CRH2动车组车体结构优化设计

王 超 厚

(南昌铁路通达工贸有限责任公司，330002，南昌)

0 引言

客车车体性能与乘员人身安全有着直接联系，因此应保证其在发展过程中具有足够的强度与刚度[1]。据车体的结构特点及相关的结构参数，应用PRO/E二维装配软件建立了CRH2型动车组车身上部的三维实体模型；利用ANSYS有限元软件建立三维车身模型，对车身结构各部件之间的相互位置关系以及它们之间的相互作用进行了详细地分析，确定其相应的求解关系。也可以很容易地得出各部件之间在各工况下的相互影响情况及结果，为后续深入的研究提供了可靠的依据。并根据所求得的响应值，运用多目标优化算法，以提高车内噪声水平为主要目的，对原设计方案进行改进。本文从理论上推导出影响车外声辐射的主要参数。车身是一个复杂的系统，在进行三维模型仿真时，为了保证其结构强度和应力满足设计要求，需要对其进行计算，验证其正确性[2]。以某车型为例，建立了该车整车动力学分析模型。运用多刚体系统理论对该车进行动态特性分析。并根据此分析方法对原设计方案进行优化处理，得出改进方案。为以后进一步研究奠定基础。在此基础上，采用数学公式法来建立有限元模型，并利用多级模态分析法进行验证[3]，结果基本一致：用数学表达式法比有限元法计算得到的车辆结构振动频率更接近于实际情况。因此，通过选择合适的方法解决具体所面临的问题。在此基础上，根据车体技术参数及国内车辆标准，对CRH2型动车组车体进行了多工况载荷计算；运用该方法，考察了在不同的负载情况下，车身是否满足车辆的行驶工况和稳定工况。

1 建立车体几何模型及有限元模型

受制于不同的边界约束影响，模型中存在多种受力情况，因此会产生许多细小复杂的结构。正因为这些微小的缺陷往往不易引起人们的注意和发现，所以需要对其进行准确的处理。为了减少工作量，保证能够得到相对正确的数据，基于此保证模型基础结构稍加简化，简化部分受力小[4]。

将总体坐标系固定在模型中设定的位置，不允许坐标系随模型的设定而改变；ANSYS/LS-DYNA用于有限元软件中，分别模拟车辆在各种工况下的动力响应和碰撞过程。车身由双壳铝合金混合型材焊制成。由于该结构具有较好的抗腐蚀能力和良好的强度性能，因此被广泛应用于地铁车辆中。为使车体模型符合实际行驶车体，车体应采用“壳体”，并通过“壳体”厚度分析得到最优厚度。

对于整个车身承载及变形应力的构建，因其影响较小，可以忽略。而通过减少这些结构件就能达到降低整车质量和成本的目的。因此，利用这种技术来提高汽车的整体性能。仅就制造工艺而言，增加倒角和圆角对结构强度和刚度的影响与车身相比并不显著，可以简化。部分零件包含孔、肩等无效部件，对车体强度无明显影响。对组件表面进行圆化，使其光滑。梁是一个结构复杂的多孔模型，在构造梁模型时应本着简化和优化的原则进行有机简化绘图。

在ANSYS有限元分析求解过程中，针对不同的问题需要采用不同的方法进行求解[5]。ANSYS网格划分完成后，由于划分的网格过于简单，形状不够合理，无法进行精确的计算求解。这里采用Smart Size网络划分控制。本文以CRH2型动车组的双壳式铝合金客车为例，建立其三维几何模型及力学分析模型，运用大型通用有限元软件ABAQUS对底架结构、车门结构及端壁板分别建模并施加边界条件。在对底架和门角小构件模型进行有限元网格划分时，采用梁BEAM的188个单元进行网格分隔，网格分隔宽度为30 mm[6]。而车身的其它构件，例如车顶、侧壁、波纹地板、端壁等均采用壳单元进行网格分割，目前采用的壳单元型式为SHELL63。在建立了相应的几何和物理模型后，利用大型通用有限元软件ANSYS分别对该车体结构的静态、动态特性进行数值仿真。栅格宽度最大值为80 mm。通过查阅有关文献资料，可以得到如下结论：双壳铝合金车身总弹性模量值大小为E=6.9E4 MPa，泊松比V=0.3，总材料压力ρ=7.8E-9 t/mm2。如图1所描述的车身总体的有限元模拟架构图。

