王 婧,張琪昌,于躍斌,呂大力,靳 剛,趙 峰
(1.天津大學(xué)天津市非線性動(dòng)力學(xué)與混沌控制重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室 天津,300072)(2.齊齊哈爾軌道交通裝備有限責(zé)任公司 齊齊哈爾,161002)
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考慮轉(zhuǎn)向架影響的重載貨車車廂模態(tài)特性*
王 婧1,張琪昌1,于躍斌2,呂大力2,靳 剛1,趙 峰1
(1.天津大學(xué)天津市非線性動(dòng)力學(xué)與混沌控制重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室 天津,300072)(2.齊齊哈爾軌道交通裝備有限責(zé)任公司 齊齊哈爾,161002)
為深入研究轉(zhuǎn)向架對(duì)重載貨車動(dòng)力學(xué)特性的影響,以某空車工況的40t軸重礦石車為研究對(duì)象,在實(shí)車裝配模型的基礎(chǔ)上建立了整車及車廂的力學(xué)仿真模型,并應(yīng)用有限元法對(duì)二者進(jìn)行了模態(tài)分析。對(duì)實(shí)際車輛進(jìn)行了模態(tài)實(shí)驗(yàn)研究,通過計(jì)算結(jié)果及實(shí)驗(yàn)結(jié)果的對(duì)比,從剛體振型及彈性體振型兩個(gè)方面考察了轉(zhuǎn)向架對(duì)重載貨車車廂模態(tài)特性的影響。研究表明,轉(zhuǎn)向架的質(zhì)量、剛度及邊界條件均會(huì)對(duì)模態(tài)計(jì)算結(jié)果產(chǎn)生影響,整車模型能更精確地描述實(shí)車的模態(tài)特性。
結(jié)構(gòu)振動(dòng); 模態(tài)分析; 模態(tài)實(shí)驗(yàn); 有限元分析; ANSYS軟件;鐵路重載貨車
重載快捷運(yùn)輸是世界鐵路發(fā)展的一大趨勢(shì),鐵路的客、貨運(yùn)能力很大程度上決定著國(guó)民經(jīng)濟(jì)和社會(huì)的發(fā)展水平。為實(shí)現(xiàn)鐵路重載快捷運(yùn)輸?shù)目缭绞桨l(fā)展,需要不斷提高貨車車輛的設(shè)計(jì)研發(fā)和制造技術(shù)水平。其中,結(jié)合車輛的動(dòng)力學(xué)特性進(jìn)行車體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)及優(yōu)化是亟待解決的核心問題[1],而開展模態(tài)計(jì)算是進(jìn)行動(dòng)力學(xué)優(yōu)化設(shè)計(jì)的重要前提。
模態(tài)分析是動(dòng)力學(xué)設(shè)計(jì)及優(yōu)化的基礎(chǔ),國(guó)內(nèi)外學(xué)者在相關(guān)領(lǐng)域進(jìn)行了較為深入的研究。張大鈞等[2]采用隨機(jī)沖擊激振方法和分區(qū)激振測(cè)試技術(shù)對(duì)北京型內(nèi)燃機(jī)車車體進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)?zāi)B(tài)分析。有限元模擬方面,湯禮鵬等[3]用非線性接觸單元模擬心盤、旁承與車體的連接形式,以梁?jiǎn)卧蛷椈蓡卧M承載。郭志全等[4]通過彈簧阻尼單元及節(jié)點(diǎn)耦合的方式將車體和轉(zhuǎn)向架連結(jié)為一體。王卉子[5]用集中力表示轉(zhuǎn)向架對(duì)車體的作用,但并沒有考慮旁承對(duì)車體的支撐影響。文獻(xiàn)[6-8]將轉(zhuǎn)向架構(gòu)架強(qiáng)度與疲勞計(jì)算相結(jié)合進(jìn)行分析,然而涉及車體與轉(zhuǎn)向架的結(jié)合研究較少。文獻(xiàn)[9]的車輛模型中省略了轉(zhuǎn)向架,用剛性處理替代基本連接區(qū),計(jì)算結(jié)果與實(shí)際情況誤差較大。常寧等[10-12]用梁?jiǎn)卧蛷椈蓡卧M承載方式。以上方法在計(jì)算時(shí)均為針對(duì)車廂模型的計(jì)算,并未建立完整的整車(包括車廂、轉(zhuǎn)向架及輪對(duì))模型,因此無法真實(shí)地反應(yīng)出車體與轉(zhuǎn)向架之間的動(dòng)態(tài)特性[13],使得計(jì)算精度難以保證[14]。
