0 引言

当今铁路货物运输的必然发展趋势是重载运输。罐车作为铁路货运主要车辆之一，在确保安全运输的要求下，还要兼顾提速和重载[1]。目前，在对已经投入使用的某型罐车进行检修时发现其枕梁焊缝处有裂纹出现，严重威胁了车辆的运输安全。因此，在罐车设计方案阶段必须预测焊缝处的疲劳寿命，以确保重载车辆的使用寿命。

近年来，研究人员对焊接结构进行寿命预测，研究中发现了一些疑难问题。被广泛应用的英国BS疲劳评估标准、美国AAR标准、IIW标准以及欧洲EN标准等将反复试验测得的焊缝数据进行整理，作为其疲劳评估中焊缝评价相关数值，但由于焊接接头受载荷作用的影响，其变化通常难以琢磨，研究者很大程度上依据实践经验选择焊接接头形式，这使得求解焊缝疲劳寿命存在一定的误差，且有限元分析中网格划分的大小、疏密程度对计算结果均有一定的影响。

美国ASME标准中的等效结构应力法是新奥尔良大学董平沙教授[2]在大量焊接试验基础上，以断裂力学理论为基础提出的准确计算焊接结构疲劳寿命的新方法。该方法运用解析法对有限元分析中的节点力进行计算，从而获得了结构应力，该应力对有限元网格尺寸不敏感，很大程度上降低了网格质量对计算结果的影响。此后，董教授对结构应力进行了修正，并将修正后的应力作为S-N曲线参量，实现了以一条主S-N曲线来预测焊接结构的疲劳寿命，解决了当前在焊接结构疲劳寿命预测中焊接结构形式选择难以把握的难题。

1 等效结构应力法

等效结构应力以断裂力学原理为基础，并综合考虑了应力因子对疲劳寿命的影响，而结构应力对求解应力因子又有重要影响[3]。等效结构应力换算关系式是在综合分析了焊接街头板的厚度、载荷模式、应力集中和焊趾缺口等众多因素的基础上，以这些因子为变量换算出来的，是基于夯实的理论基础得到的换算关系式。等效结构应力换算关系式为

 

式中：Δσs——结构应力；t——焊接接头板的厚度；I（r）——载荷；m——铁道车辆工程中的经验数值，取m=3.6。

由于美国农业技术发达，种粮食基本上不会出现亏本的情况。美国的农民甚至比一些工人还富裕，在政府的支持下，种粮食的人多了，粮食自然就多了，粮食多、成本低，出口有利润，为什么不出口呢？

修辞，英文所称的figure of speech或rhetoric，我们亦可以称其为文辞或修饰文辞。“修辞”本义就是修饰言论，我们利用多种语言手段以收获尽可能好的表达效果的一种语言活动。

本文创建的27 t大轴重罐车车体的有限元模型如图1所示。模型的单元总数为859 359，结点总数为841 217，单元属性和连接关系均在合理范围内并一定程度上寻优。

资产规模在一定程度上决定了银行的市场竞争能力、盈利能力和抗风险能力，而银行的盈利能力也是其资产规模扩张的关键。2007年底，银行业总资产只有53万亿元，但到了2011年末，这一数字已快速增长到113万亿元，短短4年翻了一番还多[2]。目前，中国银行的发展主要是依靠规模的扩张，而规模的扩张有利于银行业实现规模经济，降低成本。而且，在我国当前利差相对稳定的情况下，银行收入水平与存贷款规模高度相关，所以，有理由认为，高的规模扩张为银行业高利润提供了有利保障。

2 罐车车体静强度计算

2.1 车体建模方法与计算模型

主S-N曲线方程中采用变化范围而非数值大小来计算等效结构应力。它全面考虑了影响应力集中的板厚和结构应力等因素，具有通用性，适用于工程中任何方向的焊缝计算。

  

图1 1/2车体有限元模型Fig.1 1/2 car body finite element model

在有限元模型建立过程中，常常出现两个厚度不同的板相互连接的情况。为了简便快捷，在附材料属性时，两块板叠加区的厚度为相互连接的两块板厚度之和，该方法适用于对网格不敏感的构件。建模时，对于关键部位的传力关系需要更精确地表达。在创建大轴重罐车车体有限元模型时，牵引梁与从板座之间，心盘与枕梁下盖板之间，牵引梁上盖板与罐体之间采用位移耦合单位连接，其真实情况下的传力关系能被更准确地模拟出来。图2、图3分别给出了牵引梁与后从板座有限元模型和牵引梁上盖板与罐体有限元模型。