图1 车体整体结构有限元模型结构图

2 车体结构刚度评估

进行车体的设计之前，需要对车体的刚度进行校核评估，从而保证设计的车体在实际使用中具有较好的刚度，由于车体结构本身存在一定程度上的非线性因素，因此在实际运行中不可避免地受到各种外界干扰而使系统发生变形，从而影响到车辆正常行驶和乘坐安全。刚度的好坏直接影响到乘客乘坐的乘车安全性及舒适性，同时也会对车体构件造成损伤甚至导致材料老化。

模态分析表明：车体的一阶固有频率为10 Hz左右；本文对影响车体模态的主要因素进行了研究，通过基于数学的和有限元多阶模态分析方法，分别对其进行了计算和试验[7]，然后以CRH2动车组车体为例，分别使用了有限元法、多尺度法和边界元法3种分析方法，来求解其振荡频率。在此基础上，又选择了2种典型工况分别对车辆的一阶、二阶和三阶振型和多阶弯曲固有频率进行了校核检验。在符合国家规范中规定的弯曲固有频率不小于10 Hz的情形下，对车辆各模态进行了解析比较，并得出了最终的分析结论。

一阶弯曲固有频率：

(1)

其中：g是车体的重力加速度；δ是车体的结构厚度，本文为12.71 mm；WC是空载工况下的车体重量；W是车体的实际载重；W=(车体自重+最大乘客重量-各设备集中载荷)×1.1=423.94 N，本文乘客重量取0.75 kN/人，最大乘客数取100人。

将各值代入公式(1)，求得fc=10.987 Hz。

以上求得的fc一阶弯曲频率大于10 Hz，达到国家标准。

由弹性力学得到系统动力学微分方程：

MX′+CX′+KX=F

(2)

其中：M是车体的质量矩阵；X是车体的位移响应向量；C是车体的阻尼矩阵；X′是车体的加速度响应向量；K是车体的刚度矩阵；F是车体的输出力向量。

阻尼既可以减少对振荡的影响，也可以降低因共振产生的谐振,而且对共振干扰并不明显,因为算法的复杂性，可以将它省略。当车体保持自由姿态后,其不受任何激励，可简化系统过程如下：

MX′+KX=0

(3)

不计系统中阻尼对其的影响并且假设系统中不受另外的外力，基于三角函数法，可以得出质点位移随时间变化的函数关系：

xj=xAjsin(ωjt+θj),j=1,2,3,…,m

(4)

其中：xj是第j阶振型的位移列矩阵；xAj是第j阶振型的振幅矢量；ωj为第j阶振型的固有频率；t是振动时间；θj是第j阶振型的相位角；m是系统自由度。

将式(4)带入式(3)得：

(5)

在不考虑系统外力情况以及阻尼所带来的改变条件下，车体本身所具有的特性就是本节所需要求解的车体的模态。

通过计算分析可知，2种计算方法得出的一阶固有频率都满足国家标准，从而设计的车体满足国家要求的车体刚度标准。

3 车体载荷的确定

按照JISE7106《铁路一般规范》[9]所要求的标准，车体垂向动载系数设为1.1。在空车状态下，车体所受的垂向载荷W=388.7 kN。基于前文的赘述及分析，分别计算空车和整备状态下的垂向载荷，则[10]：

1)在空车状态：垂向载荷大小为W=388.7 kN。

2)在工作整备状态：垂向载荷为额定载荷，载荷大小为419.4 kN。

图2 工作整备状态

3)在最大载荷状态：最大载荷，载荷大小为471.5 kN。

图3 最大载荷状态

根据上述可得载荷情况总表如表1。

表1 各工况及载荷情况

4 车体各工况计算优化方案

受计算机以及环境条件等因素的制约，本文将受载模型简化为只有底架模型。 然后利用ANSYS软件对车辆-桥梁耦合系统进行模态分析。研究结果表明：在水平方向上，随着荷载作用位置向桥面中心移动，其频率也随之增加。但这种趋势逐渐减弱。方法对车体底架进行了均匀分布，通过数学积分与局部优化分析相结合的方式分析[11]；这简化可以有效地缩短网格划分所需的时间和条件，减少对计算机的限制，复杂网格和复杂结构的模型容易使计算机死机，无法进行划分和计算[12]；简化可以使模型约束和受力面更加清晰，可以从细节上看出模型的受载荷情况和应力大小[13]；也可以更清楚地看出所需的优化部位并进行分析[14]。

