǎn)化繪圖。

在ANSYS有限元分析求解過(guò)程中，針對(duì)不同的問(wèn)題需要采用不同的方法進(jìn)行求解[5]。ANSYS網(wǎng)格劃分完成后，由于劃分的網(wǎng)格過(guò)于簡(jiǎn)單，形狀不夠合理，無(wú)法進(jìn)行精確的計(jì)算求解。這里采用Smart Size網(wǎng)絡(luò)劃分控制。本文以CRH2型動(dòng)車組的雙殼式鋁合金客車為例，建立其三維幾何模型及力學(xué)分析模型，運(yùn)用大型通用有限元軟件ABAQUS對(duì)底架結(jié)構(gòu)、車門(mén)結(jié)構(gòu)及端壁板分別建模并施加邊界條件。在對(duì)底架和門(mén)角小構(gòu)件模型進(jìn)行有限元網(wǎng)格劃分時(shí)，采用梁BEAM的188個(gè)單元進(jìn)行網(wǎng)格分隔，網(wǎng)格分隔寬度為30 mm[6]。而車身的其它構(gòu)件，例如車頂、側(cè)壁、波紋地板、端壁等均采用殼單元進(jìn)行網(wǎng)格分割，目前采用的殼單元型式為SHELL63。在建立了相應(yīng)的幾何和物理模型后，利用大型通用有限元軟件ANSYS分別對(duì)該車體結(jié)構(gòu)的靜態(tài)、動(dòng)態(tài)特性進(jìn)行數(shù)值仿真。柵格寬度最大值為80 mm。通過(guò)查閱有關(guān)文獻(xiàn)資料，可以得到如下結(jié)論：雙殼鋁合金車身總彈性模量值大小為E=6.9E4 MPa，泊松比V=0.3，總材料壓力ρ=7.8E-9 t/mm2。如圖1所描述的車身總體的有限元模擬架構(gòu)圖。

圖1 車體整體結(jié)構(gòu)有限元模型結(jié)構(gòu)圖

2 車體結(jié)構(gòu)剛度評(píng)估

進(jìn)行車體的設(shè)計(jì)之前，需要對(duì)車體的剛度進(jìn)行校核評(píng)估，從而保證設(shè)計(jì)的車體在實(shí)際使用中具有較好的剛度，由于車體結(jié)構(gòu)本身存在一定程度上的非線性因素，因此在實(shí)際運(yùn)行中不可避免地受到各種外界干擾而使系統(tǒng)發(fā)生變形，從而影響到車輛正常行駛和乘坐安全。剛度的好壞直接影響到乘客乘坐的乘車安全性及舒適性，同時(shí)也會(huì)對(duì)車體構(gòu)件造成損傷甚至導(dǎo)致材料老化。

模態(tài)分析表明：車體的一階固有頻率為10 Hz左右；本文對(duì)影響車體模態(tài)的主要因素進(jìn)行了研究，通過(guò)基于數(shù)學(xué)的和有限元多階模態(tài)分析方法，分別對(duì)其進(jìn)行了計(jì)算和試驗(yàn)[7]，然后以CRH2動(dòng)車組車體為例，分別使用了有限元法、多尺度法和邊界元法3種分析方法，來(lái)求解其振蕩頻率。在此基礎(chǔ)上，又選擇了2種典型工況分別對(duì)車輛的一階、二階和三階振型和多階彎曲固有頻率進(jìn)行了校核檢驗(yàn)。在符合國(guó)家規(guī)范中規(guī)定的彎曲固有頻率不小于10 Hz的情形下，對(duì)車輛各模態(tài)進(jìn)行了解析比較，并得出了最終的分析結(jié)論。

一階彎曲固有頻率：

(1)

其中：g是車體的重力加速度；δ是車體的結(jié)構(gòu)厚度，本文為12.71 mm；WC是空載工況下的車體重量；W是車體的實(shí)際載重；W=(車體自重+最大乘客重量-各設(shè)備集中載荷)×1.1=423.94 N，本文乘客重量取0.75 kN/人，最大乘客數(shù)取100人。

將各值代入公式(1)，求得fc=10.987 Hz。

以上求得的fc一階彎曲頻率大于10 Hz，達(dá)到國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)。

由彈性力學(xué)得到系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)微分方程：

MX′+CX′+KX=F

(2)

其中：M是車體的質(zhì)量矩陣；X是車體的位移響應(yīng)向量；C是車體的阻尼矩陣；X′是車體的加速度響應(yīng)向量；K是車體的剛度矩陣；F是車體的輸出力向量。

阻尼既可以減少對(duì)振蕩的影響，也可以降低因共振產(chǎn)生的諧振,而且對(duì)共振干擾并不明顯,因?yàn)樗惴ǖ膹?fù)雜性，可以將它省略。當(dāng)車體保持自由姿態(tài)后,其不受任何激勵(lì)，可簡(jiǎn)化系統(tǒng)過(guò)程如下：

