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有限元分析采用BlockLanczos算法對車體進行自由模態(tài)分析。整備狀態(tài)下車體前三階模態(tài)的計算結(jié)果如表所示。據(jù)轉(zhuǎn)向架動力學計算報告：轉(zhuǎn)向架構(gòu)架主要有阻尼振型浮沉頻率為3.9~4.5Hz，車體固有頻率與轉(zhuǎn)向架的固有頻率錯開了1.8倍以上，車體不會與轉(zhuǎn)向架發(fā)生共振。
結(jié)構(gòu)穩(wěn)定性計算分析是考核當結(jié)構(gòu)承受一定載荷時結(jié)構(gòu)發(fā)生線彈性屈曲的臨界載荷。在本項目中對A車進行了以下兩種工況的屈曲分析：1）車體縱向屈曲分析，即為車體在整備狀態(tài)下承受車鉤壓縮力1200kN載荷作用；2）車體垂向屈曲分析，即為車體處于垂向AW3載荷作用。
在工況1作用下，車體的第一階屈曲模態(tài)如圖所示，屈曲載荷因子λ=2.61，臨界屈曲載荷為P=λ×P0=2.61×1200=3132kN，失穩(wěn)位置為II端地板處，屬于局部失穩(wěn)。在工況2作用下，車體的第一階屈曲模態(tài)如圖9所示，λ=2.90，P=λ×P0=2.90×480.76=1394.20kN，失穩(wěn)位置為車體右側(cè)第四窗角處，屬于局部失穩(wěn)。由計算結(jié)果可知，兩種屈曲工況下第一階模態(tài)屈曲載荷因子均大于標準要求的1.5，因此結(jié)構(gòu)的穩(wěn)定性滿足要求。疲勞計算工況依據(jù)標準EN12663-1:2010施加，共14個疲勞計算工況。采用疲勞極限法對車體進行疲勞的計算校核，采用靜強度計算模型，空氣彈簧用具有3個方向剛度的彈簧單元進行模擬，分別對車體關(guān)鍵焊縫和關(guān)鍵區(qū)域的母材進行疲勞強度分析。分析結(jié)果表明：關(guān)鍵焊縫最大的材料利用度為0.967，出現(xiàn)在側(cè)墻門立柱與頂蓋邊梁的連接焊縫位置，如圖10所示；母材區(qū)域的最大材料利用度為0.636，出現(xiàn)在上門角母材區(qū)域，如圖所示，A車車體的疲勞強度滿足設計要求。
本文依據(jù)BSEN15227：2008《鐵路應用—鐵路車輛車體的防撞性要求》標準對車體耐碰撞性能進行分析。碰撞分析工況為處于AW0狀態(tài)的運動列車以25km/h的速度撞擊同樣處于AW0狀態(tài)的靜止列車。為了簡化計算，碰撞面處兩節(jié)A車采用靜強度計算模型，另外的車體采用一層剛性的車殼進行模擬；車鉤采用彈簧單元模擬，給彈簧單元的材料賦上車鉤的力行程曲線；轉(zhuǎn)向架采用剛性的體單元模擬，地面采用剛性墻模擬。碰撞計算的時間設定為0.6s，在t=0.6s時刻車體變形狀態(tài)如圖12所示。截止到碰撞結(jié)束，碰撞位置的A車防爬器已經(jīng)嚙合在一起，有效地防止了爬車現(xiàn)象的產(chǎn)生。除了防爬器、司機室前端發(fā)生塑性變形外，客室任何區(qū)域都沒有發(fā)生塑性變形而危害到乘客的生存空間。
碰撞過程中的能量變化曲線如圖13所示。在碰撞過程中總能量保持基本不變，車體總能量為7610.2kJ；車體和車鉤的吸能結(jié)構(gòu)共吸收能量3204.2kJ，其中車體吸能993.6kJ，車鉤吸能2210.6kJ；列車動能為3170.2kJ；摩擦能為1181.3kJ；沙漏能為52.8kJ，占總能量的0.69%，在5%的范圍內(nèi)，滿足計算精度的要求，計算結(jié)果準確。為了評估碰撞過程中的平均減速度，首先需要確定評估的時間段。該時間段為接觸力從超過零再歸于零所經(jīng)歷的時間。圖14為在該碰撞工況下的接觸力曲線。
從圖可確定的評估時間段有兩段，分別為0.08～0.26s和0.3～0.38s。在客室區(qū)選取一系列的代表點，并對其速度曲線進行平均，如圖15所示。通過評估曲線在這兩個時間段內(nèi)的變化，可算得在碰撞過程中客室區(qū)的平均減速度分別為1.6g和2.09g，小于BSEN15227：2008碰撞標準規(guī)定的5g。由上述碰撞變形、能量吸收以及加速度指標的分析可知，車體的耐碰撞性能滿足碰撞標準的要求。
本項目在傳統(tǒng)A型車平臺上對各部件進行了不同程度的優(yōu)化設計，并對車體結(jié)構(gòu)進行了有限元分析，其結(jié)果表明車體結(jié)構(gòu)在強度、剛度、穩(wěn)定性、疲勞性能以及耐碰撞性等方面均滿足相關(guān)標準和技術(shù)規(guī)格書的要求，為后續(xù)類似平臺項目的車體結(jié)構(gòu)設計提供了參考。
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