高速列車整備車體諧振分析

于金朋，余建勇，張立民

(1.西南交通大學 牽引動力國家重點實驗室，四川 成都 610031;2.中國北車集團 唐山軌道客車有限責任公司，河北 唐山 063035)

0 引言

高速列車車體主要是由鋁合金車體、車體設備以及各連接件組成，車輛系統振動不僅包含車體結構固有的剛體振動和彈性振動，還包含各設備的剛體和彈性振動，整備車體是一個剛柔耦合的系統，其各階振動模態由車體結構的剛體振動、彈性振動以及設備的剛體振動和彈性振動疊加而成.

高速車體在線路運行中，在軌道不平順的隨機激勵等作用力下，車體將產生各階模態耦合振動.此外，車下吊掛設備產生的振動(電機因旋轉質量的不平衡產生振動，變速箱內部因齒輪嚙合撞擊產生的振動等［1］)容易與車體之間產生諧振，造成振動加劇，從而損害車體、車下吊掛設備以及設備與車體的聯接件.

1 諧振避免原則

車體振動是多部位、多振源以及多種形式振動的疊加.為避免車體和設備諧振，除計算車體垂向振動頻率外，還應分析計算設備振動頻率.根據振動學原理可知，當設備安裝剛度K和質量M已知時，設備振動頻率

車輛系統結構復雜，車內部件和車體結構的參數眾多，而決定整備車體一階垂彎振動頻率的參數主要是車體和設備的剛度、質量、振動頻率等固有參數.本文從車體和設備的質量匹配、剛度匹配和頻率匹配三方面來研究車體與設備之間的諧振.

1.1 設備和車體質量匹配

整備車體系統二系垂向懸掛剛度較小，車體的前兩階模態主要表現為車體結構的垂向剛體振動和點頭剛體振動，而三階和四階模態則隨設備參數的不同，包含不同成分的車體結構與設備的垂向剛體振動以及車體結構的一階垂彎振動.

結合理論分析，當設備的質量較小時(小于車體結構(含剛性安裝設備)質量的1/10)，設備參數對整備車體一階垂彎頻率影響較小，此時可考慮設備采用剛性安裝方，當設備的質量較大時(大于車體結構(含剛性安裝設備)質量的1/10)，應考慮彈性安裝方式.

1.2 設備和車體剛度匹配

車體被隔振設備的非剛性對隔振效果有較大的影響，可以通過四端參數方法進行分析.車下設備通過彈性安裝在車體上，設備本身部分假設成為絕對剛體，其質量為M.設備安裝角可假設成為一個受剪的短梁.相當于認為設備角座受載荷時，由于彎曲而引起的變形將大于由剪切引起的變形，理論上按照剪切計算.設備角座的質量mF，垂向復剛度為，隔振器為橡膠隔振器時其剛度為 K*，其簡化模型如圖1所示.

圖1 彈性角座設備的彈性安裝簡化模型

由于角座的剛度和隔振器的剛度相當于串聯情況，故彈性支承裝置的固有頻率可以按下式子進行計算:

NR是當設備角座阻尼損耗因子和橡膠阻尼損害因子ηF，ηI同時為零時，傳遞率的第一個峰值.可以用下式進行計算:

當 γF及γ很大時.圖2為設備彈性角座的傳遞率曲線，圖中=40，γ =5，25，100，角座阻尼耗散因子為 ηF=0.01，隔振器阻尼耗散因子 ηI=0.05.當 γF和 γ相當大時(γ＞5)，則角座第一個共振頻率的數值解為:

圖2 設備角座彈性傳遞率曲線

通過圖中可以看出角座剛度KF與隔振器剛度K之比增大時，高頻波動效應相對減小.因而ω1越大越好，為此設計時要求設備角座剛度和質量之比越大越好［2-3］.

選用橡膠件的剛度時，應考慮橡膠件的靜、動剛度變化范圍，保證在橡膠件動剛度下，設備的剛體垂向振動頻率不大于車體結構(含剛性安裝設備)一階垂彎頻率的.

1.3 設備和車體頻率匹配

設備運轉時，由于各種激勵因素的存在，振動通常不可避免.振動不但影響設備的正常工作，還會影響車體本身結構和部件的損害或降低使用壽命，因而有效地隔離振動是列車設計中的重要問題［4-5］.為減小振動的傳遞，通常在設備與車體之間加裝彈簧或橡膠等隔振材料，相當于在設備和車體之間有彈簧和阻尼器隔開.

為避免設備與車體結構(含剛性安裝設備)一階垂彎發生共振而導致整備車體一階垂彎頻率急劇減小，大質量設備的垂向剛體振動頻率應小于倍車體結構(含剛性安裝設備)一階垂彎頻率.在設備的垂向剛體振動頻率小于倍車體結構一階垂彎頻率的前提下，增加設備的垂向剛體振動頻率有助于提高整備車體的一階垂彎頻率［6-7］.

