賈 璐，戴煥云，宋 燁

(西南交通大學(xué)牽引動(dòng)力國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，四川 成都 610031)

1 引言

隨著高速列車向著高速、輕量化的發(fā)展，鋁合金材料在高速列車車體上的得到了廣泛的應(yīng)用。它主要依賴于自身的材料性能和輕量化效果，鋁合金車體與碳鋼和不銹鋼車體相比有點(diǎn)主要在于：安全性高、輕量化、耐腐蝕性能好、加工性能優(yōu)良、焊接性能好、材料回收利用率高等優(yōu)點(diǎn)。而高速列車運(yùn)行的十余年中，也出現(xiàn)了一系列的車體疲勞裂紋問題。

車體是高速車輛結(jié)構(gòu)的主體，車體承受極其復(fù)雜的隨機(jī)載荷[1-3]，其疲勞強(qiáng)度直接影響行車安全。目前對(duì)于車體強(qiáng)度的研究僅僅通過仿真和靜強(qiáng)度進(jìn)行評(píng)估，而仿真是車體疲勞評(píng)估的主要手段，評(píng)估結(jié)果是否準(zhǔn)確直接受到仿真時(shí)有限元模型準(zhǔn)確性、載荷的有效性以及評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)適用性的影響。

目前國內(nèi)對(duì)于車體疲勞強(qiáng)度的載荷主要來自標(biāo)準(zhǔn)EN12663-2010[4]，JIS E7106[5]和《200km/h及以上速度級(jí)鐵道車輛強(qiáng)度設(shè)計(jì)及試驗(yàn)鑒定暫行規(guī)定》，評(píng)估的規(guī)范包含了北美鐵路協(xié)會(huì)AAR 標(biāo)準(zhǔn)[6]；國際焊接協(xié)會(huì)制定的IIW標(biāo)準(zhǔn)[7]；英國制定了鋼結(jié)構(gòu)疲勞評(píng)估BS7608標(biāo)準(zhǔn)[8]；美國機(jī)械工程師協(xié)會(huì)制定的疲勞評(píng)價(jià)ASME標(biāo)準(zhǔn)；德國鐵路相關(guān)部門制定的DVS1612[9]和DVS1608[10]標(biāo)準(zhǔn)。其中IIW和BS7608評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)使用較多，而DVS1608是專門用來對(duì)鐵路使用鋁合金材料進(jìn)行疲勞評(píng)估使用，因此本論文建立高速列車中間鋁合金車體有限元模型，通過EN12663標(biāo)準(zhǔn)中規(guī)定的載荷進(jìn)行計(jì)算，通過試驗(yàn)驗(yàn)證模型的準(zhǔn)確性，最后通過施加疲勞載荷后，使用DVS1608標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行疲勞評(píng)估。

2 高速動(dòng)車組鋁合金中間車體介紹

動(dòng)車組車體采用大型中空鋁合金型材焊接而成，可以看作簡筒整體承載結(jié)構(gòu)。本章分析中選用中間車，所以它主要包含了底架、側(cè)墻、端墻和車頂結(jié)構(gòu)。車體底架是車體的結(jié)構(gòu)基礎(chǔ)，是車體承載的最主要部件，主要由側(cè)梁、橫梁、地板、

枕梁、端部緩沖梁、牽引梁等幾部分組成；側(cè)墻使用大型鋁合金連續(xù)通長中空擠壓型材，與單獨(dú)窗戶型材焊接而成；車頂用中空鋁合金型材拼焊得到，在車頂設(shè)置有受電弓孔和空調(diào)孔。鋁合金車體相關(guān)參數(shù)見表1，使用材料及力學(xué)性能見表2。

表1 車體設(shè)計(jì)參數(shù) 單位：t

表2 車體部件材料的性能參數(shù)

