重载电力机车车体的设计与强度计算.pdf

1、第 26卷 第 5期计算机仿真2009年 5月文章编号: 1006 - 9348 ( 2009) 05 - 0282 - 04重载电力机车车体的设计与强度计算章国泉1 ,王生武2 ,王松3 ,项文路3( 1. 大连交通大学交通运输工程学院 ,辽宁大连 116028; 2. 大连交通大学土木与安全工程学院 ,辽宁大连 116028;3. 大连机车车辆有限公司 ,辽宁大连 116022 )摘要:针对自主设计研发的总功率为 9600kW 的 6 轴新型重载电力机车的突出问题 ,要解决在纵向牵引制动载荷增加的条件下 ,车体挠度明显增大、工作应力大大增加 ,同时又要合理减重。为此 ,利用 ANSY有限元

2、软件 ,针对新型重载电力机车的特点 ,首先借鉴国内外车体结构技术标准和重载机车的实际运行状态研究确定了机车的载荷工况 ,并对车体结构的强度和刚度进行了有限元分析;根据各种工况下应力的分布特点 ,并基于抗疲劳破坏的观点 ,分析了车体结构所存在的问题 ,并提出了相应的改进方案。比较分析的结果表明 ,改进方案既保证了车体的刚度与强度 ,又收到了比较明显的减重效果 ,是一种比较合理的改进结构。关键词:电力机车;重载;车体;结构分析;有限元中图分类号: U260. 2 文献标识码: BD esign and Strength Ca lcula tion for HeavyHaul Electr ic L

3、 ocom otive CarbodyZHAN G Guo - quan1 ,WAN G Sheng - wu2 ,WAN G Song3 , X IAN G W en - lu3( 1.School of Traffic Engineering, Dalian J iaotong University, Dalian L iaoning 116028, China;2. School of Civil and Safety Engineering, Dalian J iaotong University, Dalian L iaoning 116028, China; 3. Dalian L

4、ocomotive and Rolling Stock L td, Dalian L iaoning 116022, China)ABSTRACT:One of the outstanding p roblem s for the new 6 axis heavy haul electric locomotive with total power of9600kW ,designed and developed by our country independently,is to solve the p roblem of the increase in deflectionand stres

5、s of carbody under the conditions that the braking load of longitudinal traction has increased significantly, while the weight reduction should be reasonable. Therefore, according to the characteristics of new heavy haul electriclocomotive, the strength and stiffness of carbody structure are analyze

6、d by FEsoftware of ANSYS based on the loadcases determ ined by both the technical standards at home and the abroad andthe actual running status of the heavyhaul locomotive.The existing p roblem s are analyzed and the imp roved scheme is put forward according to the distribution features of stresses

7、in different loadcases and on the basis of the viewpoint of fatigue failure. The imp roved structure is reasonable because not only the stiffness and strength of carbody can be ensured,but also the effect of weightreduction is significant.KEYW O RD S: Electric locomotive; Heavy haul; Carbody; Struct

8、ure analysis; Finite element1引言项不可缺少的重要研究内容。宁如斌 3 等对 HXD2 型重载为了快速提高铁路的运输能力 ,近年来我国大力发展高货运电力机车的总体结构进行了详细的论述 ,并且通过试验速重载铁路 ,目前 ,国内已经进入积极研发大功率重载交流验证了结构设计的合理性。王松 1 、王明岩 4 分别对传动电力机车阶段 ,已经取得了一定的突破 ,成功研制了许120km / h和 HXD3 型重载交流传动货运电力机车进行了强多的货运电力机车 1 - 6 。度和刚度计算。金希红 5 等针对 SS4 改型机车车体的纵向在新型或大功率机车的设计研发过程中 ,利用计算机的

9、载荷提高情况 ,对车体结构进行了改进和强度校核。有的学者 2 6 在结构强度分析的基础上 ,还对车体的疲劳强度进行虚拟仿真 ,对机车车体结构的合理性和强度等进行评价是一了分析。本文的研究对象为总功率 9600kW 的 6轴重载交流传动收稿日期: 2008 - 04 - 07 修回日期: 2008 - 05 - 05电力机车的车体结构,该机车是我国目前自主设计、开发研22 282 制的单轴功率最大的电力机车。与以往的电力机车相比 ,设计的纵向压缩力从原来的 2000kN 增加到 3000kN ,这是它的显著特点之一。这也必将导致在压缩工况时车体结构的挠度和应力水平的增加。因此 ,需要进一步提高车