隨著鐵路運(yùn)輸?shù)目旖莼l(fā)展,重載列車的結(jié)構(gòu)更趨于復(fù)雜。在轉(zhuǎn)向架和車體組成的多自由度耦合動(dòng)力系統(tǒng)中,轉(zhuǎn)向架對(duì)車體結(jié)構(gòu)的影響無法忽略[15-18]。在鐵路工程計(jì)算中,大多采用分別計(jì)算車體和轉(zhuǎn)向架的模態(tài),并據(jù)此進(jìn)行動(dòng)力學(xué)設(shè)計(jì)的方法。筆者以某型40t軸重礦石車為研究對(duì)象,將整車、車廂模型的有限元計(jì)算結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行對(duì)比分析,討論轉(zhuǎn)向架對(duì)車輛模態(tài)的影響,對(duì)提高計(jì)算精度及復(fù)雜結(jié)構(gòu)重載貨車的動(dòng)力學(xué)設(shè)計(jì)有著重要的參考及借鑒意義。
1.1 有限元模型的建立
筆者以某型40t軸重礦石車實(shí)車裝配圖紙為依據(jù),根據(jù)車體結(jié)構(gòu)、裝配和約束特點(diǎn),將車輛的裝配模型轉(zhuǎn)化為力學(xué)模型,精簡(jiǎn)掉對(duì)整車的應(yīng)力分布和力學(xué)特性影響較小的構(gòu)件,建立了車輛結(jié)構(gòu)的動(dòng)力學(xué)有限元模型,并以此為基礎(chǔ)進(jìn)行了車輛系統(tǒng)的模態(tài)分析。
在Hypermesh中對(duì)車廂和轉(zhuǎn)向架兩個(gè)模型進(jìn)行組裝,在磨耗板與斜楔間建立可滑動(dòng)接觸以模擬側(cè)架對(duì)搖枕的作用,二系減振通過軸向8根彈簧(總軸向剛度為9 612N/mm)和橫向2根彈簧(總橫向剛度為6 489N/mm)來模擬。一系減振的橡膠塊以實(shí)體單元?jiǎng)澐郑捎肔ink8單元模擬底架與底板的連接,并對(duì)交界面添加接觸邊界條件。將旁承部位的約束等效為垂向彈簧,釋放心盤部位繞垂向軸的旋轉(zhuǎn)自由度。車體采用Shell63單元模擬,賦予不同的實(shí)常數(shù)表征不同厚度的車體構(gòu)造板材。圖1為整車的有限元模型,約束后輪與鐵軌接觸部分的所有自由度,前車輪約束除縱向位移外的其余自由度,單元數(shù)為159 154。圖2為車廂的有限元模型,該模型心盤部分除繞垂向軸的旋轉(zhuǎn)自由度外,固定約束其余自由度,并考慮旁承對(duì)車廂的垂向支撐作用[19](總支撐剛度為8 800N/mm),單元數(shù)為72 915。各部分材料參數(shù)如表1所示。
圖1 整車有限元模型
圖2 車廂有限元模型
表1 各部分材料參數(shù)
Tab.1 The material parameter
部件彈性模量/kPa泊松比密度/(kg·mm-3)單元類型搖枕、側(cè)架1.75×1080.37.85×10-6 Solid45輪對(duì)2.06×1080.37.85×10-6 Solid45一系減振2.1×1080.37.85×10-6 Solid45二系減振2.1×1080.37.85×10-6 Combin14車體1.75×1080.37.85×10-6 Shell63底架2.06×1080.37.85×10-6 Shell63焊接點(diǎn)2.06×1080.37.85×10-6 Link8沖擊座、上心盤1.75×1080.37.85×10-6 Solid45
1.2 模態(tài)計(jì)算結(jié)果
應(yīng)用Block Lanczos模態(tài)提取法對(duì)整車模型及車廂模型進(jìn)行模態(tài)分析,得到了前10階固有頻率及振型,如表2所示。由于重點(diǎn)關(guān)注車廂的模態(tài),因此在計(jì)算及實(shí)驗(yàn)結(jié)果中略去了轉(zhuǎn)向架的局部模態(tài)。
表2 模態(tài)計(jì)算結(jié)果
Tab.2 The results of modal calculation
階數(shù)振型整車模型頻率/Hz車廂模型頻率/Hz1剛體-車體繞縱向軸轉(zhuǎn)動(dòng)4.27213.8192剛體-車體繞垂向軸轉(zhuǎn)動(dòng)5.987—3沿縱向中心軸扭轉(zhuǎn)11.42715.0954側(cè)墻1階反向彎曲22.40019.9235側(cè)墻2階反向彎曲29.59525.3046側(cè)墻1階同向彎曲28.27132.2997側(cè)墻2階同向彎曲36.47040.0638側(cè)墻3階反向彎曲,端墻1階反向彎曲39.77037.7779側(cè)墻3階同向彎曲,端墻1階同向彎曲46.53049.26510側(cè)墻3階反向彎曲,端墻1階反向彎曲49.76050.394
