鐵道車輛輔助安裝座隨機振動疲勞評估

□ 徐 杰 □ 陽光武 □ 肖守訥

西南交通大學 牽引動力國家重點實驗室 成都 610031

鐵道車輛輔助安裝座隨機振動疲勞評估

□ 徐 杰 □ 陽光武 □ 肖守訥

西南交通大學 牽引動力國家重點實驗室 成都 610031

構架端部傳遞的隨機振動激勵是引發輔助安裝座破壞的主要原因。為考察輔助安裝座在隨機振動激勵下的可靠性，結合隨機振動理論、結構動力學特性和材料的疲勞理論，研究制定了隨機振動疲勞分析方法，在此基礎上依據標準IEC61373，采用有限元分析軟件對輔助安裝座進行隨機振動疲勞仿真，最后利用Dirlik法和Miner準則對其危險部位進行疲勞損傷評估。經分析表明，輔助安裝座的總體損傷為0.75，滿足Miner線性累積損傷準則，表明安裝座的疲勞設計符合標準的相關要求。

隨機振動 振動疲勞 功率譜 疲勞損傷

鐵道車輛輔助安裝座安裝在轉向架構架的端部，由端板、立板和側板組成，排障器和撒沙裝置以及其它組件通過螺栓固定在輔助安裝座上。根據輔助安裝座的結構特點和安裝位置，確定懸臂承受來自轉向架端部的振動激勵。構架端部傳遞的激勵主要來源于軌道線路的不平順、車輪缺陷、輪軌沖擊等外界因素，這些外部因素很容易導致輔助安裝座疲勞破壞。所以，保證輔助安裝座的安全服役顯得至關重要，關系著列車的行車安全。目前對鐵道車輛附屬結構的隨機振動疲勞可靠性研究主要技術手段有兩種：一是通過實車試驗，二是依據我國的相關標準進行實物試驗或者相關軟件進行有限元虛擬仿真。試驗成本相較有限元仿真而言要大很多，筆者依據IEC61373［1］《機車車輛設備-沖擊和振動試驗》，采用有限元法對輔助安裝座在隨機振動下的疲勞損傷進行評估。

1 隨機振動疲勞分析理論

應力變程是結構疲勞破環的真實原因，提取應力變程通常在時域進行，即通過直接測量或通過計算分析獲得應力時間歷程，再通過雨流計數提取應力變程［3］。計算分析方法有瞬態動力學分析（數據量少的情況）和準靜態迭加法（數據量多的情況），而要獲取準確的疲勞壽命需要較多的數據，因此常采用準靜態迭加法。然而，準靜態迭加法只適用于載荷激勵頻率小于結構最低固有頻率1/2的情況，否則將引起結構共振，導致準靜態的假設失效。

模態分析表明，轉向架懸掛件的一階固有頻率一般小于50 Hz，但其承受的加速度激勵在100 Hz以內均存在，因此將激起懸掛件的共振，利用時域內的準靜態迭加法不能準確獲得結構共振下的應力，因此也就不能獲得準確的疲勞壽命，這時通常需要頻率疲勞分析方法，即隨機振動疲勞分析方法。

隨機振動疲勞分析的核心是獲取結構的應力功率譜G（f）［4］，再通過應力功率譜G（f）構建結構應力變程的分布函數p（σ），最后利用線性疲勞損傷準則獲得材料的疲勞壽命T。

工程運用中，p（σ）常用Dirlik的經驗表達式：［5］

2 基于標準的輔助安裝座隨機疲勞評估

2.1 有限元模型及材料疲勞特性

結合輔助安裝座的實體模型以及計算要求，采用六面體單元對安裝座進行離散，輪緣潤滑裝置和排障器及撒砂裝置采用四面體單元離散。輔助安裝座主要采用電弧焊將各個部件進行連接，模型中不直接構建焊縫具體形狀，分析時提取質心位于焊趾處單元的應力作為焊縫的名義應力，以盡量避免包含焊縫結構造成的應力集中。結構有限元模型及焊縫分布如圖1所示。

輔助安裝座采用碳鋼制造，其主要焊縫形式為T型焊縫，母材視為特殊的焊縫形式，各焊縫的疲勞特性參考EN1993-1-9:2005，該標準是歐洲標準Eurocode 3關于鋼結構的疲勞設計標準，適用于結構獲得適度的腐蝕保護和僅受到中等腐蝕（如正常的空氣腐蝕）的情況。焊縫S-N曲線的置信度為75%，存活率為95%，各焊縫的疲勞特性如圖2和表1所示。

▲圖1 輔助安裝座有限元及焊縫分布圖

▲圖2 母材和T型焊縫的S-N曲線圖

表1 75%置信度、95%存活率下的焊縫疲勞強度

2.2 模態分析

為使結構響應分析在其固有頻率附近聚集，以便更好地模擬結構與激勵共振頻率下的應力分布，隨機振動分析采用模態疊加法。為了更好地模擬實際邊界條件，模態分析是約束其螺栓安裝孔的6個自由度。根據IEC61373-2010規定選取加載頻率在5～250 Hz，為此取安裝座前十六階頻率即可（第十六階頻率為256 Hz）。表2為輔助安裝座前十六階頻率。由于構架端部的基頻一般在50～60 Hz之間［2］，安裝座的前幾階固有頻率均在這個值附近，輔助安裝座在隨構架運行過程中很可能導致結構發生共振，進一步說明了準靜態迭加法失效，不適合用于分析安裝座振動疲勞分析，需采用隨機振動疲勞壽命分析方法來分析問題［7］。