10、体结构整体的刚度和强度 ,这主要通过增加侧墙板厚度等措施来实现 ,这也是本次研究的车体结构不同于以往机车的一个明显的特点。本文主要针对此新型大功率电力机车载荷与结构的新特点 ,对机车车体的结构进行强度评价和合理性分析 ,并根据计算结果和潜在的问题 ,进行了结构改进。研究结果将为新型大功率交流传动电力机车的设计和研制 ,以及车体结构的改进提供重要的依据。同时 ,在机车研制过程中 ,对机车车体结构进行疲劳寿命评价也是保证机车车辆安全运行的一项不可缺少的重要工作。2重载机车车体的结构简述车体结构作为整个机车的主要承载部件 ,对其承载能力提出了一定的要求 ,本次设计采用的 3000kN 纵向压缩力 ,

11、大大高于以往任何机车车体的载荷 ,因此也对该大功率电力机车车体的强度和刚度提出了更高的要求。同时 ,包括司机室结构、侧墙板厚度等都成为强度设计的重要内容。底架采用框架式带贯通式中梁的主承载结构及两端牵引梁式的牵引结构。底架是整个车体的主要受力构件 ,它不但承受车体本身的重量和车内所有设备的重量 ,同时还传递牵引力和制动力 ,因此底架必须具有足够的强度和刚度。3弹性有限元求解方法以单元节点位移为基本未知数 ,依据变分原理中的最小 势能原理来建立有限元求解方程。单元内任一点位移的矩阵形式可用下式表示 :阵 , p ( e) 为单元的节点力列向量。集合所有单元的刚度方程 ,利用最小势能原理建立结构的

12、节点荷载和节点位移之间的关系式: K U = P( 5)式中 , K 为整体刚度矩阵; P为结构荷载矩阵 ; U 为结构位移矩阵。引入位移和载荷边界条件 ,对式 ( 5 )形成的大型方程组求解 ,即可求出结构节点位移 ,进而通过式 ( 2 ) 、( 3 ) 求出结 构的应力和应变。4车体的刚度和强度计算4. 1计算模型的建立车体的强度、刚度分析采用 ANSYS有限元软件。由于 车体结构不完全具有对称性 ,为保证有限元计算的准确性 ,本次对车体结构整体建立计算模型。底架全部采用壳单元 ,司机室采用了壳和梁单元 ,侧墙的立柱采用梁单元 ,其余全部采用壳单元。由于顶盖不参加承载 ,故在计算时只考虑它

13、的重量。本模型共有单元 80915个 ,节点 75707个 ,其中壳单元 77963个 ,梁单元 2952个。模型采用的材料参数为: 弹性模 E = 206GPa,泊松比 = 0. 3,密度= 7850kg /m3 。4. 2计算工况选取为考察车体的强度和刚度 ,根据机车在使用过程中的实际情况 ,参考 TB / T2541 - 1995内燃、电力机车车体静强度 试验方法标准 7 、TB / T1335 - 1996铁道车辆强度计算及 试验鉴定规范标准 8 、BSEN12663铁道应用 - 轨道车身的 结构要求标准 9 ,计算其下述工况的静强度及变形 :工况一 ,垂直静载 (车体结构重量 +车上

14、设备重量 ) ×g;工况二 ,垂直动载 (车体结构重量 +车上设备重量 ) ×1. 3g;w = N u ( e)( 1)式中 , w为单元内任一点的位移列向量 , N 为形函数矩阵 , ue 为单元的节点位移列向量。利用几何方程 ,由表达式 ( 1 )导出的用节点位移表示单元内任意一点应变的关系式为: = B u ( e)( 2)工况三 ,纵向压缩 垂直动载 工况四 ,纵向拉伸 垂直动载 工况五 ,起动牵引 垂直静载 工况六 ,前端救援 垂直静载 工况七 ,整车起吊 垂直静载 工况八 ,后端救援 垂直静载+ 3000kN 压缩力 ;+ 2500kN 拉伸力 ; +转向架质

