電力機車車體結構優化分析

盧晶華,楊俊杰

(中國北車股份公司 大同電力機車有限責任公司,山西大同037038)

車體是電力機車的主要承載部件,也是電氣設備和輔助裝置等的安裝基礎。由于高速機車的“信息化、模塊化、系列化和標準化”程度的提高,車內設備日益增加,導致機車總重逐步增加。為保證高速機車平穩運行并減輕機車高速運行時對線路的動力作用,要盡可能地減輕機械部分的質量,而車體則是減重的主要對象。利用ANSYS提供的一階優化方法,對板厚進行優化處理,并對優化后的車體進行了多工況的靜強度和模態分析。

1 機車車體結構說明

以某新設計高速機車為例,車體整體結構采用框架式整體承載全鋼箱形殼體焊接結構,單曲線流線化雙端司機室、具有部分中梁式底架、波紋板側墻、可拆卸鋁合金大頂蓋。底架由端部、兩個邊梁和兩個低位牽引橫梁等幾個模塊構成。底架端部由牽引梁、枕梁、兩個邊梁及兩個連接牽引梁和枕梁的連接縱梁組成,邊梁上設有吊車銷孔。側墻骨架由上弦梁和支撐立柱組成,其上覆蓋波紋鋼板。上弦梁由兩根鋼板壓型件組成一個封閉的箱形梁結構,在內部與立柱相對應的部位設有加強筋,以增加強度和剛度。

2 車體結構優化的數學模型

(1)設計變量

在車體結構中,所有的梁件均可視為板的組合,故設計變量可以板厚作為基本參數。表1給出了設計變量的選擇及上下限值。

(2)狀態變量

對于機車車體的結構優化問題,約束變量即為應力和位移應在有關規范確定的范圍內,對于車體而言,在靜動態特性方面需要滿足《高速試驗列車動力車強度及動力學規范》的要求。車體的結構材料主要采用兩類:側墻波紋板及司機室蒙皮采用S275J2G4低合金結構鋼板,其屈服極限σS為275 MPa,強度極限 σb為430 MPa,其他部位采用S355J2G4低合金結構鋼板,其屈服極限σS為355 MPa,強度極限 σb為 490 MPa。根據TB/T 1335—1996《鐵道車輛強度設計及試驗鑒定規范》可知,車體垂向彎曲剛度應滿足車體在垂直靜載荷工況下的撓度比f/L小于1/1 500這一要求,由車體在垂直靜載荷工況下的撓度值計算出撓度比來校核它的垂向彎曲剛度。

表1 優化設計中采用的設計變量

(3)目標函數

目標函數為車體結構的質量,即約束變量在滿足各種動靜態要求的前提下,使車體結構的自重最小。

3 車體結構的有限元模型

采用整車計算模型?；谲圀w結構特點和受力特點,將車體結構用薄板組合結構來模擬,選用shell63、combin14、solid45、mass21 4種單元對車體結構進行離散化,單元尺寸按30—80 mm處理。車體計算模型中共有殼單元74 597個、實體單元132個、質量單元3 781個、彈簧單元288個,節點68 614個。車體結構有限元模型如圖1所示。

圖1 車體結構有限元模型

4 機車車體結構的優化

選取垂向動載荷、縱向壓縮和縱向拉伸3個工況進行優化設計分析。采用ANSYS提供的一階方法進行設計變量的全面優化。經過10次迭代,車體質量由13 113kg減至11 137kg,相對減重率為15.22%。優化迭代過程中的收斂情況如圖2所示,橫坐標是迭代次數,縱坐標是車體結構總質量。

由于實際生產中,鋼板的厚度是有規定的,所以要對最優設計集進行規劃,從而得到滿足實際生產工藝的設計集。優化前后的板材厚度見表1。

圖2 車體優化迭代收斂過程

5 強度、剛度與模態校核

按照《200 km/h及以上速度級鐵道車輛強度設計及試驗鑒定暫行規定》進行載荷計算及計算工況的確定與評定。

(1)垂向靜載荷工況(車體自重+設備質量)

