高速動車組車下吊裝聯接參數對車體模態的影響

王劍,謝素明,馬紀軍

0 引言

乘坐高速列車的舒適性與車體的振動品質有著密切的關系，尤其是在高鐵飛速發展的今天，列車運行速度越來越快，外部的各種激擾也越來越復雜. 在列車運用的過程中，隨時都會出現各種振動現象，已有案例顯示，往來于京滬的高速動車在某行駛區間，車內部件、車體均出現嚴重的振顫現象，造成乘客強烈的不舒適感.

如何更好的獲取車體結構的振動品質信息，以提高乘客乘坐的舒適性，不少學者做了大量工作，于金朋[1]以地板、側究了車體結構各部件主要尺寸的厚度變化對車體墻、車頂板材厚度為參數，研模態特性的影響. 余建勇[2]簡化車體模型為鐵摩辛柯梁，理論推導了車下吊裝結構質量和位置等參數對車體模態的影響. 陽光武[3]以梁為簡化模型基礎，分析了車下吊裝設備振動頻率、吊裝位置、質量等參數對車體振動頻率的影響. Calvo[4- 6]等人以簡單結構的振動理論出發，分析了影響車體振動的不同因素，通過實例給出了一些優化建議. 任尊松[7- 8]等人采用數值仿真分析手段，對影響車體振動模態的不同因素分別進行計算和對比，根據計算結果提出了若干振動控制方法. Nielsen[9- 10]等人采用仿真分析與試驗相結合的方法，以試驗數據驗證仿真模型，進而對車體振動品質進行分析. 參考上述研究工作結果，本文以某高速動車組車體為研究對象，以試驗數據為基礎修正有限元模型，研究了車下吊裝設備與車體間連接剛度、吊點數量以及吊裝結構建模方式對車體一階垂彎振動模態的影響.

1 整備狀態車體模態分析

以某高速動車組車體為研究目標，車體全長為24.2 m，車寬3.3 m，車輛定距17.4 m. 車體為鋁合金材質，車體底架、側墻、端墻、車頂以EN AW- 6005A型材焊接而成，底架牽枕部位以EN AW- 6082板材焊接為主.高速動車組車體主要承載的鋁結構質量為10.8 t，整備質量為35.2 t，除承載結構質量為，主要包括塞拉門、車窗、各種隔熱板材、地板、車體布線以及座椅、衛生間等內裝和車內、車下各種吊裝設備.

基于上述車體建立有限元模型，這里，根據計算結果和試驗數據，基于相同的車體鋁結構(質量同為10.810 t)，建立了兩個模型. 區別在于，第一個模型在鋁結構質量基礎上，車上布置空調機組，車下布置各種車下吊裝，吊裝設備總質量為6.625 t，分布于實際重心位置，以剛性元連接于車體結構，其余整備質量(17.765 t)全部質量元形式平鋪于底架地板之上. 第二個模型在鋁結構質量基礎上，車上車下吊裝設備以質量元形式分布于各個設備實際重心位置處. 此外，考慮車上所有質量大于80 kg的結構，在質心處建立質量元，以柔性元形式連接于車體，包括車內各種座椅、各種門、窗、衛生間、行李架、間壁與組柜等整備質量. 車下吊裝結構與車體連接位置添加三向彈簧單元，模擬實際結構中的減振橡膠元件，車下吊裝設備質量及與其連接的減振橡膠參數如表 1所示. 所建第一個有限元模型單元總數為1 298 113，節點總數為1 058 125，第二個有限元模型單元總數為1 299 842，節點總數為1 059 734，計算所用有限元模型見圖 1.

表1 車下吊裝設備及減振橡膠參數

(a) 車頂局部視圖(b) 底架局部視圖

圖1車體有限元模型

按上述有限元模型對動車組車體進行模態分析，得到前30階車體振動頻率，從中提取垂向彎曲振型，并與試驗數據進行對比，對比結果見表2. 與試驗數據相比，第一個模型中只有一階垂彎模態可與試驗數據相對比，誤差在8.1%，而第二個模型計算結果中，有底架局部彎曲、一階垂彎、一階扭轉均可與試驗數據相對應，底架局部垂彎振動頻率與試驗數據相比，誤差為14.5%，底架一階垂彎振動頻率與實驗數據相比，誤差為3.6%，車體整體的一階扭轉振動頻率與試驗數據相比，誤差為0.8%.

表2 車體模態仿真分析與試驗數據對比 Hz

分析誤差出現的原因，模型1中沒有充分考慮質量分布對車體垂向彎曲振動模態的影響. 更重要的是，車下吊裝設備在模型1中是直接通過剛性元與車體相連接的，這在無形中增強了車體底架抵抗垂向彎曲的能力，因此計算出的底架一階垂向彎曲振動頻率相對偏高，而且濾掉了車體底架的局部垂向彎曲振動. 而模型2中對質量分布進行了細化，而且彈性橡膠的出現大大緩解底架的剛性，能較真實反應車體實際振動情況，如圖2所示.

