54-地铁B型车车体静强度及模态计算1.doc

第二届中国CAE工程分析技术年会地铁B型车车体静强度及模态计算羊 玢1，孙庆鸿1，黄文杰2，朱壮瑞1，张卫华3（1东南大学 机械工程系，江苏 南京 210096；2南京浦镇车辆厂 城市轨道车辆研究所，江苏 南京 210031; 3西南交通大学牵引动力国家重点实验室，四川 成都 610031)摘要：应用有限元方法及ANSYS软件建立了地铁车辆车体结构有限元分析模型，根据地铁车辆受力分析和危险程度，选择拖车（头车）作为计算分析对象，确定了有限元模型的计算载荷、常见计算工况和评定标准，计算了车体在整备状态下的车体静强度，分析了整备状态和超常状态下的固有频率和振型。结果表明，地铁车体静强度在常见计算工况下皆能满足相关标准的要求，车体一阶扭转和一阶垂向弯曲自振频率偏低，一般要求车体在整备状态下的自振一阶垂弯频率应大于10 Hz，以避开转向架的点头频率。因此提出了减小结构质量的同时增大结构刚度，在满足车体强度要求下，可以实现以降低次要的振型频率来提高主要的振型频率，并可进一步地减轻车体质量。关键词：地铁车辆；车体结构；静强度；振动模态中图分类号：U231 文献标识码：AStatic strength and mode analysis of B-type Subway bodyYANG Bin, SUN Qing-hong, HUANG Wen-jie, ZHU Zhuang-rui, DAI Jia-peng, JIANG Yan-qing(1.Department of Mechanical Engineering, Southeast University, Nanjing 210096;China2. Urban Rail Vehicle Institution, Nanjing Puzhen Rolling Stock Works, Nanjing 210031;China 3. National Traction Power Key Laboratory, Southwest Jiaotong University, Chengdu 610031, China）Abstract：This paper established a particular finite element analysis model of subway vehicle car body structure with the finite element method and ANSYS software, and took tow truck as analytical object according subway vehicles load and dangerous grade. It was pointed the FEM calculational load、constant operating condition and assessing standard. Reckoned subway bodywork static strength under all-setup and its inherent frequencies and vibration model. The results indicate subway car body structure satisfies constant operating condition relative design requirements, at the same time, its first step torsion and vertical bend vibration frequencies are smaller than 10 Hz, which is overall bogie pitching frequency. Therefore, this paper presents decreasing structure mass while improving structure stiffness. Under the condition of meeting body strength, reducing secondary vibration frequency to improve primary vibration frequency and ulteriorly alleviating body mass are also brought forward. 4 tabs, 16 figs, 10refs. Key words：Subway vehicle; car body structure; static strength; vibration mode Author Resume：YANG Bin(1974-), male, lecturer, doctoral student, 86-25-85427121, 1 引言289地铁B型车包括动力车和拖车，其车体主要承载件，除车头、枕梁和牵引缓冲梁由钢构件焊接而成，其余均由铝合金型材焊接或铆接构成，并且钢结构部件与铝合金部件是用铆钉或螺栓连接。