3 中間車體有限元模型的建立

鋁合金車體的有限元分析最重要的是單元的選取。單元選擇不僅需要考慮結(jié)構(gòu)的受力情況、單元的計(jì)算精度、收斂速度等，還需要考慮單元類型和結(jié)構(gòu)具有良好的匹配性。對(duì)于鐵道車輛的車體結(jié)構(gòu)特征，它的厚度方向遠(yuǎn)小于高度和長度，因此可以忽略厚度方向的應(yīng)力變化。同時(shí)車體受到垂向載荷、橫向載荷、縱向載荷和氣動(dòng)載荷等多軸載荷，因此在車體有限元建模中采用Shell63板殼單元，對(duì)于車下懸掛等設(shè)備采用Mass21質(zhì)量單元模擬，彈簧用Combin14彈簧單元模擬。

確定好使用的單元類型后對(duì)結(jié)構(gòu)進(jìn)行網(wǎng)格劃分，在劃分中需要考慮總的單元數(shù)量，它將影響計(jì)算結(jié)果的精度和時(shí)間。一般情況下，單元越多，計(jì)算精度會(huì)越高，同時(shí)計(jì)算規(guī)模也會(huì)增加。此外，還要考慮單元疏密、單元階次、單元質(zhì)量等因素。本論文車體有限元模型以任意四節(jié)點(diǎn)等參薄殼單元為主，三節(jié)點(diǎn)三角型單元為輔，側(cè)墻、端墻及頂棚的平均單元邊長為30mm，底架的平均單元邊長為20mm。最終整車有限元模型離散單元總數(shù)：639762，節(jié)點(diǎn)總數(shù)：511222。有限元模型見圖1。

圖1 整車有限元模型

4 中間車體強(qiáng)度工況設(shè)置及評(píng)定標(biāo)準(zhǔn)

車體在服役過程中受到復(fù)雜的載荷狀態(tài)，主要有垂向、橫向、縱向和氣動(dòng)載荷等。車體載荷主要使用的標(biāo)準(zhǔn)有國際鐵路聯(lián)盟標(biāo)準(zhǔn)UIC566《客車車體及其零部件的載荷》，歐洲標(biāo)準(zhǔn)EN12663-2010《鐵路應(yīng)用-鐵道車輛車體結(jié)構(gòu)要求》，日本標(biāo)準(zhǔn)JIS E 7105 《鐵道車輛車體結(jié)構(gòu)靜載荷試驗(yàn)方法》和JIS E 7106-2006 《鐵道車輛-客車車體結(jié)構(gòu)通用要求》以及國內(nèi)的客車強(qiáng)度標(biāo)準(zhǔn)TB/T1335-1996《鐵道車輛強(qiáng)度設(shè)計(jì)及試驗(yàn)鑒定規(guī)范》和TB/T 1806-2006 鐵道客車車體靜強(qiáng)度試驗(yàn)方法。對(duì)于高速動(dòng)車組車體通用的標(biāo)準(zhǔn)主要是EN12663和JIS E 7106。對(duì)比兩種標(biāo)準(zhǔn)可以發(fā)現(xiàn)，EN12663對(duì)車輛類型有較細(xì)的分類，包含了JIS E 7106中所有的載荷，且比JIS E 7106中規(guī)定的載荷惡劣。本論文主要選用EN12663標(biāo)準(zhǔn)設(shè)置工況。

4.1 載荷工況的設(shè)置

EN12663標(biāo)準(zhǔn)中考慮了垂向載荷、縱向拉壓載荷、橫向載荷和氣動(dòng)載荷等。對(duì)其進(jìn)行組合得下表3的靜強(qiáng)度工況和表4疲勞強(qiáng)度工況。表3中，工況1～3為車體垂向承載工況，工況4～7為垂向載荷加牽引制動(dòng)載荷，工況8～9為三點(diǎn)支撐，抬車和吊車工況，垂向載荷值相等，約束存在不同的地方，工況11～13為端墻壓縮工況，工況14～15為氣動(dòng)載荷工況，考慮車體通過隧道、會(huì)車等因素，工況16為車體扭轉(zhuǎn)工況。