(a) 底架局部垂彎

(b) 車體一階垂彎

(c) 車體一階扭轉

2 車下設備減振橡膠參數的影響

在上述有限元模型基礎上，經過反復計算對比，發現車下吊裝設備彈性橡膠的彈性剛度對車體底架垂向彎曲振動有較大影響.

修改上述有限元模型中關于車下吊裝設備減振橡膠的彈性參數，分別將減振橡膠三向剛度設置為原始值的2倍、3倍、5倍、9倍，以及彈簧剛度為1E6時車體的振動模態情況. 其他參數不變，計算車體模態，并提取相近的底架垂向彎曲模態數據進行對比，表 3列出了不同連接剛度時車體垂向振動頻率值，圖 3為車下吊裝設備的連接橡膠剛度與車體底架垂向振動的關系曲線. 計算結果數據顯示，車下吊裝結構連接橡膠剛度對車體底架垂向彎曲振動模態影響較大，總體來說，隨著吊點剛度的增加，垂向振動頻率數值也逐漸增加. 從理論上分析，車體和車下吊裝相對于連接橡膠來說，剛度遠遠大于橡膠，如果簡單的使用剛性單元連接車體與車下設備，顯然是增大了車體整體剛度，其固有頻率計算值會大幅提升. 在實際設計過程中，可以依據實際情況，選用合適的橡膠剛度，以提高乘坐舒適性.

表3 減振橡膠剛度對底架垂彎模態的影響 Hz

圖3 不同減振橡膠剛度參數與底架垂彎振動頻率曲線

3 車下設備吊點數量的影響

在建模過程中，考慮到車下吊裝設備與車體連接位置吊點數量增加會相對提高車體底架剛度，因此，修正車體整體有限元模型，在原模型基礎上，車下最重設備(牽引變流器3 565 kg)的連接方式進行修正，將吊點個數分別設置為為4個、6個、12個，分別計算車體模態，提取底架垂向彎曲振動模態，分析車下吊裝設備吊點數量對車體模態的影響，牽引變流器的吊點個數變化有限元建模如圖 4所示.

(a) 4個吊點 (b) 6個吊點(c) 12個吊點

圖4牽引變流器吊點數量變化

依據上述有限元模型進行模態分析，由結果提取底架垂彎振動模態數據，使用四個吊點時候，車體一階垂向振動頻率為11.528 3 Hz，使用六個吊點時，車體一階垂向振動頻率為11.538 9 Hz，使用十二個吊點時，車體一階垂向振動頻率為11.578 2. 對比其他近似振型，總體上來說，依照上述吊點修改方案，車體近似振型的振動頻率會有小幅上升，但振動頻率變化幅度不大.

4 車下設備建模方式的影響

為考察車下吊裝建模方式對車體底架垂向彎曲振動頻率的影響，針對車下最重設備牽引變流器再進行精細化建模，在模型中將設備艙，包括裙板及設備框架按原始結構劃分網格，車下吊裝框架結構材質為不銹鋼型材，型材間為焊接或螺栓連接，框架結構通過螺栓、減振橡膠、鋁吊座與車體底架連接，框架周邊包覆鋁材質裙板. 模型中保證設備總重量為3 565 kg，質量中心為設計重心. 帶裙板結構的車體整體模型單元總數為1 598 949，結點總數為1 360 143. 設備艙有限元模型如圖5所示.

(a) 視圖1

(b) 視圖2

按上述有限元模型對車體進行有限元模態分析，提取底架相關垂向彎曲振動模態數據，得到底架垂向彎曲振動頻率，其中底架局部垂向彎曲振動頻率7.183 8、9.153 3 Hz，一階垂向彎曲振動頻率為11.532 3 Hz. 對比原結構中三個近似振型的振動頻率7.18、10.49、11.53 Hz，整車模型中添加設備艙詳細結構后，車體底架一階垂彎、車體一階垂彎振動頻率變化基本不大，而車體第二階局部垂彎頻率與試驗頻率9.16 Hz符合良好，而與原計算結果大約有15%的誤差. 分析此結果原因，局部垂彎振動出現的位置大致正好與設備位置重合，局部精細化建模很可能會對局部振動產生影響，但對整體振型影響不大.

5 結論

本文依據實際高速動車組車體案例，從不同角度分析了車下吊裝設備若干參數對車體底架垂向彎曲振動模態的影響.

(1)實例顯示，建模過程中充分考慮車體剛度分布、質量分布，計算結果更能接近試驗數據. 車下吊裝設備減振橡膠剛度對車體振動性能有較大影響，隨著減振橡膠彈性剛度的增加，車體底架各個垂向彎曲振動頻率數值會逐漸增加；

(2)車下吊裝設備吊點數量在變化不大的情況下，對車體局部、整體模態的影響較小；

(3)車下吊裝設備艙的精細建模會對車體底架的局部垂彎振動模態產生影響，但對整車垂向彎曲振動頻率影響不大.

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