由于中国地铁建设尚处于初级阶段，尽管有不少关于轮轨关系的定性描述，但对地铁振动荷载定量分析的研究还较少，目前中国还没有制定地铁强度标准和载荷工况标准，此次计算分析主要参照国外地铁车辆技术标准和铁路运输行业标准TB/T2541-1995“内燃、电力机车车体静强度试验方法”、国标GB3314“内燃机车通用技术条件”等规范和标准，确定车体的计算载荷、计算工况以及车体静强度、刚度、模态频率等计算结果要求。在有限元计算模型建立中，由加工等因素带来的但不影响结构分析的小特征被简化或忽略。结构件之间联接强度较大处采用刚性连接来代替焊接及铆接。配重采用质量单元来代替，忽略结构件的具体几何形状1,2。根据受力分析和危险程度，选择拖车（动车）作为计算分析对象。2 车体结构的有限元模型2.1 有限元模型坐标定义由于B型车的拖车模型是纵向对称的，对于对称荷载只将结构的一半模型化（B侧），在本文中所有涉及坐标系的方向，均以下面的定义为准（见图1）：车的结构以YOZ平面为对称面；原点O：司机室地板前端中央；X向：从结构对称面指向车体侧墙；Y向：从地板指向车顶； Z向：从司机室指向车尾。图1 有限元模型坐标Fig.1 Finite element model coordinate2.2 载荷约束和边界条件3,42.2.1整备状态和垂直过载工况以无设备的车体为基准，考察在整备状态下的车体垂向变形，用一个总重量6616 Kg的压载对车体进行加载，模拟总装和设备。动车在超员载荷下为最大载客情况，乘客为347人，每人质量按60 Kg计算，共20820 Kg。半车为10410 Kg，按均载作用在地板上，按照半车模型计算,半车体自重为4100 Kg，按照惯性力进行施加，设备质量为6616 Kg，按实际位置附近施加集中质量力（见图2）。图2 整备状态和垂直过载Fig.2 All-equipped and upright load 2.2.2工作顺序的上梁压缩荷载3工作顺序的上梁压缩荷载工况是在上梁高度施加200 KN的静态压缩荷载以确定车体结构在冲撞条件下的行为（见图3）。图3 梁压缩荷载Fig.3 Upper beam compression load 2.2.3工作顺序的组合荷载在驾驶室端防爬器上施加一个压缩荷载与一个垂直荷载的组合以确定车体结构在冲撞条件下的行为，1200 kN的压缩荷载在相对的防爬器上产生反作用力（见图4）。图4 组合荷载Fig.4 Combination load 2.2.4超常垂直荷载中的车钩压缩荷载通过车钩牵引装置施加600KN的静态压缩荷载以确定车体结构在挂钩、相碰和冲撞条件下的行为（见图5）。 图5 车钩压缩荷载Fig.5 Vehicle clasp compression load 地铁B型车拖车的车体结构有两种类型的材料：车体由铝合金纵向型材和壳组成；车身枕梁、端梁和驾驶室结构是钢制的。B型车的拖车车体结构、钢端梁和驾驶室端都用壳单元Shell代表。引入底架设备荷载时其密度施加在壳单元上5。由一个车体模型、一个驾驶室模型、两个车体枕梁模型和一个钢端梁模型组成，建立的车体有限元模型包括124 532个壳单元、381个梁单元、657个质量单元，共计102 175个节点（见图6，7）。图6 有限元离散模型 Fig.6 Finite element mesh model图7 有限元局部模型 Fig.7 Finite element local model3 车体结构有限元分析3.1 整备状态载荷工况6如图8所示，在两枕梁之间的车体地板处测得车体的最大垂向挠度为-8.15 mm。本计算所有应力结果采用当量应力（Von Mises），此应力不得超过许用应力。当量应力的计算公式为式中：为当量应力（MPa）；为主应力（MPa）。整个车体的Von Mises等效应力分布如图9所示，整车（包括所有铝制和钢制部件）的最大等效应力为53.56MPa，小于铝制部件和钢制部件的许用应力（屈服应力的80）。图8 车体的变形Fig.8 Body distortion图9 整备状态最大等效应力Fig.9 All-setup maximal Von Mises stress 3.2垂直过载载荷工况垂直过载载荷工况的计算目的是确定结构的总体刚度以及在垂直过载下的行为。在两枕梁间车体地板处测得车体的最大垂向挠度为-19.5 mm。车体的Von Mises等效应力分布见图10，在第2根侧墙大立柱与窗下板的连接处测得整车的最大Von Mises等效应力160.03 MPa。如表1所示，所有钢制和铝制部件的最大Von Mises等效应力均小于他们的许用应力（屈服应力的80），除A位（窗下板与中间柱的第1上线处）的盲铆件的剪切力略大于许用剪切力外，所有焊缝和盲铆件是安全的。图10 垂直过载最大等效应力Fig.10 Upright load maximal Von Mises stress表1 各部件最大等效应力 Tab.1 Maximal Von Mises equivalent stress /Mpa部件最大Von Mises等效应力许用应力侧墙160.0160车顶126.3160底架115.18160司机室58.73448前枕梁132.63280后枕梁117.45280缓冲梁56.044483.3工作顺序的上梁压缩荷载工况整个车体的Von Mises等效应力分布见图11。