2.2 车体主要载荷

（1）垂向载荷：包括垂向静载荷和垂向动载荷（由垂向静载荷乘以动载系数）。

  

图2 牵引梁与后从板座有限元模型Fig.2 Finite element model of traction beam and rear plate seat

  

图3 牵引梁上盖板与罐体有限元模型Fig.3 Finite element model of upper cover and tank of traction beam

其中，动载荷系数Kdy的计算公式如下：

不同检测项目中以室内空气、压力灭菌、一次性医疗用品检测合格率最高为100%,医护人员手合格率最低为92.2%,其余项目检测合格率依次为物体表面(94.1%)、使用中消毒剂(98.9%)、医院污水(95.8%)。不同项目检测合格率比较,差异有统计学意义(X2=70.232,p<0.05)。见表3

 

式中：fj ——转向架弹簧垂向当量静挠度，fj=39.4；a——系数，簧上部分（包括摇枕），取a=1.50，b——系数，取b=0.05；c——系数，簧上部分（包括摇枕），取c=0.427；d——系数，货车取值d=1.65；v——车辆的设计速度，取v=100 km/h。经计算，得 Kdy=0.27。

垂向总载荷 =垂向静载荷 + 垂向动载荷

从传播学视角看《天演论》的译介及其对文化传播的启示 ……………………………… 周 楠 谢 柯（6.80）

（2）拉伸载荷工况和拉伸组合工况：最大应力均发生在牵引梁上盖板处，分别为244 MPa和259 MPa，均小于它的许用应力281 MPa；

（3）纵向压缩载荷2 500 kN，作用在后从板座处；

（4）扭转载荷40 kN·m，作用在车体对角旁承处；

综上所述，目前大部分学者侧重于阐述“什么是易地扶贫搬迁”“为什么搬迁”“如何搬迁”等问题，对搬迁的金融服务问题研究尚未涉足。贵州省惠水县在易地扶贫搬迁工作中探索出“五个三”经验，并在贵州省全面推广。本文围绕惠水县扶贫搬迁工作，重点分析惠水县易地扶贫搬迁金融服务“四个加”模式，总结经验，为进一步改进易地扶贫搬迁金融服务提供借鉴。

（5）横向载荷（散粒货物侧压力），按AAR提供的如下公式计算：

教师通过平台的统计资料，查看学生在设为任务点的学习相关数据，对学生学习过程记录与作业练习进行分析，了解学生课前学习的整体情况，并对疑难问题进行归类、整理，针对典型问题设计课堂活动方案，并布置拓展项目，用于课堂准备课中研讨。

 

（1）心盘载荷谱：由于AAR规范中并无大轴重罐车的心盘线路载荷谱，因此本文将规范中的载重为90.7 t罐车的重车心盘载荷线路环境事件百分率谱进行转化，作为大轴重罐车的心盘线路载荷谱[4]。设垂向载荷与轴重成正比，重车垂向载荷换算系数为0.9（按照心盘以上载荷换算）。

经有限元分析计算发现，由于浆液荷载的作用，塔体底部有较大的应力强度；由于开孔处应力集中的影响，进口烟道矩形孔与塔壁连接处也有较大的应力强度。各工况下塔体下部及矩形开孔处最大强度应力值如表1所示。

2.3 车体计算工况

经过以上有限元分析结果可以得知，该大轴重罐车在垂向工况、拉伸工况、压缩工况、扭转工况以及两个组合工况作用下，车体最大的计算应力分别是：

 

表1 车体静强度计算工况汇总Tab.1 Vehicle static strength calculation conditions summary

  