同時(shí),以車體繞縱向軸轉(zhuǎn)動(dòng)、側(cè)墻1階反向彎曲、側(cè)墻2階同向彎曲振型為例,給出整車模型的振型圖,如圖3所示。
圖3 整車模型的振型圖
為驗(yàn)證有限元計(jì)算結(jié)果,對(duì)轉(zhuǎn)向架支撐的實(shí)車進(jìn)行了振動(dòng)實(shí)驗(yàn)研究。實(shí)驗(yàn)采用單點(diǎn)激勵(lì)多點(diǎn)拾振的方法,模態(tài)實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)如圖4所示。將車輛沿其縱軸方向分成7個(gè)截面,每個(gè)截面設(shè)置7個(gè)測(cè)點(diǎn),在前后兩轉(zhuǎn)向架的側(cè)梁、搖枕分別設(shè)置4個(gè)測(cè)點(diǎn),并在車輛兩端面的上梁的中點(diǎn)分別設(shè)置4個(gè)測(cè)點(diǎn),測(cè)點(diǎn)數(shù)共77個(gè),分布情況如圖5所示。采用沖擊激勵(lì)的方式激發(fā)實(shí)驗(yàn)車進(jìn)入振動(dòng)狀態(tài),每個(gè)測(cè)點(diǎn)測(cè)試x,y,z三個(gè)方向的響應(yīng)信號(hào),實(shí)驗(yàn)激勵(lì)點(diǎn)如圖5所示,分析帶寬為40Hz,測(cè)得實(shí)驗(yàn)結(jié)果如表3所示。
圖4 模態(tài)實(shí)驗(yàn)系統(tǒng)
圖5 實(shí)驗(yàn)測(cè)點(diǎn)布置示意圖
表3 模態(tài)實(shí)驗(yàn)結(jié)果
Tab.3 The results of modal testing
階數(shù)振型實(shí)驗(yàn)結(jié)果頻率/Hz1剛體-車體繞縱向軸轉(zhuǎn)動(dòng)4.8432剛體-車體繞垂向軸轉(zhuǎn)動(dòng)6.8623沿縱向中心軸扭轉(zhuǎn)11.7814側(cè)墻1階反向彎曲22.5605側(cè)墻2階反向彎曲31.7096側(cè)墻1階同向彎曲32.6767側(cè)墻2階同向彎曲38.7168側(cè)墻3階反向彎曲,端墻1階反向彎曲41.8809側(cè)墻3階同向彎曲,端墻1階同向彎曲47.67510側(cè)墻3階反向彎曲,端墻1階反向彎曲49.407
在結(jié)構(gòu)的動(dòng)力計(jì)算中,帶有轉(zhuǎn)向架的模型結(jié)構(gòu)更為復(fù)雜,相比于無轉(zhuǎn)向架模型,計(jì)算量大為增加。因此,筆者研究了轉(zhuǎn)向架對(duì)結(jié)構(gòu)模態(tài)計(jì)算的影響,并探討不同模型的適用性。
3.1 轉(zhuǎn)向架對(duì)剛體振型的影響
以實(shí)驗(yàn)結(jié)果中的兩階剛體振型為基準(zhǔn),將兩種模型的計(jì)算結(jié)果和實(shí)驗(yàn)結(jié)果進(jìn)行比較,可以發(fā)現(xiàn):
1) 實(shí)驗(yàn)及整車模型計(jì)算中均出現(xiàn)2階剛體振型,而由于未考慮轉(zhuǎn)向架的影響,車廂模型計(jì)算結(jié)果中僅出現(xiàn)1階;
2) 整車模型計(jì)算所得剛體振型的出現(xiàn)順序與實(shí)驗(yàn)結(jié)果一致,說明此模型與實(shí)際工況相符,而車廂模型過于簡(jiǎn)化,未出現(xiàn)第1階剛體振型;
3) 車廂模型的計(jì)算誤差大于整車模型的誤差,由表2中的計(jì)算結(jié)果及表4中的誤差分析可知,在車廂模型的計(jì)算結(jié)果中未出現(xiàn)第2階剛體振型(車體繞垂向軸轉(zhuǎn)動(dòng)),而整車模型則可以得到全部的剛體振型,且模型可修改性較好。
表4 各模型剛體振型頻率計(jì)算結(jié)果誤差
Tab.4 Errors of rigid modal calculation
階數(shù)振型整車模型誤差/%車廂模型誤差/%1剛體-車體繞縱向軸轉(zhuǎn)動(dòng)-13.37185.342剛體-車體繞垂向軸轉(zhuǎn)動(dòng)-12.75—
根據(jù)以上數(shù)據(jù)分析可以看出,整車模型計(jì)算所得振型跟實(shí)驗(yàn)一致性較好,而且顯著提高了剛體振型的計(jì)算精度。其原因如下:
1) 雖然兩個(gè)模型中車廂部分的約束相同,但整車模型在模態(tài)計(jì)算時(shí)考慮了轉(zhuǎn)向架的高度,而車廂模型未加以考慮,造成車廂模型重心偏低,因此頻率偏大;
