某軌道車輛箱體結構強度仿真分析

張琪 ZHANG Qi；劉元君 LIU Yuan-jun；唐明軍 TANG Ming-jun；車全偉 CHE Quan-wei；王俊杰 WANG Jun-jie；衣海嬌 YI Hai-jiao

（中車青島四方機車車輛股份有限公司，青島 266000）

0 引言

近年來，隨著我國軌道車輛的迅速發展，大量軌道車輛的投入使用，列車通常需配備水箱來滿足乘客的用水需求。軌道車輛上使用的水箱規格較大且載水量大，對箱體的結構設計既需考慮箱體自身的結構強度又需考慮內部液體對箱體的沖擊強度。軌道列車在高速運行時有減速、加速、線路不平順和通過曲線等工況，這些工況都會導致箱體內液體晃動，從而引起箱體的變形和振動。對于液體晃動的研究，國外Plipchuk V.N[1]使用單擺模型研究了自由液面的晃動現象。Aykyildiz[2]采用了有限差分法分析了矩形艙內液體晃動對艙體的沖擊壓力變化。國內對軌道車輛帶液體的箱體研究主要有羅超勇[3]將車體與水箱耦合進行了系統動力學仿真，研究了高速動車組水箱設備液固耦合振動分析。李明高[4]對動車組的吊裝水箱進行強度分析，其主要是基于Ansys Workbench 對動車組吊裝水箱的聯接螺栓、滑塊、C 型槽進行強度校核。大部分傳統的箱體流固耦合分析使用的是CFD 法，因CFD 法的計算量較大且對邊界條件有較高的敏感性，計算需要高性能的計算機及大量的計算時間。但CEL 法計算量相對較小且對于流體流動的微觀細節有較好的仿真描述能力。本文建立了箱體有限元模型，使用CEL 法模擬流固耦合沖擊，計算分析箱體靜強度、疲勞及沖擊強度，對箱體結構設計提出參考建議。

1 模型結構

箱體尺寸：長2100mm，寬1080mm，高550mm，設計可容納液體1130L。箱體材料為SUS 301L-HT，材料屈服強度為685MPa，抗拉強度為930MPa，焊縫疲勞強度為40MPa。

2 有限元模型

箱體有限元模型主要采用ABAQUS 軟件中的殼單元（S4）對主體結構進行了模擬，單元尺寸20mm，局部細化。有限元模型如圖1 所示。

圖1 有限元模型

2.1 加載及約束

靜強度及疲勞工況計算時約束10 個吊座，沖擊工況需在10 個吊座處施加沖擊加速度。

依據Q/CR 580、EN12663 標準要求和IEC61373 中1類A 級沖擊標準要求，制定如下計算載荷和工況。

2.2 計算工況

2.2.1保壓工況

按照Q/CR 580 對箱體施加保壓30kPa。

2.2.2靜強度工況

參照EN 12663《鐵路應用鐵路車輛車身的結構要求第1 部分機車和客運車輛（貨運車輛交替法）》標準要求，分別計算縱向加速度、橫向加速度和垂向加速度的組合工況。具體工況如表1 所示。內部液體按100%容量計算。

表1 靜強度工況

2.2.3疲勞強度工況

參照EN 12663《鐵路應用鐵路車輛車身的結構要求第1 部分機車和客運車輛（貨運車輛交替法）》標準要求，分別計算縱向加速度、橫向加速度和垂向加速度工況。具體工況如表2 所示。內部液體按100%容量計算。

表2 疲勞強度工況

2.2.4沖擊響應工況

基于流固耦合理論，使用CEL 法模擬流固耦合沖擊，參照IEC 61373:2010《鐵路應用鐵路車輛車身的結構要求第1 部分機車和客運車輛（貨運車輛交替法）》中1 類A級沖擊標準要求，分別計算縱向加速度、橫向加速度和垂向加速度沖擊響應工況。具體工況如表3 所示。內部液體量按100%容量計算。

表3 沖擊工況

3 評價方法及評價指標

3.1 保壓工況分析結果

通常箱體在使用前，需進行保壓試驗以確保箱體密封。但箱體進行保壓試驗時，承受的應力與水箱運營狀態時所受應力狀態不一致，所以有必要先進行保壓工況的強度分析。在保壓工況中，在箱體內面上加載30kPa 垂直于面并且方向向外的壓力。

圖2～圖3 給出了保壓載荷工況下箱體的位移云圖和等效應力云圖。由圖可知：

圖2 保壓工況下箱體位移云圖（頂面）

圖3 保壓工況下箱體等效應力云圖（頂面）

①保壓載荷作用下，箱體的最大變形量為3.2mm，發生在箱體頂板，如圖2 所示；

②保壓載荷作用下，箱體的最大等效應力值為488.6MPa，如圖3 所示，發生在箱體頂板長圓孔周邊角焊縫處，小于屈服極限685MPa。

由此分析結果可以看出，箱體最大變形位置為箱體頂板靠近中心的平面位置，應力最大位置為箱體頂面靠近中間位置的焊縫處。

3.2 靜強度工況分析結果

圖4～圖6 給出了箱體靜強度工況的應力云圖。由圖可以得出：在工況一中，最大等效應力值為36.9MPa，如圖4 所示，位置為箱體底部筋板與側板連接處；在工況二中，最大等效應力值為206.2MPa，如圖5 所示，位置為頂板長圓孔焊縫處；在工況三中，最大等效應力值為142.2MPa，如圖6 所示，位置為上部蓋板長圓孔焊縫處。三種工況應力最大值均小于屈服極限685MPa。靜強度工況中，應力較大位置均為箱體焊縫處。

