王大宏，于 明，張福東

（沈陽機(jī)車車輛有限責(zé)任公司 產(chǎn)品研發(fā)部，遼寧沈陽110142）

為了滿足國內(nèi)濃硝酸運(yùn)輸市場的需求，根據(jù)安徽淮化股份有限公司與沈陽機(jī)車車輛有限責(zé)任公司（沈車公司）簽訂的鋁制濃硝酸鐵路罐車購置協(xié)議，沈車公司在認(rèn)真總結(jié)國內(nèi)GH40LK鋁制罐車研制經(jīng)驗(yàn)并借鑒國外鋁制罐車成熟技術(shù)的基礎(chǔ)上，設(shè)計開發(fā)了23 t軸重鋁制濃硝酸鐵路罐車。

1 23 t軸重鋁制濃硝酸罐車技術(shù)參數(shù)及結(jié)構(gòu)

車輛主要由罐體裝配、罐體與底架裝配、底架裝配、制動裝置、車鉤緩沖裝置和轉(zhuǎn)向架等部件組成。見圖1。

圖1 鋁制罐車三維圖

2 考核標(biāo)準(zhǔn)及工況

2.1 考核標(biāo)準(zhǔn)

罐車車體的考核按照TB／T 1335－1996《鐵道車輛強(qiáng)度設(shè)計及試驗(yàn)鑒定規(guī)范》和設(shè)計任務(wù)書的要求執(zhí)行。

2.2 載荷計算及評價標(biāo)準(zhǔn)

（1）罐體和封頭材料采用1050 A純鋁板。封頭外部補(bǔ)強(qiáng)板、鞍座、底座及支座采用鋁合金5083的材質(zhì)。罐體內(nèi)部設(shè)有鋁加強(qiáng)圈。材料的力學(xué)性能如表1、表2。

表1 1050A、5083鋁材的力學(xué)性能

表2 罐車采用材料的許用應(yīng)力

（2）根據(jù)TB／T1335－1996的規(guī)定，作用于車體上的力包括垂直靜載荷、動載荷，縱向力、側(cè)向力、扭轉(zhuǎn)載荷、液力沖擊載荷、蒸發(fā)氣體壓力載荷、罐體穩(wěn)定性計算載荷。

設(shè)計任務(wù)書規(guī)定車體第1工況縱向載荷為拉伸載荷1 780 k N，壓縮載荷1 920 k N；第2工況縱向載荷為壓縮載荷2 500 k N。

垂直靜載荷823.2 k N，垂直動荷系數(shù)0.283，垂直總載荷1 056.2 k N。

貨車承受的側(cè)向力為垂直靜載荷的10%。扭轉(zhuǎn)載荷為40 k N·m。

液力沖擊載荷為1 843 k N。沖擊強(qiáng)度計算時，液力沖擊所產(chǎn)生壓力的值取為按照線性規(guī)律由受沖擊端板上的最大值衰減至另一端板上為零。濃硝酸蒸發(fā)氣體壓力大小為0.028 MPa。

2.3 計算工況

（1）第1工況

第1工況第1載荷組合方式（垂直總載荷＋1 780 k N縱向拉伸載荷＋扭轉(zhuǎn)載荷＋側(cè)向力＋蒸發(fā)氣體壓力）。

垂直總載荷作用于罐體和車體底架上，縱向拉伸載荷1 780 k N沿車鉤中心線作用于車輛兩端前從板座上。

第1工況第2載荷組合方式（垂直總載荷＋1 920 k N縱向壓縮載荷＋扭轉(zhuǎn)載荷＋側(cè)向力＋蒸發(fā)氣體壓力）。

垂直總載荷作用于罐體和車體底架上，縱向壓縮載荷1 920 k N沿車鉤中心線作用于后從板座上。

（2）第2工況（垂直靜載荷＋2 500 k N縱向壓縮載荷＋蒸發(fā)氣體壓力）

垂直靜載荷作用于罐體和車體底架上，縱向壓縮力2 500 k N沿車鉤中心線作用于后從板座上。

第1種作用方式指縱向壓縮力2 500 k N沿車鉤中心線作用于后從板座上。

第2種作用方式指縱向壓縮載荷沿車鉤中心線作用于車輛一端的后從板座上，而為車輛及罐體所載濃硝酸液體的慣性力所平衡的方式。

罐體所受內(nèi)壓力包括所裝液體的蒸發(fā)氣體壓力（0.028 MPa）、液體沖擊時所產(chǎn)生的壓力及所裝液體自重所引起的靜壓力3部分。

（3）頂車工況

罐體滿載介質(zhì)，并考慮罐體自重影響。僅將心盤中心處垂向位移約束改為側(cè)梁頂車位垂向位移約束。

3 23 t軸重鋁制濃硝酸罐車的優(yōu)化設(shè)計

罐車的底架、制動、鉤緩裝置、轉(zhuǎn)向架均采用70 t級貨車的成熟技術(shù)。優(yōu)化設(shè)計的重點(diǎn)是實(shí)罐體的應(yīng)力如何滿足1050 A純鋁材質(zhì)許用應(yīng)力考核指標(biāo)，因此本罐車的優(yōu)化設(shè)計集中體現(xiàn)在罐體設(shè)計以及罐體與底架連接的設(shè)計上。