MX′+KX=0

(3)

不計(jì)系統(tǒng)中阻尼對(duì)其的影響并且假設(shè)系統(tǒng)中不受另外的外力，基于三角函數(shù)法，可以得出質(zhì)點(diǎn)位移隨時(shí)間變化的函數(shù)關(guān)系：

xj=xAjsin(ωjt+θj),j=1,2,3,…,m

(4)

其中：xj是第j階振型的位移列矩陣；xAj是第j階振型的振幅矢量；ωj為第j階振型的固有頻率；t是振動(dòng)時(shí)間；θj是第j階振型的相位角；m是系統(tǒng)自由度。

將式(4)帶入式(3)得：

(5)

在不考慮系統(tǒng)外力情況以及阻尼所帶來(lái)的改變條件下，車體本身所具有的特性就是本節(jié)所需要求解的車體的模態(tài)。

通過(guò)計(jì)算分析可知，2種計(jì)算方法得出的一階固有頻率都滿足國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)，從而設(shè)計(jì)的車體滿足國(guó)家要求的車體剛度標(biāo)準(zhǔn)。

3 車體載荷的確定

按照J(rèn)ISE7106《鐵路一般規(guī)范》[9]所要求的標(biāo)準(zhǔn)，車體垂向動(dòng)載系數(shù)設(shè)為1.1。在空車狀態(tài)下，車體所受的垂向載荷W=388.7 kN?；谇拔牡馁樖黾胺治觯謩e計(jì)算空車和整備狀態(tài)下的垂向載荷，則[10]：

1)在空車狀態(tài)：垂向載荷大小為W=388.7 kN。

2)在工作整備狀態(tài)：垂向載荷為額定載荷，載荷大小為419.4 kN。

圖2 工作整備狀態(tài)

3)在最大載荷狀態(tài)：最大載荷，載荷大小為471.5 kN。

圖3 最大載荷狀態(tài)

根據(jù)上述可得載荷情況總表如表1。

表1 各工況及載荷情況

4 車體各工況計(jì)算優(yōu)化方案

受計(jì)算機(jī)以及環(huán)境條件等因素的制約，本文將受載模型簡(jiǎn)化為只有底架模型。 然后利用ANSYS軟件對(duì)車輛-橋梁耦合系統(tǒng)進(jìn)行模態(tài)分析。研究結(jié)果表明：在水平方向上，隨著荷載作用位置向橋面中心移動(dòng)，其頻率也隨之增加。但這種趨勢(shì)逐漸減弱。方法對(duì)車體底架進(jìn)行了均勻分布，通過(guò)數(shù)學(xué)積分與局部?jī)?yōu)化分析相結(jié)合的方式分析[11]；這簡(jiǎn)化可以有效地縮短網(wǎng)格劃分所需的時(shí)間和條件，減少對(duì)計(jì)算機(jī)的限制，復(fù)雜網(wǎng)格和復(fù)雜結(jié)構(gòu)的模型容易使計(jì)算機(jī)死機(jī)，無(wú)法進(jìn)行劃分和計(jì)算[12]；簡(jiǎn)化可以使模型約束和受力面更加清晰，可以從細(xì)節(jié)上看出模型的受載荷情況和應(yīng)力大小[13]；也可以更清楚地看出所需的優(yōu)化部位并進(jìn)行分析[14]。

4.1 工況1(空車狀態(tài))

從圖形上可以知道：應(yīng)力分布云圖中應(yīng)力值最大值為90 MPa，該應(yīng)力區(qū)間主要位于2系懸掛和橫梁接觸部位，其最大值如圖4(a)所示。根據(jù)有限元分析結(jié)果可以看出：隨著載荷的增大，底架結(jié)構(gòu)各部位受力逐漸均勻，且均處于彈性范圍內(nèi)；同時(shí)由于各點(diǎn)承受壓力不均衡導(dǎo)致節(jié)點(diǎn)發(fā)生了一定程度的破壞。底架中部橫梁結(jié)構(gòu)上出現(xiàn)位移最大值，其位移最大值如圖4(b)所示。

圖4 最大應(yīng)力部位分布云圖與最大位移部位分布云圖

4.2 工況2(額定載荷狀態(tài))

在額定載荷工況下，最大的應(yīng)力值為98 MPa，如圖5可知，最大的位移出現(xiàn)在底架中間橫梁結(jié)構(gòu)處。位移圖如圖5(b)所示。

圖5 最大應(yīng)力部位分布云圖與最大位移部位分布云圖

4.3 工況3(最大載荷狀態(tài))

在最大載荷工況下，最大的應(yīng)力值為108 MPa，由圖6可知，最大的位移出現(xiàn)在在2系懸掛部位牽引梁直角處。位移圖如圖6(b)所示。其位移最大值的圖如圖6(b)表示，具體出現(xiàn)在底架中部橫梁處。