表3 靜強(qiáng)度工況表

表4中，工況1～3表示車體分別受到垂向、橫向和縱向加速度載荷，工況4表示車體受到氣動(dòng)載荷，工況5表示所有工況的組合。

表4 疲勞強(qiáng)度工況表

4.2 車體強(qiáng)度評(píng)定標(biāo)準(zhǔn)

由于車體受到的載荷為典型的多軸載荷狀態(tài)，傳統(tǒng)的應(yīng)力評(píng)估使用多軸應(yīng)力向單軸應(yīng)力轉(zhuǎn)化的方法，如：最大主應(yīng)力法、Mises等效平均應(yīng)力法及sines平均應(yīng)力法。幾種轉(zhuǎn)化方法還是存在缺陷，Mises方法得到的結(jié)果是正值，結(jié)果過于保守；sines方法會(huì)產(chǎn)生過估結(jié)果，最大主應(yīng)力法相對(duì)來說較適合鐵路試件測試分析。本文采用DVS1608提供的多軸應(yīng)力評(píng)估母材和焊接結(jié)構(gòu)的方法對(duì)其靜強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度進(jìn)行評(píng)估。具體流程為：

1) 首先確定評(píng)估點(diǎn)的位置，母材還是焊縫，對(duì)應(yīng)的材料參數(shù)見表2；

2) 表3靜強(qiáng)度工況計(jì)算的數(shù)值應(yīng)小于其對(duì)應(yīng)的許用應(yīng)力；

3)表4疲勞強(qiáng)度工況計(jì)算得到的車體的應(yīng)力幅值。對(duì)于結(jié)構(gòu)母材受到的正應(yīng)力(σx和σy)和剪切應(yīng)力(τ)分別進(jìn)行評(píng)估(對(duì)于焊接結(jié)構(gòu)相應(yīng)的表示為：a⊥，a‖，τ)

(1)

式中：ax和ay表示x和y方向上正應(yīng)力的利用度，aτ表示剪切應(yīng)力利用度。

σx，zul，σy，zul和τzul表示許用疲勞強(qiáng)度值。

最后，對(duì)單獨(dú)的應(yīng)力利用度進(jìn)行合并：

(2)

式中，fV表示正應(yīng)力相互影響系數(shù)，它的取值在-1～+1之間，本文計(jì)算取fV=1。

對(duì)于母材來說，其許用疲勞強(qiáng)度值的影響因素主要包含：平均應(yīng)力影響因子、安全因子、設(shè)計(jì)因子、表面粗糙度等。而對(duì)于焊縫來說，應(yīng)力比與正應(yīng)力許用疲勞強(qiáng)度值的關(guān)系為：

當(dāng)Rσ>1

σafatigue(Rσ)=54·1.04-x[MPa]

(3)

當(dāng)-∞≤Rσ≤0

(4)

當(dāng)0

(5)

當(dāng)0.5≤Rσ<1

σafatigue(Rσ)=36.5·1.04-x[MPa]

(6)

應(yīng)力比與剪切應(yīng)力許用疲勞強(qiáng)度值的關(guān)系為：

當(dāng)-1≤Rτ≤0

(7)

當(dāng)0

(8)

當(dāng)Rτ≥0.5

τafatigue(Rσ)=24.4·1.04-x[MPa]

(9)

式中，Mσ和Mτ分別表示由正應(yīng)力和剪切應(yīng)力引起的平均應(yīng)力敏感系數(shù)，一般情況下取Mσ=0.15，Mτ=0.09，在應(yīng)力比率分別為Rσ≥0.5和Rτ≥0.5時(shí)，平均應(yīng)力敏感系數(shù)調(diào)整為Mσ=0.3和Mτ=0.17。x表示對(duì)應(yīng)不同的焊接結(jié)構(gòu)相應(yīng)的指數(shù)值，在DVS1608中對(duì)焊縫進(jìn)行了B-F2等級(jí)的劃分，其許用疲勞強(qiáng)度值各不相同。