15、量 ×3g; +前端转向架质量 ×g; +转向架质量 ×g; +后端转向架质量 ×g;式中 , 是单元内任一点的应变列向量 , B 为单元应变矩阵。利用物理方程 ,进一步由表达式 ( 2 )导出用节点表示单元应力的关系式: = D B u ( e)( 3)式中 , 为单元内任一点的应力列向量 , D 为与单元材料有关的弹性矩阵。根据虚功原理 ,建立各单元节点力和节点位移之间的关系式:p ( e) = k ( e) u ( e)( 4)式中 , k ( e) = B T D B dxdydz称为单元刚度矩初期设计所使用的材料主要是低合金高强度钢 Q345E

16、,屈服极限s = 345 M Pa, 强度极限 b = 470630 M Pa。车体结构许用应力的选取参照有关标准和规范。各种工况的安全系数根据机车的实际运行及可能出现的情况取不同的值 ,如表 1所列。表 1安全系数选取值工况安全系数许用应力(MPa)垂直静载 ,垂直动载2172.5起动牵引1. 5230 283 纵向压缩、纵向拉伸、前端1345救援、整车起吊、后端救援4. 3计算结果工况一 ,垂直静载 : 整车的最大应力发生在中梁中部连接部件与变压器梁腹板的搭接位置 ,为 65M Pa。司机室的应力均小于 20M Pa,最大值为 14M Pa,位于侧门下角。侧墙与底架的其余位置应力均小于 4

17、0M Pa。工况二 ,垂直动载 : 整车的最大应力发生在中梁中部连接部件与变压器梁腹板的搭接位置 ,为 84M Pa。司机室的应力均小于 30M Pa,最大值为 20M Pa,位于侧门下角。侧墙与底架的其余位置应力均小于 60M Pa。工况三 ,纵向压缩 : 底架的最大应力为 313M Pa,发生在侧梁尖端与端部的连接位置 ,低于许用应力。侧墙上的最大应力为 301M Pa,位于侧墙与司机室相连的尖端 ,也小于许用应力。而整个车体上的最大应力发生在司机室侧窗拐角处 ,达到 494M Pa (见图 1) ,超过了许用应力。在此工况下 ,应力较大的地方主要集中在 ,司机室侧窗附近的板件、侧窗角以及

18、与司机室相连的侧墙上弦带部位。工况四 ,纵向拉伸 : 底架的最大应力为 292M Pa,位于侧梁尖端与端部的连接位置 ,但小于许用应力。侧墙最大应力为 265M Pa,发生在与司机室相连的上弦带 , 也低于许用应力。与纵向压缩工况相类似 ,在此工况下最大应位于司机室侧窗拐角处 ,达到了 440M Pa,超过了许用应力。工况五 ,起动牵引 : 底架的最大应力为 222M Pa,发生在牵引梁圆弧区域腹板和后从板座的连接部位。侧墙最大应力为 182M Pa,发生在与司机室相连的上弦带。整车最大应力发生在司机室侧窗拐角处 ,大小为 301M Pa。工况六 ,前端救援:底架的最大应力为 173M Pa位

19、于救援吊座 ,但此处是约束的施加位置 ,故应力偏大可能是由于施加了约束的影响。侧墙的最大应力为 113M Pa,位于侧墙与司机室连接的上弦带。整车的最大应力为 288M Pa,发生在司机室侧门的下角。工况七 ,整车起吊 : 底架的最大应力发生在前侧梁的圆弧拐角处 ,大小为 146M Pa。侧墙的最大应力为 89M Pa,发生在侧墙板上。整车的最大应力大小 341M Pa,发生在司机室侧门的下角。工况八 ,后端救援 : 底架的最大应力发生在救援吊座部位 ,大小为 173M Pa。侧墙的最大应力为 115M Pa,发生在侧墙板的尖端。整车的最大应力发生在司机室侧门的下角 ,大小为 289M Pa。

20、5结果分析5. 1刚度评定根据 TB / T1335 - 1996铁道车辆强度设计及试验鉴定规范要求 ,车体垂向弯曲刚度应满足车体在垂直载荷工况下的挠跨比 f/L 小于 1 /1500的要求。本次分析可知 ,在垂直静载工况下 ,车体中部相对于车体底架旁承位置最大下挠 f= 2. 598 mm ,而 L = 12950 mm ,为车体底架转向架的中心距 ,因此 f/L = 2. 598 /12950 = 1 /4985, 则车体的垂向弯曲刚 度满足要求。5. 2强度分析从计算结果可知 ,对于工况 3、4和 5,最大应力都超过了许用应力 ,而且应力较大的部位都集中在司机室侧窗的拐角处。另一方面 ,