車體最大組合應力為145.613 MPa,位于底架的小橫梁與中梁交接處,小于材料的許用應力。

(2)垂向動載荷工況(車體自重+設備質量的1.3倍)

車體最大組合應力為189.297 MPa,位于底架小橫梁與中梁交接處,司機室和側墻的最大組合應力為175.886 MPa,均小于材料的計算容許應力。

(3)縱向壓縮工況1(車體自重+設備質量+FYS(縱向壓縮力))

縱向壓縮載荷FYS是在車鉤中心線高度上沿縱向作用2 000 kN的壓縮載荷。車體最大組合應力為337.669 MPa,位于底架后從板座后面的底架漿蒙皮上,司機室和側墻的最大組合應力為274.354 MPa,均小于各材料的容許應力。

(4)縱向壓縮工況2(車體自重+設備質量+F1S(縱向壓縮力))

司機室前窗下的縱向壓縮載荷F1S是在車體端墻上側墻車窗下緣高度處作用300 kN的縱向載荷,另一端作用在車鉤中心線高度上。車體最大組合應力為351.462 MPa,位于一端司機室前窗下檐中間處。

(5)縱向壓縮工況3(車體自重+設備質量+F2S(縱向壓縮力))

司機室前窗上的縱向壓縮載荷F2S是在車體端墻上側墻車窗上緣高度處作用300 kN的縱向載荷,另一端作用在車鉤中心線高度上。車體最大組合應力為229.901 MPa,位于一端司機室前窗上橫梁上,小于材料的計算容許應力。

(6)縱向拉伸工況(車體自重+設備質量+FLS(縱向拉伸力))

縱向拉伸載荷FLS是在車鉤中心線高度上沿縱向作用1 500 kN的拉伸載荷。車體最大組合應力為326.121 MPa,位于二端底架枕梁上,司機室和側墻的最大組合應力為199.732 MPa。均小于材料的容許應力。

(7)單端頂車工況1(車體自重+設備質量+一位轉向架質量)

使用Ⅰ端救援銷孔起吊車體和Ⅰ端轉向架,Ⅱ端轉向架作為支承點。車體最大組合應力為254.698 MPa,位于二端底架側梁底板處。司機室和側墻的最大組合應力為211.886 MPa。小于各材料的容許應力。

(8)單端頂車工況2(車體自重+設備質量+二位轉向架質量)

使用Ⅱ端救援銷孔起吊車體和Ⅱ端轉向架,Ⅰ端轉向架作為支承點。車體最大組合應力為238.134 MPa,位于一端底架側梁底板處。司機室和側墻的最大組合應力為174.537 MPa,均小于各材料的容許應力。

(9)整體起吊工況(車體自重+設備質量+轉向架質量)

使用整體起吊孔將車體和轉向架一起起吊。車體最大組合應力224.527 MPa,位于底架上。司機室和側墻的最大組合應力為209.117 MPa。均小于各材料的容許應力。

(10)優化后的剛度計算結果

圖3為優化后車體底架邊梁的變形計算結果。優化后車體底架邊梁中部相對二系彈簧單元上部下撓2.845 mm,L=10 500 mm,為車體底架上轉向架中心距。車體撓跨比為:

圖3 車體底架邊梁的變形

f/L=2.845/10 500=1/3 690.7＜1/1 500

(11)模態分析工況

圖4為優化后的車體一階垂向彎曲振動的振型。車體一階垂向彎曲振動的模態頻率是24.578 Hz,滿足整備狀態車體垂向一階彎曲振動頻率應大于等于10 Hz的要求。

圖4 車體一階垂向彎曲振動振型

6 結束語

以合理化的車體結構鋼板厚度為設計變量,以車體結構的應力、位移為狀態變量,以車體質量最小為目標函數,對電力機車車體進行了全面的輕量化優化設計分析,并對優化設計后的車體結構進行了強度、剛度校核計算。結果表明:

(1)優化后的車體結構減重15.22%,車體的等效應力分布與優化之前相比均勻,材料的利用比較充分,設計更趨合理。

(2)優化后的車體在有國家認證資格的質量檢測中心主持的強度試驗中順利通過型式試驗。目前,該機車已經順利下線。

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