5 強(qiáng)度仿真和試驗(yàn)結(jié)果

5.1 靜強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果及評(píng)估

圖2～圖3給出了AW0條件下靜強(qiáng)度計(jì)算應(yīng)力云圖。圖4～圖5給出了AW0條件下車體變形圖。表5列出了表3中各靜強(qiáng)度工況計(jì)算結(jié)果。

圖2 AW0條件下整體應(yīng)力云圖

圖3 AW0條件下應(yīng)力最大位置局部視圖

圖4 AW0條件下整體變形圖

圖5 AW0條件下關(guān)鍵截面變形圖

表5 車體靜強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果

從上表可以看出：

1) 垂向工況下，車體底架中心產(chǎn)生最大的位移量，為13.00 mm。根據(jù)JIS E 7106中規(guī)定，在垂向超員工況下，車體的相當(dāng)彎曲剛度不能小于1.80×109N·m2。根據(jù)車體垂向彎曲剛度計(jì)算公式

(10)

式中，EJC為相當(dāng)彎曲剛度，N·m2；W為垂向總載荷，N；L為車體總長，m；L1為車輛定距，m；L2，L3為底架外伸部分長度，m；δ為垂直靜載荷作用下側(cè)梁中央撓度，m。

最終求得EJC=1.02E11N·m2，其值大于標(biāo)準(zhǔn)要求的1.80×109N·m2，所以該車的剛度滿足要求。

最大應(yīng)力出現(xiàn)在窗角位置，最大應(yīng)力值為88.59MPa。該位置為鋁合金6005A-T6母材，屈服強(qiáng)度達(dá)到225MPa，滿足車體強(qiáng)度要求。

2) 縱向拉伸或者壓縮工況條件下，在車鉤連接座位置產(chǎn)生較大的變形，最大位移值達(dá)到15.16mm。

在拉伸或者壓縮載荷作用下，車鉤座附件、牽引梁與枕梁、牽引梁和縱向梁連接部位的應(yīng)力有了明顯的增加。最大應(yīng)力174.38MPa出現(xiàn)在牽引梁位置，該處為鋁合金6082A-T6母材，屈服強(qiáng)度達(dá)到260MPa，滿足車體強(qiáng)度要求。

3) 三點(diǎn)支撐和扭轉(zhuǎn)載荷工況下車體最大位移量都出現(xiàn)在車體端部，位移量分別為8.67mm和16.83mm。該工況條件下，最大應(yīng)力值分別出現(xiàn)在窗戶下角和底架邊梁位置，分別為84.26MPa和54.68Mpa。其都小于對(duì)應(yīng)的材料屈服強(qiáng)度。

4) 端墻壓縮載荷工況下，最大位移都出現(xiàn)在端墻壓縮點(diǎn)的位置。同時(shí)，壓縮點(diǎn)位置也出現(xiàn)了較大的應(yīng)力，最大達(dá)到120.15MPa，小于材料的屈服強(qiáng)度215MPa，滿足車體強(qiáng)度要求。

5)氣密載荷條件下，由于車體施加由內(nèi)向外的壓力，加上自重，導(dǎo)致最大位移量9.26mm出現(xiàn)在車體底架部位。而由內(nèi)向外加載和由外向內(nèi)加載，最大應(yīng)力值都出現(xiàn)在窗戶下角，最大值48.64MPa，該位置為鋁合金6005A-T6母材，屈服強(qiáng)度達(dá)到225MPa，滿足車體強(qiáng)度要求。