表2 模態分析結果

2.3 振動疲勞計算工況

根據標準IEC61373-2010，在輔助安裝座上施加如圖3所示的加速度激勵譜，由下至上分別為縱向、橫向和垂向的加速度激勵譜 （圖中坐標軸取雙對數坐標）。圖中縱向最大值為X=1.32（m/s2）2/Hz，橫向最大值為Y=4.62（m/s2）2/Hz，垂向最大值為Z=6.12（m/s2）2/ Hz［2］。由模態分析邊界條件，約束螺栓安裝孔6個自由度，分別考慮輔助安裝座在3個方向的加速度激勵下安裝座疲勞損傷情況。

最終校核標準為超振動試驗5 h后，不出現疲勞裂紋，即三向疲勞損傷累積不過1。

▲圖3 IEC61373-2010振動加速度功率譜

2.4 振動疲勞分析結果

2.4.1 縱向加速度激勵

圖4所示為縱向加速度激勵下輔助安裝座損傷分布，可知在縱向激勵下輔助安裝座的疲勞薄弱點位于安裝座端板與構架端部的螺栓連接處，圖5所示為損傷最嚴重處的應力譜圖，從圖中可以看出，在5～40 Hz這個區段的頻率是造成縱向損傷的主要頻率。

2.4.2 橫向加速度激勵

圖6為橫向加速度激勵下輔助安裝座損傷分布，可知在橫向激勵下輔助安裝座的疲勞薄弱點位于撒沙裝置安裝螺栓孔處。圖7為損傷最嚴重處的應力譜圖，可看出5～10 Hz和25～50 Hz這兩個區段的頻率是造成橫向損傷的主要頻率。

2.4.3 垂向加速度激勵

圖8為垂向加速度激勵下輔助安裝座損傷分布，可知在垂向激勵下輔助安裝座的疲勞薄弱點位于撒沙裝置螺栓安裝孔處。圖9為損傷最嚴重處的應力譜圖，從圖中可以看出，在5～10 Hz這個區段的頻率是造成垂向損傷的主要頻率。

2.4.4 三向疲勞損傷累積

輔助安裝座共49個焊縫單元不滿足疲勞壽命的要求，表3所示為輔助安裝座損傷最大的前三個單元。輔助安裝座受橫向加速度激勵作用下損傷最大，損傷最大值為D=1.890 836＞1。

表3 輔助安裝座疲勞薄弱點三向累積損傷值

▲圖4 縱向加速度激勵下安裝座每秒損傷分布圖

▲圖5 疲勞薄弱點應力功率譜

▲圖6 橫向加速度激勵下輔助安裝座每秒損傷圖

▲圖7 疲勞薄弱點應力功率譜

▲圖8 垂向加速度激勵下輔助安裝座每秒損傷圖

▲圖9 疲勞薄弱點應力功率譜

3 結束語

筆者通過建立輔助安裝座的有限元模型，得到其固有頻率，依據標準IEC61373-2010分析安裝座在標準激勵作用下的機構疲勞特性。輔助安裝座疲勞損傷最大值為1.890 836，失效位置位于撒沙裝置安裝板螺栓孔、立板與撒沙裝置安裝板前后連接處，設計人員應對這些位置予以重視，必要時對結構進行改正。

在考慮輔助安裝座振動疲勞問題時，采用的激勵是標準激勵，但實際運行過程中的軌道不平順是復雜多變的，要得到較為精確的振動疲勞壽命，需要采用實測激勵譜對輔助安裝座進行計算。

［1］International Electrotechnical Commission.IEC 61373-2010 Railway Applications-rolling Stock Equipment-shock and Vibration Test［S］.

［2］尹鄭坤.動車組轉向架端部結構疲勞強度計算方法的對比［C］.合肥：第八屆中國智能交通年會，2013.

［3］修瑞仙，肖守訥，陽光武，等.基于PSD方法的點焊軌道客車車體隨機振動疲勞壽命分析 ［J］.機械設計與研究，2013，40（8）：27-31.

［4］孟凡濤，胡愉愉.基于頻域法的隨機振動載荷下飛機結構疲勞分析［J］.南京航空航天大學學報，2012，44（1）：32-36.

［5］張煒.王璽.徐志勇.基于頻域分析方法的隨機振動疲勞損傷研究.［J］.航空精密制造技術，2014（10）：5-9.

［6］劉建樹.高速列車轉向架構架頻域疲勞壽命分析 ［D］.成都：西南交通大學,2011.

（編輯 丁 罡）

TH113.1；TH122

A

1000-4998（2015）10-0068-03

2015年4月