圖4 靜強度工況一等效應力云圖

圖5 靜強度工況二等效應力云圖

圖6 靜強度工況三等效應力云圖

從箱體靜強度等效應力云圖中，可以看出，箱體三種工況的最大應力位置均為焊縫處。在垂向加載的工況一中，液體均向底板傳力，即液體對箱體底部的作用力最大，箱體側板底部焊縫受力較大為危險區域。在縱向加載的工況二中，液體均向側板傳力，液體對箱體側板的作用力最大，箱體頂板受應力從中間區域到側邊依次加大，即頂板焊縫受力較大為危險區域。在橫向加載的工況三中，液體均向端板傳力，液體對箱體端板的作用力最大，箱體頂板及底板受應力從中間區域到端部側邊依次加大，因頂板焊縫較多，所以頂板焊縫區為受力較大的危險區域。

3.3 沖擊響應分析結果

沖擊加速度：縱向為5g；橫向為3g；垂向為3g，根據標準的要求，沖擊的加速度理想化為標準半波正弦

本文沖擊工況使用的是顯示動力學分析計算，使用CEL 法模擬流固耦合沖擊。CEL 法是一種用于模擬固體—流體相互作用的計算方法。CEL 方法結合了歐拉方法和拉格朗日方法的優點，通過將流體和固體分別用歐拉網格和拉格朗日微團來描述，實現了流體和固體之間的相互作用模擬。

圖7～圖9 給出了箱體沖擊響應工況的流體狀態圖，可以看出在沖擊過程中，流體在箱內產生晃動，流體對頂板、側板、端板和筋板都產生了沖擊作用。在縱向沖擊的工況一中，流體對箱體側板產生沖擊，因頂部留有空間，流體同時向頂板流動，對頂板也產生沖擊。在橫向沖擊的工況二中，流體對箱體端板產生沖擊，因頂部留有空間，流體同時向頂板流動，對頂板也產生沖擊。在垂向沖擊的工況三中，流體對箱體頂板產生沖擊。

圖7 箱體滿箱縱向5g 沖擊工況流體變化

圖8 箱體滿箱橫向3g 沖擊工況流體變化

圖10～圖12 給出了箱體沖擊響應工況的應力云圖。由圖可以得出：

圖10 箱體滿箱縱向5g 沖擊工況等效應力云圖

沖擊工況一中，最大等效應360.9MPa，如圖10 所示，位置為頂板長圓孔焊縫處；沖擊工況二中，最大等效應324.1MPa，如圖11 所示，位置為頂板長圓孔焊縫處；沖擊工況三中，最大等效應力值為564.3MPa，如圖12 所示，位于頂板長圓孔焊縫位置。三種工況應力最大值均小于屈服極限685MPa。

圖11 箱體滿箱橫向3g 沖擊工況等效應力云圖

圖12 箱體滿箱垂向3g 沖擊工況等效應力云圖

將沖擊工況與靜強度工況對比，發現沖擊工況因考慮液體的瞬時流動，對箱體產生瞬時沖擊，最后分析得到的應力云圖是不一致的，因箱體內裝有設計100%容量的液體時，箱體上部仍有剩余空間，所以在沖擊工況時由于流體向頂板方向流動，對頂板產生了沖擊。即箱體的設計應重點考慮頂板焊縫的分布及強度大小。所以對于承載有大量液體的箱體，考慮流固耦合的沖擊響應的分析計算是十分有必要的。

3.4 疲勞工況分析結果

圖13～圖14 給出了箱體疲勞工況下的應力云圖，箱體疲勞工況中最大主應力發生在工況三橫向疲勞工況箱體端板豎梁焊縫處，如圖13 所示，最大主應力為20.7MPa；最小主應力發生在工況三橫向疲勞工況箱體端板位置，最小主應力值為-21.6MPa，如圖14 所示，兩者均小于非打磨角焊縫的疲勞極40MPa。

圖13 箱體橫向疲勞工況最大主應力云圖

圖14 箱體橫向疲勞工況最小主應力云圖

箱體的疲勞工況計算時，因受力較小，流體的流動范圍也較小，主要對有焊縫的箱體的端板及側板應力影響較大。同時箱體內部防波板的合理設計也能優化端板、側板的受力狀態。

4 結論

通過某軌道車輛箱體進行保壓、靜強度、疲勞和沖擊響應工況的仿真分析，得出如下結論：①保壓工況分析中，箱體的最大變形量為3.2mm，發生在箱體頂面；箱體的最大等效應力值為488.6MPa，發生在箱體頂板長圓孔周邊角焊縫，安全系數1.4。滿足標準要求。②靜強度工況下箱體的最大等效應力值為206.2MPa，發生在工況二，位于頂板長圓孔焊縫處，小于屈服極限685MPa，所以箱體的靜強度滿足標準要求。③沖擊響應工況中，流固耦合計算得箱體的最大等效應力值為564.3MPa，發生在滿箱垂向3g 沖擊工況中，位于頂板長圓孔焊縫位置，小于屈服極限685MPa，安全系數1.2。所以箱體的沖擊響應滿足標準要求。④疲勞強度分析中，箱體的最大主應力值為20.7MPa，最小主應力值為-21.6MPa 小于非打磨角焊縫的疲勞極限40MPa，最小安全系數1.9，發生在橫向疲勞工況。因此，疲勞強度滿足標準要求。

從本文箱體的強度分析過程中可得知，箱體頂板在靜強度及沖擊工況分析時，所受應力較大，尤其在箱體焊縫位置處受力較大，對箱體的設計應重點考慮頂板焊縫的分布及強度大小，同時通過疲勞工況的計算可以看出，箱體內部防波板的合理設計也能優化端板、側板的受力狀態。