圖6 最大應(yīng)力部位分布云圖與最大位移部位分布云圖

在車體行駛過(guò)程中，車體底架在各工況下所受的最大應(yīng)力以及最大位移數(shù)據(jù)如表2所示。

表2 各工況下所受的最大應(yīng)力

根據(jù)參考文獻(xiàn)，車體選用的制造材料為大型中空鋁型材和鋁合金擠壓型材。許用應(yīng)力范圍為205 MPa，最大應(yīng)力為108 MPa。因此在實(shí)際應(yīng)用時(shí)，應(yīng)盡可能選擇具有足夠強(qiáng)度的材料，以避免因承受過(guò)大載荷而導(dǎo)致?lián)p壞。同時(shí)為了使計(jì)算結(jié)果更為準(zhǔn)確可靠，本文還采用了有限元方法對(duì)其進(jìn)行計(jì)算分析。從比較應(yīng)力的大小可以看出，結(jié)論正確，符合實(shí)際要求。

表3 各工況下最大位移

由分析結(jié)果可得到：最大位移出現(xiàn)的位置均為位于中間橫梁上的焊接部分；這里的構(gòu)造與其它構(gòu)造相比較少，盡管應(yīng)力集中不是很明顯，但位移出現(xiàn)的次數(shù)最多。因此建議該區(qū)域?yàn)檐囕v運(yùn)行安全重點(diǎn)關(guān)注區(qū)域。通過(guò)對(duì)比不同工況下各部件振動(dòng)加速度響應(yīng)和整車垂直載荷譜，驗(yàn)證了該車設(shè)計(jì)方案合理性。通過(guò)數(shù)據(jù)可知：若車體出現(xiàn)最大位移大于30mm,則無(wú)法進(jìn)入運(yùn)營(yíng)過(guò)程；可以看出，本文得到的最大位移值為15.2 mm，滿足理論要求。

5 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

由計(jì)算結(jié)果可知：在裝配式2系懸掛和拖車梁焊縫處，受力最大；最大變形出現(xiàn)在中部的橫梁上。由此得出的結(jié)果可以為車身底盤(pán)的結(jié)構(gòu)尺寸進(jìn)行最優(yōu)設(shè)計(jì)。在建立縱梁的模式時(shí)，可以選用大跨度的縱向橫桿，使其在中部具有較大的橫斷面和較大的承載量。在邊沿部分的斷面更少，可以承受更低的承載力，既可以在負(fù)荷條件下進(jìn)行變形，又可以節(jié)省物料[15-16]。減輕了物質(zhì)的品質(zhì)。

從以上所描述的變橫斷面的應(yīng)用中，可以描繪出圖7(a)和7(b)中所說(shuō)明的最佳配置。

圖7 變截面縱梁

6 優(yōu)化后結(jié)構(gòu)分析

如圖8所示為工況3的優(yōu)化結(jié)果。

圖8 優(yōu)化后應(yīng)力分布云圖

通過(guò)對(duì)該結(jié)構(gòu)進(jìn)行了工作狀態(tài)的分析，從總體的應(yīng)力分布情況來(lái)看，該模型的最大應(yīng)力為97.8 MPa。最大的受力是在2系懸吊位置和轉(zhuǎn)向架的連接處。最大的位移出現(xiàn)在底部框架的中部橫向構(gòu)件，它的最大位移曲線見(jiàn)圖9。

圖9 優(yōu)化后的最大位移分布云圖

從表4可以看到，通過(guò)對(duì)基礎(chǔ)框架的優(yōu)化，可以獲得某些最佳效果。在沒(méi)有進(jìn)行最優(yōu)設(shè)計(jì)時(shí)，橫桿的橫斷面為常數(shù)，經(jīng)過(guò)優(yōu)化后采用了變斷面。它可以在較大的荷載和最大的變形條件下進(jìn)行加固。比較了最大位移和最大變形，在未經(jīng)調(diào)整的情況下，最大變形值為15.2 mm，最大變形值為13.7 mm。這一方案是最好的。

表4 優(yōu)化前后所得數(shù)據(jù)對(duì)比

7 結(jié)束語(yǔ)

本文通過(guò)分析2種不同的剛度模態(tài)驗(yàn)證列車結(jié)構(gòu)的合理性，基于不同的仿真工況，對(duì)其結(jié)果進(jìn)行疲勞分析及強(qiáng)度校核，通過(guò)計(jì)算分析，其結(jié)果均滿足材料的應(yīng)力條件。

由仿真結(jié)果可知，優(yōu)化的結(jié)果合理且滿足要求，同時(shí)優(yōu)化應(yīng)力集中及位移優(yōu)化也是存在必要，從而滿足更好的設(shè)計(jì)結(jié)構(gòu)要求，也是最好的優(yōu)化設(shè)計(jì)結(jié)果。