5.2 強(qiáng)度試驗(yàn)驗(yàn)證

為了保證有限元模型的準(zhǔn)確性，對(duì)實(shí)物車體進(jìn)行靜強(qiáng)度試驗(yàn)，在有限元仿真結(jié)果中較大位置布置應(yīng)變片，測試表3各工況條件下對(duì)應(yīng)最大位置的應(yīng)力值。

對(duì)于單向應(yīng)變片，應(yīng)力值為

σ=E×ε

(11)

式中，σ為單向應(yīng)變片應(yīng)力，MPa；E為彈性模量，MPa；ε為測試得到的應(yīng)變。

對(duì)于三向直角應(yīng)變花，取其當(dāng)量應(yīng)力為0-jh：

(12)

式中，σe為相當(dāng)應(yīng)力，MPa；σ0，σ45，σ90為應(yīng)變片0、45、90的方向角應(yīng)力值，MPa；μ為泊松比，0.3。

圖6示出車體強(qiáng)度試驗(yàn)現(xiàn)場照片。表6給出車體靜強(qiáng)度仿真結(jié)果最大值和試驗(yàn)測試結(jié)果對(duì)比。

圖6 車體強(qiáng)度試驗(yàn)現(xiàn)場照片

表6 車體靜強(qiáng)度試驗(yàn)和仿真結(jié)果對(duì)比

由表6可知，16個(gè)工況的仿真結(jié)果和試驗(yàn)數(shù)據(jù)誤差在15%之內(nèi)，在可接受范圍內(nèi)?？梢赃M(jìn)一步說明仿真模型的準(zhǔn)確性。

5.3 評(píng)估點(diǎn)坐標(biāo)系的轉(zhuǎn)換

根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)DVS1608中多軸應(yīng)力評(píng)估疲勞時(shí)，將坐標(biāo)系轉(zhuǎn)換為局部坐標(biāo)系后進(jìn)行評(píng)估。對(duì)于母材建立的局部坐標(biāo)系要求σz=0，對(duì)于焊縫的評(píng)估要求沿著焊縫的正應(yīng)力記為σx，垂直于焊縫的正應(yīng)力記為σy，剪切應(yīng)力記為τ。

定義一點(diǎn)o，已知點(diǎn)O的六個(gè)應(yīng)力分量σx,σy,σz,τxy,σyz,σzx，經(jīng)過O點(diǎn)的四面體OABC如圖7所示。N為斜面ABC的法線，所以可以得到N的方向余弦：

cos(N，x)=l

cos(N，y)=m

cos(N，z)=n

(13)

圖7 點(diǎn)o在平面ABC的應(yīng)力分量

圖8 點(diǎn)o在局部坐標(biāo)系下的應(yīng)力分量

將斜面ABC上的全應(yīng)力在坐標(biāo)軸上的投影記為pNx，pNy，pNz，則可以得到

pNx=lσx+mτyx+nτzx

pNy=lτxy+mσy+nτzy

pNz=lτxz+mτyz+nσz

(14)

斜面ABC上的總應(yīng)力為

(15)

將斜面ABC上總應(yīng)力沿著法線重合與垂直分別分解為兩個(gè)應(yīng)力分量，即斜面ABC上的正應(yīng)力分量和剪切應(yīng)力分量。根據(jù)投影定理(合力在該方向的投影等于各分力在該方向投影之和)可以得到：

(16)

根據(jù)上述可以知道對(duì)于點(diǎn)o在整體坐標(biāo)系條件下向局部坐標(biāo)系下進(jìn)行轉(zhuǎn)換(圖8)，各個(gè)平面的總應(yīng)力在總體坐標(biāo)系下可以表示為：

(17)

式中：l1，m1，n1—局部坐標(biāo)系x′軸在總體坐標(biāo)系下的方向余弦；l2，m2，n2—局部坐標(biāo)系y′軸在總體坐標(biāo)系下的方向余弦;l3，m3，n3—局部坐標(biāo)系z′軸在總體坐標(biāo)系下的方向余弦。

