谢素明 ，韩志远 ，牛春亮 ，王怀东

(1. 大连交通大学 交通运输工程学院，辽宁 大连 116028；2. 中车长春轨道客车股份有限公司 国家轨道客车工程研发中心，吉林 长春 130062)*

0 引言

作为连接车体与转向架的铝合金地铁车体枕梁，在列车运用过程中，既承受着由空气弹簧传递的车体垂向载荷又承受着由牵引梁传递的车钩纵向载荷[1]，在检修过程中发现枕梁焊缝处存在疲劳裂纹问题.因此，枕梁及其连接部件的强度问题在地铁车体的设计阶段受到重点关注.

铝合金枕梁的研究工作主要涉及到结构性能分析、制造以及焊接工艺方面.张冉以新加坡铝合金枕梁为研究对象，对枕梁的焊缝进行静强度分析和疲劳寿命预测，并开展了相关试验研究，针对强度薄弱部位进行了结构改进[2]；邹侠铭针对铝合金枕梁生产中出现的焊接变形量大、焊缝存在缺陷等质量问题，进行了分析并制定了有效的改进措施[3].田有刚根据EN 15614-2标准,对牵枕缓焊接接头进行了焊接工艺评定，并借助试验分析牵枕缓焊接变形的产生原因，提出了预留工艺放量、制作专用工装等措施来控制焊接变形[4].当前，车体枕梁部件已经由焊缝密集的铝合金板材组成结构演变为主要由铝合金型材对接组成结构，铝合金型材组成的枕梁焊缝数量少、强度高.

为了适应我国轨道车辆的国际化发展，现执行的国外设计标准的车体承载工况复杂且多样化，对车体性能提出了更高的要求.当考虑转向架与车体相对加速度3g冲击时，纵向冲击力与枕梁下表面有一定的距离，致使枕梁承受相当大的弯矩，造成枕梁与中心销座(与转向架连接)的连接部位强度裕量不足.

该工况试验时，由于中心销座的存在，无法通过应变片检测该连接区域，存在着相当的安全隐患.本文建立某铝合金地铁枕梁及其连接部件实体接触分析模型，研究加载高度、联接螺栓数量、以及中心销座厚度对部件强度的影响；依据部件接触面积，建立枕梁及其连接部件强度快速分析模型，提高建模和求解效率；并利用快速分析模型开展枕梁及其连接部件的强度设计.

1 结构及承载特点

某铝合金地铁车体枕梁结构由两型材和板材组焊构成，其中枕梁型材与中盖板为对接焊连接，加强板与枕梁型材及中盖板之间采用角焊连接[5].连接转向架的中心销座与枕梁通过八个联接螺栓连接；枕梁与地板型材、边梁以及牵引梁均为焊接连接，参见图1.枕梁型材为ENAW-6082，其屈服强度为260，中盖板以及与枕梁型材连接的加强板、牵引梁连接板等材质均为EN-AW6005A，其屈服强度为215，焊缝热影响区的屈服强度为115.中心销为铸钢件，螺栓性能等级8.8级.转向架与车体以相对加速度3 g冲击时，冲击载荷为转向架质量乘以3 g(加速度g取为9.81m/s2).由于冲击载荷施加在与枕梁下表面具有一定高度距离的中心销座上，所以，转向架产生的纵向力先传递给中心销座，然后通过螺栓传递给枕梁，枕梁与中心销座连接部位会受到相当大的附加弯矩作用.

图1 枕梁及其连接结构示意图

2 强度影响因素

转向架冲击产生的附加弯矩作用，会较大地影响枕梁与中心销座的接触关系.因此，为了计算结果的准确性，枕梁及其连接部件结构强度分析模型必须考虑枕梁、中心销、螺栓以及螺栓垫片之间的相互作用关系.接触分析模型中(图2)，枕梁、牵引梁、地板连接板、螺栓、垫片以及中心销座均离散为实体单元，其它部件离散为四节点薄壳单元，单元总数为784 043；节点总数为714 971，其中：部件之间定义了26个接触对，摩擦系数取为0.15，转向架质量为8 100 kg.

图2 枕梁及其连接部件强度分析的接触模型

进行含有螺栓联接问题的接触分析时，要通过施加螺栓预紧力来调试接触模型.枕梁与中心销座的联接螺栓为M24，预紧力矩500 N·m，螺栓预紧力为104 167 N.需要构建预紧单元来施加螺栓预紧力.调试接触模型时需注意：①选择刚度较大的中心销座面为目标面；②低估值的接触刚度比高估值的接触刚度要好，较低的接触刚度比过高的接触刚度导致的收敛困难问题更容易解决，本文接触刚度由0.1开始设置，然后由小变大，慢慢调整至0.5，此时孔边区域应力值趋于稳定；③通过预紧力工况判定施加的预紧力是否正确[6].转向架冲击载荷为238 kN；加载高度为355 mm.接触分析模型的位移约束：空气弹簧位置约束垂向线位移，底架地板两端约束纵向线位移，底架边梁与侧墙连接部位约束垂向和横向线位移.