2) 整車模型中車廂下方是與轉(zhuǎn)向架相連接的,轉(zhuǎn)向架本身的減振系統(tǒng)增大了結(jié)構(gòu)的阻尼,且轉(zhuǎn)向架的減振系統(tǒng)與車廂構(gòu)成了耦合的彈性體系,而車廂模型下方?jīng)]有減振結(jié)構(gòu),相比于整車模型而言其剛度更大,因此在模態(tài)計(jì)算中車廂模型的振動(dòng)頻率更大。
3.2 轉(zhuǎn)向架對(duì)彈性體振型的影響
以實(shí)驗(yàn)結(jié)果為基準(zhǔn),從以下幾個(gè)方面對(duì)數(shù)據(jù)進(jìn)行了分析。
1) 模態(tài)的完整性:整車及車廂模型均能得到完整的彈性體模態(tài)振型。
2) 振型順序:實(shí)驗(yàn)與模型計(jì)算所得彈性體振型出現(xiàn)順序基本一致。
3) 頻率計(jì)算精度:整車模型的頻率誤差在0.71%~13.48%之間,如表5所示,說明對(duì)實(shí)車模型的簡(jiǎn)化是合理的;車廂模型中彈性體振型頻率誤差在1%~28%之間,大于整車模型的誤差,說明車廂模型的精確性需要進(jìn)一步探討。
表5 各模型彈性體振型頻率計(jì)算結(jié)果誤差表
Tab.5 Errors table of elastic modal calculation
階數(shù)振型整車模型誤差/%車廂模型誤差/%3沿縱向中心軸扭轉(zhuǎn)-3.0028.134側(cè)墻1階反向彎曲-0.71-11.695側(cè)墻2階反向彎曲-6.67-20.206側(cè)墻1階同向彎曲-13.48-1.157側(cè)墻2階同向彎曲-5.803.488側(cè)墻3階反向彎曲,端墻1階反向彎曲-5.04-9.809側(cè)墻3階同向彎曲,端墻1階同向彎曲-2.403.3410側(cè)墻3階反向彎曲,端墻1階反向彎曲0.712.00方差0.00170.0182
由表5中的方差值可以看出,就整體計(jì)算精度而言,整車模型與實(shí)際運(yùn)行中的車輛更為接近。綜上所述,整車模型的計(jì)算結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果的一致性較好,車廂模型的誤差較大。由此可見,轉(zhuǎn)向架對(duì)模態(tài)的計(jì)算精度有較大的影響,考慮轉(zhuǎn)向架的影響因素對(duì)探索車輛動(dòng)力學(xué)特性具有重要的意義。因此,若不關(guān)心剛體振型,傳統(tǒng)的車廂模型單元數(shù)最少,具有較高的計(jì)算效率;若想提高計(jì)算精度,則需考慮轉(zhuǎn)向架的影響,整車模型不僅可以獲得完整、可靠的剛體振型,同時(shí)也提高了彈性體模態(tài)振型的計(jì)算精度。
1) 轉(zhuǎn)向架對(duì)貨車車廂的剛體模態(tài)振型及彈性體模態(tài)振型均有影響。剛體振型方面,轉(zhuǎn)向架與車廂存在振動(dòng)耦合現(xiàn)象,對(duì)轉(zhuǎn)向架的簡(jiǎn)化使車廂模型重心偏低,約束剛度偏大,因此車廂模型的剛體模態(tài)振型計(jì)算結(jié)果誤差較大;彈性體模態(tài)方面,轉(zhuǎn)向架的剛度及質(zhì)量均對(duì)模態(tài)頻率產(chǎn)生影響,整車模型的精確度更高。因此,建立整車模型是提高計(jì)算精度的必要條件。
2) 整車有限元模型的模態(tài)計(jì)算結(jié)果與實(shí)驗(yàn)結(jié)果吻合度較好,可為工程計(jì)算中類似模型的處理提供參考,也為深入了解車輛結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)特性提供了幫助。根據(jù)筆者的模態(tài)分析結(jié)果可進(jìn)行結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)修改,以進(jìn)一步提高車輛的運(yùn)動(dòng)特性。
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10.16450/j.cnki.issn.1004-6801.2015.06.028
*天津市自然科學(xué)基金重點(diǎn)資助項(xiàng)目(12JCZDJC28000)
2014-06-09;
2014-10-31
U272.2
王婧,女,1989年1月生,博士研究生。主要研究方向?yàn)榉蔷€性振動(dòng)及模態(tài)研究。 E-mail:guu120@163.com