21、虽然除工况 3、4和 5 外的其他工况的应力值均在许用应力范围以内 ,但几乎在每个工况下都有应力接近或超过 100 M Pa的部位。而由结构可知 ,以上这些部位往往是板件之间相互连接的部位 ,结构相对复杂 ,刚度突变较大。同时 ,这些部位也往往都采用焊接的连接方式。由于焊接接头本身对疲劳强度的危害性 ,而且各种焊接缺陷、焊缝几何形状等也会进一步加剧应力集中。因此 ,这些部位往往是疲劳强度薄弱的区域 ,在动载荷作用下存在发生疲劳破坏的可能。所以有必要对车体结构改进 ,以进一步减小各处最大应力的数值。分析上述 3种工作应力较大的工况能够发现 ,引起应力偏大的主要原因是作用在底架上的纵向压缩力所致。

22、这是因为 ,车体中心线与纵向压缩力的作用方向不在同一直线上 ,从而产生了附加弯矩 ,引起较大的挠度和应力集中。同时 ,司机室是整个车体发生变形个和导致局部应力集中最大的部分。因此可以初步判断 ,应该主要通过增加司机室的整体强度来改善整个车体的应力状况。5. 3改进方案的计算与结果分析根据上面小节的分析 ,为提高司机室的刚度 ,现将司机室侧板厚由 10mm 增至 15mm , 侧窗拐角二个板件由厚度6mm 增加到 15mm。并在纵向压缩工况下 ,对改进方案的车体强度进行了计算。图 1 为司机室结构改进前侧窗拐角的应力云图 , 车体上最大应力位置在司机室侧窗右上角 ,如图中箭头所示。图 2为司机室

23、在结构改进后的应力云图 , 原最图 1结构改进前司机室的大应力云图大应力部位的应力集中已大为缓解 , 值减小为213 M Pa, 可见司机室结构的改进效果是很明显的。表 2主要部位的应力比较 单位 :M Pa改进前改进后端部后从板座236235侧墙尖端301274侧梁尖端313262牵引梁圆弧处310287最大应力494 (侧窗拐角 ) 298 (侧窗上角 ) 284 表 2为司机室结构改进前后 , 在纵向压缩工况下 , 整个车体上产生较大应力的部位和相应的应力计算结果。可见 ,司机室侧板加强后 ,各部的最大应力均已控图 2结构改进后制在许用应力范围之司机室应力云图内。同时 ,结果表明 ,包括

24、中梁等在内的部件的应力也均得到了改善。这是因为 ,加厚司机室侧板及侧窗板件厚度明显改善了车体整体的刚度 ,使作用在底架上纵向力所引起的附加弯矩减小 ,因而车体结构的应力分布更加合理。可见改进方案是十分有效的。5. 4不同侧墙板厚的计算与结果分析在强度与刚度满足要求的前提下 , 为尽量减少机车自重 ,对侧墙板厚对车体结构强度的影响进行了分析。表 3 列出了侧墙板在不同厚度时 ,车体结构产生较大应力的主要部位。 (表中的“连接处 ”指侧墙与司机室的连接部位 ) 。由表 3可知 ,在侧墙厚度较小时 ,最大应力发生在侧墙与司机室的连接部位 ,并在连接部位的侧墙尖角处应力最大 ,如图 3箭头所示。这是由

25、于当侧墙板厚较小时 ,与司机室连接部位存在几何结构突变的情况 ,导致应力集中严重 ,而随着侧墙板厚的不断增大 ,连接部位的应力集中现象也由于几何结构突变的减弱而减小 ,当侧墙板厚达到 8mm 时 ,整个车体结构的强度均小于许用应力且刚度满足要求。而当侧墙板厚达到 10mm 时 ,最大应力的位置也由连接部位转移到了司机室侧窗上角 ,如表 2所示。而在其他部位的应力变化不大。因此 ,在车体结构强度与刚度满足要求的情况下 ,侧墙板厚在 8 - 10mm 较为适宜。表 3不同侧墙板厚的应力结果 单位 :M Pa3mm6. 5mm8mm10mm14mm连接处701389340295242侧窗角294297293298298中梁309299296293287侧梁2612612622622626结论1)由于重载机车压缩工况远不同于普通机车 ,致使在司机室等部位出现了应力水平显著增加的问题。 2) 由于车体中心线与纵向压缩力的作用方向不