序号 名称 载荷数值 载荷施加方法1垂向静载荷94 t①FEM重量以重力加速度的形式施加；②载重以静水压力方式作用于液面以下的罐体上；2 纵向拉伸 1 780 kN①FEM重量以重力加速度的形式施加；②拉伸力作用在前从板座车钩纵向中心线上；3 纵向压缩 2 500 kN① FEM重量以重力加速度的形式施加；② 压缩力作用在后从板座车钩纵向中心线上；4 扭转 40 kN·m① FEM重量以重力加速度的形式施加；② 扭转力矩作用在对角枕梁端部处；5 拉伸组合垂直静载荷×Kdy +拉伸1 780 kN +40 kN·m 扭转① FEM重量以重力加速度的形式施加；② 载重以 静水压力方式作用于液面以下的罐体；③拉伸力作用在前从板座车钩纵向中心线上；④扭转力矩作用在对角枕梁端部处6 压缩组合垂直静载荷+压缩2 500 kN①FEM重量以重力加速度的形式施加；②载重以静水压力方式作用于液面以下的罐体上；③压缩力作用在后从板座车钩纵向中心线上；

依据计算任务书，在所有计算工况作用下，大轴重罐车车体的计算应力σ计算 均不得大于所用材料的许用应力[σ]，即：σ计算≤[σ]。

S450EW高耐蚀耐候钢和Q450NQR1高强度耐大气腐蚀钢的屈服强度均为450 MPa，压缩工况和压缩组合工况的许用应力为382 MPa，而其它计算工况的许用应力均为281 MPa。各计算工况作用下，罐车车体按形状改变比能理论的应力云图如图4—图9所示，图中应力单位为MPa。

车体静强度计算工况汇总如表1。

由表7可知，百香果汁的最佳添加量为4%。因为百香果汁含量过低时，不能充分体现出百香果的清香气味；含量过高时，原料乳初始pH值偏小，在发酵尚未完全就已到达蛋白质的等电点，过早凝乳，乳清析出较多[11]。

（1）垂向载荷工况：最大应力位于后从板座处，112 MPa，该值小于其许用应力281 MPa；

（2）纵向拉伸载荷1 780 kN，作用在前从板座处；

B层：11分≤听说测试成绩<22分，听说能力居中，有一定学习兴趣、主动性和积极性，但方法欠妥，自主学习能力不强，共25人，占总人数的60%。

（3）压缩载荷工况和压缩组会工况：最大应力发生在牵引梁处，均为300 MPa，该值小于它的许用应力382 MPa；

（4）扭转载荷工况：最大应力发生在枕梁上盖板端部，为13 MPa，该值小于它的许用应力281 MPa。

综上所述，学术界认为，习近平文化自信思想具有强烈的历史观、时代感和实践性、同时其思想也是系统的、科学的和创新的等特点，体现出习近平浓厚的历史观、人民观和国际观。

  

图4 工况1应力云图Fig.4 Case 1 stress cloud diagram

  

图5 工况2应力云图Fig.5 Case 2 stress cloud diagram

  

图6 工况3应力云图Fig.6 Case 3 stress cloud diagram

  

图7 工况4应力云图Fig.7 Case 4 stress cloud diagram

  

图8 工况5应力云图Fig.8 Case 5 stress cloud diagram

  

图9 工况6应力云图Fig.9 Case 6 stress cloud diagram

3 车体焊缝疲劳寿命预测

3.1 疲劳载荷谱的选取

该车设计寿命25年，年运行里程20万km。

式中：p——单位长度上的侧压力，t/m；w——货物容重；h——车辆内高；取φ=37.5°。

（2）纵向压缩载荷谱：纵向压缩载荷谱采用AAR规范中提供的载重为90.7 t罐车重车纵向车钩载荷谱。

（3）扭转载荷谱：扭转载荷谱采用AAR规范中提供的载重90.7 t漏斗车重车的车体扭转载荷谱。

（4）旁承载荷谱：旁承载荷谱采用AAR规范中提供的载重90.7 t罐车重车旁承载荷谱。

根据北美铁路学会AAR标准，对大轴重罐车车体进行疲劳寿命评价时应用的载荷谱包括：心盘载荷、车钩纵向压缩载荷、车体扭转载荷谱和旁承载荷谱。

3.2 车体评估焊缝的选取

车体有限元模型上任意方向的焊缝疲劳寿命都可以用主S-N曲线法进行评估。为了提高计算效率，在评估疲劳寿命时只选取部分焊缝进行计算。通常对车体进行静强度分析以后，根据焊接形式以及结构应力应变形式来选择待评估位置进行疲劳寿命计算。车体在垂向载荷、纵向压缩载荷、扭转载荷和旁承载荷作用下车体的最大和最小主应力云图，如图10～图17所示。