3.1 第1方案

借鑒既有21 t軸重GH40LK型罐車的罐體結(jié)構(gòu)以及罐體與底架的裝配方案。

罐體裝配主要由封頭、罐體、人孔、抽酸管、聚液窩等組成。罐體采用圓筒形結(jié)構(gòu)，封頭采用標(biāo)準(zhǔn)1∶2橢圓形封頭。罐體及封頭材料均為1050 A純鋁板。罐體內(nèi)部設(shè)有6個槽鋁120 mm×80 mm×24 mm的加強(qiáng)圈，以提高純鋁罐體的強(qiáng)度和剛度。

在罐體中部與底架連接采用加長了的上、下鞍螺栓連接方式；罐體在枕梁處與底架連接采用中木座、縱向木座和改進(jìn)的防松彈性罐帶相結(jié)合的方式。見圖2、圖3。

由同濟(jì)大學(xué)城軌交通研究院于2006年6月進(jìn)行計算。計算時分別取1／4罐體、1／4車體和整個車體為對象，采用有限元處理軟件Ansys在微機(jī)工作站上將其離散，有限元離散模型見圖4。

圖2 上、下鞍螺栓連接

圖3 中木座、縱向木座和防松彈性罐帶連接

圖4 車體有限元模型

經(jīng)計算，在第1工況第1組合方式下，罐體最大應(yīng)力在封頭下部為22.6 MPa，超過罐體第1工況下的許用應(yīng)力17 MPa。

在第2工況第1組合方式下，罐體最大應(yīng)力在封頭處為30.9 MPa，接近罐體第2工況下的許用應(yīng)力31.2 MPa。兩種工況下，純鋁罐體應(yīng)力指標(biāo)均超過或接近考核指標(biāo)，建議修改方案。

3.2 第2方案

在第1方案基礎(chǔ)上，在封頭處增加端部支座，支座的材質(zhì)采用鋁合金5083。支座與罐體交接處采用鋁合金5083的補(bǔ)強(qiáng)板。

罐體內(nèi)部，在枕梁處增加2個槽鋁800 mm×80 mm×24 mm的加強(qiáng)圈，并在加強(qiáng)圈設(shè)置擋酸板。見圖5。

計算時分別按工況取整個罐車體為對象，采用有限元處理軟件Ansys在微機(jī)工作站上將其離散成由73 924個單元和29 602個節(jié)點(diǎn)組成的整車車體的離散結(jié)構(gòu)，包含罐體的有限元離散模型見圖6。

經(jīng)計算在第1工況第2種方式下罐體的最大應(yīng)力在枕梁處內(nèi)加強(qiáng)筋處，應(yīng)力大小為16.5 MPa。接近罐體第1工況下的許用應(yīng)力17 MPa。

在第2工況第2種作用方式下罐體的最大應(yīng)力在罐體端部鋁合金補(bǔ)強(qiáng)板處及枕梁上支撐鞍座鋁罐體接觸處，應(yīng)力大小分別為鋁合金33.2 MPa、純鋁23.5 MPa，未超過材料第2工況的許用應(yīng)力鋁合金的111 MPa及純鋁的31.3 MPa。第1工況下應(yīng)力值接近考核值，第2工況下好于第1工況，建議優(yōu)化結(jié)構(gòu)。

圖5 罐車車體結(jié)構(gòu)圖

圖6 罐車車體有限元模型

3.3 第3方案

（1）2009－09由大連交通大學(xué)機(jī)械工程研究所對第2方案進(jìn)行優(yōu)化，先后采取封頭加鋼套方案，枕梁處罐體加鋼圈預(yù)緊方案，增加枕梁處罐體縱向木梁與罐體接觸面積等方案，經(jīng)計算，各種工況下，罐體的應(yīng)力值均有超過考核指標(biāo)值，因此放棄第2方案。

借鑒美國泛美運(yùn)輸公司（GATX）的濃硝酸鐵路罐車的技術(shù)，在枕梁處罐體與底架采用支座連接。支座為鋁合金組焊結(jié)構(gòu)，支座與罐體采用焊接方式，支座與底架采用螺栓連接方式。見圖7。

在保留第2方案端部支座并對其優(yōu)化的基礎(chǔ)上，罐體與底架連接，在枕梁處采用140°大包角鞍座結(jié)構(gòu)，在其余部位采用分段的縱向底座連接，罐體內(nèi)部增加到12道槽鋁加強(qiáng)圈，形成第3方案。