2 設備與車體諧振

2.1 諧振計算

在ANSYS環境下，以某高速列車車體為研究對象，分析設備剛度對車體的影響.分別對該車車體和整備狀態進行模態計算，確定3種計算工況進行分析.

(1)對車體進行仿真分析，此種工況下車體上無設備.表1列出了車體結構各階自振頻率;車體一階垂彎模態振型圖，如圖3所示;

表1 車體自振頻率

(2)車體為整備整備狀態(橡膠靜剛度，單輔變流器剛性安裝)，車下部分設備和車體的垂向模態參數如表2.車體整備狀態一階垂向彎曲振動頻率為12.147 Hz，如圖4所示;

圖3 車體一階垂彎模態振型圖

表2 車體自振頻率

圖4 廢排單元剛體垂向振動與車體一階垂彎耦合

(3)車體為整備整備狀態(橡膠動剛度，單輔變流器剛性安裝)，車下部分設備和車體的垂向模態參數如表3所示;車體整備狀態一階垂向彎曲振動頻率為11.215 Hz，如圖5所示.

通過以上仿真計算，對車下設備和車體諧振分析如下:

在車體整備狀態(橡膠靜剛度、單輔變流器剛性安裝)下，廢排單元的垂向振動與車體的一階垂彎模態在12.147 Hz處相疊加，垂向產生共振。廢排單元剛體的垂向振動、單輔變流器垂向振動、車體的一階垂彎模態在12.416 Hz產生諧振.

車體整備狀態振動模態(橡膠動剛度、單輔變流器剛性安裝)下，牽引變流器剛體垂向振動與車體的一階垂彎模態在11.215 Hz處發生諧振，變壓器剛體垂彎振動、車體一階垂彎、開關柜安裝處地板局部振動在11.574 Hz處發生共振.

表3 車下部分設備和車體的垂向模態參數

圖5 牽引變流器剛體垂向振動+車體一階垂彎

2.2 諧振分析

經過對該高速列車車體的仿真分析，可以得出如下結論:

(1)車體的一階垂彎頻率在11～14 Hz，而車體彈性安裝的設備中變壓器及冷卻單元、牽引變流器、輔助變流器和冷卻器的質量較大，應避開11～14 Hz頻率段，以避免發生諧振;

(2)為了提高車體整備狀態一階垂彎頻率，單輔變流器的安裝應為剛性安裝，而車下設備的懸掛剛度應保持低的剛度值，不應大于4倍靜剛度;

(3)由于車體地板為大的薄板，其剛度較小，當單輔變流器的安裝架直接焊接在地板上時，將引起地板發生較大的垂向振動，焊縫(尤其是橫向焊縫)容易出現疲勞裂紋;

(4)為了提高車體整備狀態一階垂彎頻率，單輔變流器的安裝應為剛性安裝，而車下設備的懸掛剛度應保持低的剛度值，根據該車的計算，不應大于4倍靜剛度;

(5)考慮到車上所有設備的安裝均會出現單輔變流器安裝的問題，即安裝架焊接在地板上將引起地板大的振動，且容易導致焊縫裂紋.因此可采用像車下設備吊掛一樣的結構，在底架邊梁的上平面安裝滑塊與安裝座，并通過銷與設備安裝架相連，同時考慮選用一定剛度的橡膠墊，用于減振.

3 懸掛與車體諧振研究

3.1 車體模態參數

將提取的車體各階模態參數總結如表4.

表4 車體模態參數表

不同速度級別下，該車構架空簧座測點振動的主要頻率.如表5所示.

表5 車體構架空簧座振動頻率表

3.2 諧振分析

(1)在200 km/h和390 k m/h速度下，該車懸掛系統橫向振動與車體搖頭頻率接近，容易產生諧振;

(2)在300 km/h速度下，該車懸掛模態一階橫向11.15 Hz與車體一階菱形頻率接近11.12 Hz，容易產生諧振;懸掛模態一階垂向振動頻率10.93 Hz與車體一階垂彎頻率10.26 Hz接近，有諧振趨勢;

(3)在350 km/h速度下，懸掛模態橫向和垂向與車體模態頻率相避開，避免了車體和懸掛模態的諧振.

4 結論

(1)針對該車車體仿真計算結果，為了提高車體整備狀態一階垂彎頻率，質量較大的車下設備應為剛性安裝，而車下設備的懸掛剛度應保持低的剛度值.由于車體設備安裝架焊接在地板上，將引起地板大的振動，且容易導致焊縫裂紋.對此在底架邊梁的上平面安裝滑塊與安裝座，并通過銷子與設備安裝架相連，同時考慮選用一定剛度的橡膠墊，用于避免諧振;

(2)結合線路模態試驗結果，車體一階垂彎、一階菱形頻率主要在10～14 Hz范圍內.車體運行在不同的速度級別下，懸掛系統振動頻率范圍主要集中在10～12 Hz，20～40 Hz頻率范圍當懸掛振動頻率與車體固有頻率較為靠近時，容易激發車體和懸掛設備的諧振.

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