  

图10 垂向载荷时最大主应力云图Fig.10 Max principal stress cloud at vertical load

  

图11 垂向载荷时最小主应力云图Fig.11 Min principal stress cloud at vertical load

  

图12 纵向载荷时最大主应力云图Fig.12 Max principal stress cloud at longitudinal load

  

图13 纵向载荷时最小主应力云图Fig.13 Min principal stress cloud at longitudinal load

  

图14 扭转载荷时最大主应力云图Fig.14 Max principal stress cloud at torsional load

  

图15 扭转载荷时最小主应力云图Fig.15 Min principal stress cloud at torsional load

  

图16 旁承载荷时最大主应力云图Fig.16 Max principal stress cloud at side bearing load

  

图17 旁承载荷时最小主应力云图Fig.17 Min principal stress cloud at side bearing load

根据车体静强度分析计算结果并结合罐车实际运行中的突出问题，确定了8条疲劳评估的焊缝，它们的详细位置见图18。

3.3 焊缝结构应力分析结果

基于上述有限元计算结果，提取各载荷工况作用下的节点力，从而确定各个焊缝的结构应力。为简化篇幅，本文只给出结构应力较大且在实际运行中问题较突出位置的3条评估焊缝的焊线方向，如图19所示。3条焊缝在4种载荷工况作用下的结构应力随焊缝长度的变化曲线如图20—图22所示，图中横坐标是评估焊缝的焊线，其数值与焊线上的节点位置相对应，纵坐标为应力，单位为MPa。

  

图18 关键评估焊缝分布示意图Fig.18 Critical evaluation of weld distribution

  

图19 被评估焊缝位置Fig.19 Evaluated weld position

3.4 焊缝疲劳寿命预测结果

由以上计算可知4种载荷工况作用下车体评估焊缝的结构应力，根据AAR标准提供的相应载荷谱按照线性关系分别转换为对应工况下的结构应力。采用98%可靠度2σ Master S-N曲线，分别计算出4种载荷工况作用下各焊缝达到破坏时的应力循环次数Ni及损伤比，根据迈纳尔线性累计损伤理论求得各焊缝的累计损伤，最后根据累计损伤计算出各焊缝的寿命里程。

  

图20 第1条焊缝的结构应力随焊缝长度的变化曲线Fig.20 Structural stress variation of the first weld with the weld length

 

（a）计算工况1 （b）计算工况2 （c）计算工况3 （d）计算工况4

  

图21 第2条焊缝的结构应力随焊缝长度的变化曲线Fig.21 Structural stress variation of the second weld with the weld length

 

（a）计算工况1 （b）计算工况2 （c）计算工况3 （d）计算工况4

  

图22 第3条焊缝的结构应力随焊缝长度的变化曲线Fig.22 Structural stress variation of the third weld with the weld length

 

（a）计算工况1 （b）计算工况2 （c）计算工况3 （d）计算工况4

表2中给出了重车车体评估焊缝在4种载荷作用下的疲劳寿命预测结果。从表2中可以看出车体最小疲劳寿命里程为687万km，满足500万km设计寿命里程的要求。

3.5 结构应力精细计算

子模型方法分析问题突出区域或者重要部件有较高的精确度。有限元方法可以概括为单元离散、位移函数选择、应力应变关系定义、单元刚度矩阵方程推导、单元方程组装并得到总体方程，最后求解计算。而子模型方法是从整体有限元模型中将局部区域有限元模型提取出来，两个模型相对应的公共边界采用相同的约束方程。本文正是基于以上理论，从整体有限元模型约束方程中将公共边界上的约束方程提取出来，对子模型重新计算，从而使仿真分析数据更加精确。

 

表2 重车车体合成疲劳寿命预测结果Tab.2 Heavy truck body synthetic fatigue life prediction results

  