鞍座、底座、支座與罐體采用組焊結(jié)構(gòu)，鞍座、底座、支座與底架采用螺栓連接結(jié)構(gòu)。鞍座、底座、支座組成均采用鋁合金5083材質(zhì)。

（2）2010－06由大連交通大學(xué)機(jī)械工程研究所對第3方案進(jìn)行強(qiáng)度計算，幾何模型見圖8。

本次計算考慮了主要結(jié)構(gòu)之間的接觸關(guān)系，求解類型為接觸非線性計算。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)之間通過焊縫和接觸單元來模擬連接關(guān)系，焊縫用剛性單元模擬；鋁合金結(jié)構(gòu)和鋼結(jié)構(gòu)之間通過螺栓連接和接觸單元來模擬連接關(guān)系，螺栓連接用剛性元和梁單元來模擬；接觸單元見圖9。

根據(jù)該車結(jié)構(gòu)特點(diǎn)及載荷工況情況，在計算時取1／2車體結(jié)構(gòu)為計算對象。本次計算所用的有限元分析軟件為Siemens公司的I－DEAS（5.0版本），在微機(jī)工作站上將其離散成由36 942個單元和35 984個節(jié)點(diǎn)組成的1／2整車車體的離散結(jié)構(gòu)，包含罐體的有限元離散模型見圖10。

圖7 GATX鋁制濃硝酸罐車

圖8 罐車結(jié)構(gòu)圖

圖9 接觸單元

圖10 罐車有限元模型

①經(jīng)計算第1工況第2種載荷組合方式見圖11、圖12。

底架最大應(yīng)力出現(xiàn)在后從板位置牽引梁腹板上，應(yīng)力大小為207 MPa，未超過材料第1工況的許用應(yīng)力281 MPa。

罐體的最大應(yīng)力在罐體中部下方加強(qiáng)圈上，應(yīng)力大小為16.2 MPa，罐體上均無超過17 MPa的部位。

鞍座、底座及端部支座最大應(yīng)力在底座端部螺栓孔處，應(yīng)力大小為66.6 MPa，鞍座、底座及端部支座均無超過68 MPa的部位。

②經(jīng)計算第2工況第1種作用方式見圖13、圖14。

底架最大應(yīng)力出現(xiàn)在后從板位置牽引梁腹板上，應(yīng)力大小為255 MPa，未超過材料第2工況的許用應(yīng)力382 MPa。

罐體的最大應(yīng)力在罐體中部下方加強(qiáng)圈上，應(yīng)力大小為19.8 MPa，罐體上均無超過31.2 MPa的部位。

鞍座、底座及端部支座最大應(yīng)力在底座端部螺栓孔處，應(yīng)力大小為82.8 MPa，鞍座、底座及端部支座均無超過111 MPa的部位。

（3）經(jīng)計算第1工況的車體兩種工況，第2工況的車體兩種工況以及頂車工況，罐體與底架的應(yīng)力值均未超過相應(yīng)的考核指標(biāo)值，此方案通過強(qiáng)度計算，滿足TB／T 1335－1996標(biāo)準(zhǔn)的要求。

圖11 第1工況第2載荷組合方式下車體的應(yīng)力云圖

圖12 第1工況第2載荷組合方式下純鋁結(jié)構(gòu)的應(yīng)力云圖

圖13 第2工況第1種作用方式下車體的應(yīng)力云圖

圖14 第2工況第1種作用方式下純鋁結(jié)構(gòu)的應(yīng)力云圖

4 結(jié)束語

通過對罐體與底架的連接結(jié)構(gòu)以及罐體結(jié)構(gòu)的優(yōu)化設(shè)計，使罐體受力有效的傳遞到底架，降低了罐體應(yīng)力，使底架和罐體共同承載，滿足了TB／T 1335－1996標(biāo)準(zhǔn)考核的要求。

［1］張繼彤，陸正剛.70 t級鋁制濃硝酸罐車強(qiáng)度計算報告［R］.上海：同濟(jì)大學(xué)城市軌道交通研究院，2006.

［2］張繼彤，陸正剛.23 t軸重鋁制濃硝酸罐車強(qiáng)度計算報告［R］.上海：同濟(jì)大學(xué)城市軌道交通研究院，2008.

［3］馬思群，兆文忠.23 t軸重鋁制濃硝酸罐車基于美國ASME標(biāo)準(zhǔn)的疲勞壽命計算報告［R］.大連：大連交通大學(xué)機(jī)械工程研究所，2009.

［4］馬思群，兆文忠.23 t軸重鋁制濃硝酸罐車基于美國ASME標(biāo)準(zhǔn)的疲勞壽命計算報告［R］.大連：大連交通大學(xué)機(jī)械工程研究所，2010.

［5］JB／T 4734－2002.鋁制焊接容器標(biāo)準(zhǔn)［S］.

［6］TB／T 1335－1996.鐵道車輛強(qiáng)度設(shè)計及試驗(yàn)鑒定規(guī)范［S］.