在铝制上梁与驾驶室的连接处测得整个车体的最大Von Mises等效应力132 MPa。所有钢制和铝制部件的最大Von Mises等效应力均小于他们的许用应力（屈服应力的80），所有焊缝和盲铆件是安全的。 图11 最大等效应力（细节）Fig.11 Maximal Von Mises equivalent stress (detail)3.4 工作顺序的组合荷载整个车体的Von Mises等效应力分布见图12和表2。在钢制驾驶室防爬器上测得整个车体的最大Von Mises等效应力466.02 MPa。侧墙第2根小立柱与上边梁连接处测得铝制部件最大Von Mises 等效应力72.53 MPa，见图13。图12 组合荷载最大等效应力Fig.12 Combination load maximal Von Mises stress表2 各部件最大等效应力 Tab.2 Maximal Von Mises equivalent stress /Mpa部件最大Von Mises等效应力许用应力车顶72.53160底架61.12160司机室466.02448前枕梁79.14280后枕梁28.77280缓冲梁302.94448车顶72.53160图13 最大等效应力（细节）Fig.13 Maximal Von Mises equivalent stress (detail)3.5 超常垂直荷载中的车钩压缩荷载工况整个车体的Von Mises等效应力分布见图14和表3，在缓冲梁和底架边梁相连处测得整车的最大Von Mises等效应力499.36 MPa。所有钢制和铝制部件的最大Von Mises等效应力均小于他们的许用应力（屈服应力的80），除A位（窗下板与中间柱的第1上线处）的盲铆件的剪切力略大于许用剪切力外，所有焊缝和盲铆件是安全的。图14 车钩压缩最大等效应力Fig.14 Clasp compression maximalVon Mises stress表3 各部件最大等效应力 Tab.3 Maximal Von Mises equivalent stress /Mpa部件最大Von Mises等效应力许用应力侧墙58.63160车顶61.89160底架87.89160司机室448.46448前枕梁52.53280后枕梁29.13280缓冲梁499.364483.6 车体模态分析7对车体进行了模态分析，考核车体固有的动态特性。计算了在整备状态和超常垂直荷载下的一阶扭转和一阶垂向弯曲，其值见表4，整备状态一阶模态见图15-16。表4 车体自振频率 Tab.4 Body self- vibration frequency /Hz模态整备状态超常垂直荷载一阶扭转8.077.005一阶垂向弯曲8.2807.653图15 一阶扭转模态Fig.15 First step torsion mode 图16 一阶垂向弯曲模态Fig.16 First step vertical bend mode 4 车体结构改进措施8,9,10（1）根据计算分析，车头立柱强度偏低，在工作顺序的车钩压缩荷载工况，在车头立柱根部有较大的弯曲应力，在原设计中，立柱根部无支撑，经计算校核，须加马蹄结构的支撑才能通过校核。（2）前防爬器安装座的应力很高，原设计的防爬器安装座的承载主体是一圆筒形，产生较大的弯曲应力。通过增加壁厚和筋板，应力降至400 MPa左右，满足设计要求。（3）增加司机室钢骨架与钢地板的连接，将连接板厚度由5 mm改为10 mm，增加缓冲梁外面钢板的厚度由4 mm增至8 mm，上盖板由6 mm增至8 mm，在防爬器位置增加4 mm的加强筋板，同时在与边梁连接板处也增加了8 mm筋板，防爬器座上的上下筋板与前防爬器座上的一样。（4）为了确保车体具有较好的乘坐舒适性和达到结构预期的疲劳寿命，应在设计、制造中加强车顶与侧墙、侧墙与地板的连接强度，重视该部位焊接质量，以提高其疲劳寿命。4 结 语从所进行的不同计算结果的分析可得出下列结论：（1）改进车体结构后，所得到的变形和应力与此种结构一般所容许的相符，车体结构能够在不造成永久变形的情况下承受所有静态荷载。（2）经过对车体的模态分析表明，一阶扭转频率偏低，表明该车体结构刚度偏小，一般要求车体在整备车体整备状态下的自振一阶垂弯频率应不低于10 Hz，以避开转向架的点头频率。最理想的方案是减小结构质量的同时增大结构刚度，在满足车体强度要求下，可以实现以降低次要的振型频率来提高主要的振型频率，并可进一步地减轻车体质量。（3）经过对改进车体结构后的分析表明，一阶扭转频率和一阶弯曲频率与国外的地铁车基本一致，达到设计要求。参考文献：References：1 刘岩. 我国高速铁路客车轻量化车体最优结构研究J. 轻合金加工技术, 2000, 28 (5)：41-43.LIU Yan. 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