根據(jù)式(14)將應(yīng)力分解到局部坐標(biāo)系下可以得到六個(gè)應(yīng)力分量如下表示

(18)

5.3 疲勞強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果及評(píng)估

圖9-圖10給出了鋁合金車體疲勞載荷工況下的應(yīng)力云圖。根據(jù)計(jì)算得到的車體危險(xiǎn)點(diǎn)，選取表7中危險(xiǎn)點(diǎn)作為評(píng)估點(diǎn)進(jìn)行分析說明。

圖9 氣動(dòng)疲勞載荷工況應(yīng)力云圖

圖10 組合工況應(yīng)力云圖

表7 各工況下危險(xiǎn)點(diǎn)利用度列表

從以上圖表可以看出：最大應(yīng)力幅值主要出現(xiàn)在窗角位置。各個(gè)工況中利用度最大值分別為0.0255、0.0348、0.1448、0.5145和0.5800，都小于1，滿足車體疲勞強(qiáng)度的需求，同時(shí)最大利用度的點(diǎn)也是在窗角位置。橫向?qū)Ρ葦?shù)據(jù)可以發(fā)現(xiàn)，對(duì)車體疲勞強(qiáng)度影響大小依次是氣動(dòng)載荷、垂向振動(dòng)、橫向振動(dòng)和縱向振動(dòng)。

根據(jù)疲勞強(qiáng)度影響因素的分析可知，在疲勞強(qiáng)度中主要考慮的焊接接頭形式、板材厚度、殘余應(yīng)力等因素?？紤]循環(huán)載荷譜特性的影響，所以，對(duì)疲勞強(qiáng)度修正為

σBK=σ-1N·kt·KE·KBK

(19)

式中：σ-1N表示對(duì)應(yīng)焊接接頭在應(yīng)力比為-1條件下的許用疲勞強(qiáng)度；kt表示板厚的影響因子；KE表示殘余應(yīng)力的影響因子；KBK表示疲勞載荷循環(huán)影響因子。

因此將上述5個(gè)疲勞工況進(jìn)行1000萬次的疲勞循環(huán)，得到最危險(xiǎn)5個(gè)點(diǎn)的利用度見表8。

表8 考慮循環(huán)載荷利用度列表

從上表中可以看出考慮載荷循環(huán)次數(shù)后，總體利用度明顯都有了提高；危險(xiǎn)點(diǎn)還是集中在母材窗角的位置，最大值小于1。所以車體在EN12663標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的疲勞工況載荷循環(huán)1000萬次時(shí)滿足車體疲勞強(qiáng)度的要求。

6 結(jié)論

通過本文的研究結(jié)果可以看出：根據(jù)EN12663標(biāo)準(zhǔn)制定高速列車車體的載荷工況，對(duì)車體進(jìn)行強(qiáng)度仿真分析，計(jì)算結(jié)果表明靜強(qiáng)度結(jié)果均小于車體相關(guān)結(jié)構(gòu)的許用應(yīng)力。

選用DVS1608標(biāo)準(zhǔn)對(duì)于鋁合金車體進(jìn)行疲勞強(qiáng)度評(píng)估，由于車體在服役過程中受到垂向、橫向、縱向以及氣動(dòng)載荷的影響，所以使用多軸應(yīng)力評(píng)估方法計(jì)算母材和焊縫的利用度。對(duì)有限元計(jì)算結(jié)果進(jìn)行處理，得到適用于評(píng)價(jià)標(biāo)準(zhǔn)的方向應(yīng)力，最終得到各個(gè)評(píng)估點(diǎn)總的利用度。

考慮了載荷循環(huán)對(duì)母材或者焊縫許用疲勞強(qiáng)度的影響，對(duì)評(píng)估點(diǎn)總利用度進(jìn)行修正。計(jì)算結(jié)果表明，所有工況得到的最大應(yīng)力值都滿足材料或者焊縫的屈服強(qiáng)度，并且有一定的富裕量。