4.1 工况1(空车状态)

从图形上可以知道：应力分布云图中应力值最大值为90 MPa，该应力区间主要位于2系悬挂和横梁接触部位，其最大值如图4(a)所示。根据有限元分析结果可以看出：随着载荷的增大，底架结构各部位受力逐渐均匀，且均处于弹性范围内；同时由于各点承受压力不均衡导致节点发生了一定程度的破坏。底架中部横梁结构上出现位移最大值，其位移最大值如图4(b)所示。

图4 最大应力部位分布云图与最大位移部位分布云图

4.2 工况2(额定载荷状态)

在额定载荷工况下，最大的应力值为98 MPa，如图5可知，最大的位移出现在底架中间横梁结构处。位移图如图5(b)所示。

图5 最大应力部位分布云图与最大位移部位分布云图

4.3 工况3(最大载荷状态)

在最大载荷工况下，最大的应力值为108 MPa，由图6可知，最大的位移出现在在2系悬挂部位牵引梁直角处。位移图如图6(b)所示。其位移最大值的图如图6(b)表示，具体出现在底架中部横梁处。

图6 最大应力部位分布云图与最大位移部位分布云图

在车体行驶过程中，车体底架在各工况下所受的最大应力以及最大位移数据如表2所示。

表2 各工况下所受的最大应力

根据参考文献，车体选用的制造材料为大型中空铝型材和铝合金挤压型材。许用应力范围为205 MPa，最大应力为108 MPa。因此在实际应用时，应尽可能选择具有足够强度的材料，以避免因承受过大载荷而导致损坏。同时为了使计算结果更为准确可靠，本文还采用了有限元方法对其进行计算分析。从比较应力的大小可以看出，结论正确，符合实际要求。

表3 各工况下最大位移

由分析结果可得到：最大位移出现的位置均为位于中间横梁上的焊接部分；这里的构造与其它构造相比较少，尽管应力集中不是很明显，但位移出现的次数最多。因此建议该区域为车辆运行安全重点关注区域。通过对比不同工况下各部件振动加速度响应和整车垂直载荷谱，验证了该车设计方案合理性。通过数据可知：若车体出现最大位移大于30mm,则无法进入运营过程；可以看出，本文得到的最大位移值为15.2 mm，满足理论要求。

5 结构优化

由计算结果可知：在装配式2系悬挂和拖车梁焊缝处，受力最大；最大变形出现在中部的横梁上。由此得出的结果可以为车身底盘的结构尺寸进行最优设计。在建立纵梁的模式时，可以选用大跨度的纵向横杆，使其在中部具有较大的横断面和较大的承载量。在边沿部分的断面更少，可以承受更低的承载力，既可以在负荷条件下进行变形，又可以节省物料[15-16]。减轻了物质的品质。

从以上所描述的变横断面的应用中，可以描绘出图7(a)和7(b)中所说明的最佳配置。

图7 变截面纵梁

6 优化后结构分析

如图8所示为工况3的优化结果。

图8 优化后应力分布云图

通过对该结构进行了工作状态的分析，从总体的应力分布情况来看，该模型的最大应力为97.8 MPa。最大的受力是在2系悬吊位置和转向架的连接处。最大的位移出现在底部框架的中部横向构件，它的最大位移曲线见图9。

图9 优化后的最大位移分布云图

从表4可以看到，通过对基础框架的优化，可以获得某些最佳效果。在没有进行最优设计时，横杆的横断面为常数，经过优化后采用了变断面。它可以在较大的荷载和最大的变形条件下进行加固。比较了最大位移和最大变形，在未经调整的情况下，最大变形值为15.2 mm，最大变形值为13.7 mm。这一方案是最好的。

表4 优化前后所得数据对比

7 结束语

本文通过分析2种不同的刚度模态验证列车结构的合理性，基于不同的仿真工况，对其结果进行疲劳分析及强度校核，通过计算分析，其结果均满足材料的应力条件。

由仿真结果可知，优化的结果合理且满足要求，同时优化应力集中及位移优化也是存在必要，从而满足更好的设计结构要求，也是最好的优化设计结果。