编号 节点号 工况1 工况2 工况3 工况4 寿命总里程（万km）寿命里程 寿命里程 寿命里程 寿命里程weld1 179 167 5.75E+06 4.18E+08 2.66E+11 8.29E+06 687 weld2 178 699 4.61E+08 7.03E+11 4.39E+17 1.10E+09 32 500 weld3 179 123 4.59E+08 7.46E+11 1.71E+15 1.10E+09 32 400 weld4 218 726 3.11E+09 1.24E+12 1.74E+16 4.48E+10 290 000 weld5 707 768 1.27E+09 4.79E+10 1.25E+11 5.63E+09 101 000 weld6 41 073 1.89E+10 6.04E+10 4.94E+12 4.84E+10 1 110 000 weld7 1 034 445 3.05E+08 4.32E+09 8.22E+11 1.29E+09 23 300 weld8 41 033 1.60E+10 2.88E+13 6.10E+13 1.36E+11 1 430 000焊缝

子模型在构建时要综合考虑车体部件精细结构，如倒角、圆角等。原整体有限元模型以大小为15 mm的壳单元为主，细节处根据需要选取大小合适的壳单元。子模型则均采用大小为5 mm的壳单元，共有241 539个单元，与原模型相比，增加了86 295个单元。选取的局部结构如图23所示。图24和图25分别给出了车钩前从板座原模型与子模型的单元疏密程度和单元质量对比情况。再一次对子模型中包含的焊缝进行结构应力分析及疲劳寿命评估，并将疲劳寿命计算结果与原模型数值进行对比分析。

经过同样的程序求解分析，表3给出了子模型焊缝疲劳寿命计算结果。

  

图23 子模型分析区域Fig.23 Submodel analysis area

  

图24 原模型与子模型单元疏密程度对比Fig.24 Comparison of density between original model and sub model unit

  

图25 原模型与子模型单元质量对比Fig.25 Quality comparison between original model and sub model unit

 

表3 精细模型的疲劳寿命结果Tab.3 Fatigue life results of fine model

  

工况1 工况2 工况3 工况4 寿命总里程/万km寿命里程 寿命里程 寿命里程 寿命里程weld6 1.96E+10 6.27E+10 5.16E+12 4.93E+10 1.14E+6 weld8 1.67E+10 2.97E+13 6.19E+13 1.42E+11 1.49E+6焊缝编号

对比可知，子模型与原模型计算的疲劳寿命结果相差较小，子模型计算结果与原模型相比略小，其误差分别为3.30%和4.38%。这说明原有限元模型的单元疏密程度能够保证焊缝寿命评估的可靠性，同时验证了模型单元疏密程度对主S-N曲线法计算结果影响甚微。应用Master S-N曲线法对铁路车结构求解时，为了缩短单元离散时间，提高计算效率，可以适当地对有限元模型进行简化，选取合适的单元疏密程度。对于结构关键部位的疲劳寿命评估，可以运用子模型方法，合理调整研究对象的单元疏密程度，使该零部件疲劳寿命评估结果的可靠性得到保证[5]。

4 结论

27 t大轴重罐车车体静强度分析结果表明，车体满足设计要求。以美国AAR机务手册提供的载荷谱为参考，采用ASME标准中主S-N曲线法对27 t大轴重罐车车体焊缝的疲劳寿命评估结果表明：在4种载荷工况作用下，被评估的8条焊缝均满足设计要求。

根据子模型理论，对子模型中包含的相关焊缝进行疲劳寿命计算，并与原模型相同焊缝疲劳评估结果对比分析时发现，两种方法计算结果相差不足5%，验证了原模型单元疏密程度较合理，同时也证明了模型单元疏密程度对等效结构应力法评估焊缝疲劳寿命结果影响甚微。

参考文献

[1]穆鑫,杨春雷,李貌.国外铁路重载运输对我国铁路货运发展的启示[J].铁道经济研究,2013(1):31-35.

[2]谢素明,周晓坤,李向伟,等.基于美国ASME标准的重载货车车体焊缝疲劳寿命预测[C]//中国计算力学大会'2010（CCCM2010）暨第八届南方计算力学学术会议（SCCM8）论文集,中国四川绵阳,2010.

[3]魏国前,岳旭东,党章,等.结合S-N曲线和断裂力学的焊接结构疲劳寿命分析[J].焊接学报,2017,38(2):23-27.

[4]陈晟.基于AAR标准的货车疲劳寿命评估[J].现代制造工程,2014(3):44-51.

[5]付杰,董炎锋,付广柱.热处理对提高疲劳强度与修复疲劳裂纹的影响[J].热处理技术与装备,2014,35(6):40-43.