两个方向的转向架冲击工况的计算结果如图3所示.由图3可以看出：枕梁与中心销连接的螺栓孔附近(孔边的第二层结点的应力，参见图4)为高应力区域，其中+3 g工况的应力大于-3 g工况的，最大Von. Mises应力值接近150 MPa，该区域均为焊缝热影响区，屈服强度为115 MPa.

(a)预紧力工况

(b) -3g工况

(c) +3g工况

图3枕梁及其联接部件接触区域的应力云图

载荷施加高度分别为250、355、500 mm时，转向架冲击+3g工况作用下，沿联接螺栓孔边(应力选取位置见图4)的Von. Mises应力变化曲线如图5所示.由图5可以看出：①加载高度越高，螺栓孔边的应力就越大，当沿孔边距离A点30mm时，随着加载高度的增加，应力值分别为114.497、143.581和177.023MPa；②相同加载高度时，沿孔边距离A点36 mm时(离焊缝最近的区域)孔边的应力达到最大，三种加载高度对应的最大应力分别为116.698、147.816、184.126 MPa；当联接螺栓数量分别为6,8,10时，在转向架冲击+3 g工况作用下，沿联接螺栓孔边的Von. Mises应力变化曲线如图6所示.由图6可以看出：①螺栓数量越多，螺栓孔边的应力越小，当螺栓数量分别为6、8、10，沿孔边距离A点30mm时，应力分别为186.122、143.19、125.18 MPa；②当螺栓数量由8个减为6个时，螺栓孔边的应力增加幅度非常明显，增幅最大为50 MPa；当螺栓数量由8个增加为10个时，螺栓孔边的应力有一定的降幅，降幅最大为21 MPa；中心销座厚度分别为25、30和35 mm时，在转向架冲击+3 g工况作用下，沿联接螺栓孔边的Von. Mises应力变化曲线如图7所示.由图7可以看出：当沿孔边距离A点60 mm以内时，中心销座的厚度对孔口区域应力影响较小；当距离A点60～66 mm时，中心销座的厚度对孔口区域应力影响较大.

图4 应力数据选取位置示意图

图5 不同加载高度对孔口区域应力的影响

图6 螺栓数量对孔口区域应力的影响

图7 中心销座厚度对孔口区域应力的影响

3 快速分析模型

冲击工况下枕梁及其连接部件结构强度接触分析的建模工作量大、计算耗时且难于收敛.结构设计改进重分析时，周期过长，无法满足高效率的设计要求.经过分析上述计算结果，可以获得冲击工况下枕梁和中心销座的接触面积，据此，在枕梁及其连接部件的壳单元模型中，采用beam梁单元模拟螺栓，借助“位移耦合”建立枕梁和中心销座的传力关系，可极大地提高建模效率和计算速度.枕梁及其连接部件强度快速分析模型以任意四节点薄壳单元为主，三节点薄壳单元为辅，单元总数为176142，结点总数为85813.

转向架正向冲击载荷加载高度为355 mm，快速分析模型的枕梁与中心销连接的螺栓孔附近的计算结果见图8，由A-B沿孔边的两种分析模型的应力如图9所示.由图9可以看出：快速分析模型的应力均大于实体接触模型的，两者的最大误差为9%，发生在沿孔边距离A点18 mm处.当沿孔边距离A点36 mm时，两模型的孔边应力均达到最大；当沿孔边距离A点大约42～66 mm之间时，两种模型的计算结果基本一致.

图8 接触区域的应力云图

图9 两种模型的孔口区域的应力曲线

结合图3和图8,得知，枕梁及其连接部件接触区域的安全系数为0.78.究其原因，枕梁与牵引梁连接焊缝位置位于大应力区域，且该区域的屈服强度低.若将枕梁型材下表面连接部位增宽20 mm，与其连接的牵引梁下表面相应缩短20 mm(参见图10).这样一来，枕梁与中心销联接螺栓孔就远离了枕梁与牵引梁连接焊缝，枕梁型材的屈服强度为260 MPa，这时，枕梁及其连接部件接触区域的安全系数为1.73.

图10 枕梁和牵引梁局部改进结构

4 结论

(1)在转向架冲击载荷作用下，枕梁与中心销座的连接部位为强度薄弱区域，其中正冲击工况的枕外连接部位应力更大；

(2)加载高度和联接螺栓数量对部件强度的影响大，高度越高、螺栓数量少、应力越大；中心销座厚度对部件强度的影响很小；

(3)快速分析模型的计算结果与实体接触模型的结果最大误差为9%，且前者的应力均大于后者的.所以，可以利用快速分析模型对类似结构的进行保守的强度分析；

(4)增宽枕梁型材下表面和缩短与其连接的牵引梁下表面的改进方案，可提高枕梁及其连接部件接触区域的安全系数.