輪對提吊異常振動(dòng)分析及改進(jìn)

胡定祥， 何斌斌， 徐步震， 王 勉， 賈小平

(中車南京浦鎮(zhèn)車輛有限公司 技術(shù)中心， 南京 210031)

隨著我國地鐵車輛運(yùn)營里程迅速上升，車輛運(yùn)營過程中的異常振動(dòng)問題也日益顯現(xiàn)，長期異常振動(dòng)將造成旅客乘坐舒適度下降，同時(shí)還會(huì)對車輛零部件造成損傷，降低其使用壽命，嚴(yán)重時(shí)可能危及車輛行車安全。

早期的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，通常僅考慮靜強(qiáng)度問題，而忽略了其在運(yùn)用過程中的振動(dòng)特性，即忽略了動(dòng)強(qiáng)度問題。隨著各種振動(dòng)問題的突顯，動(dòng)強(qiáng)度問題也越來越受到關(guān)注。某地鐵車輛的輪對提吊在運(yùn)用過程中出現(xiàn)了異常振動(dòng)，并出現(xiàn)個(gè)別斷裂的現(xiàn)象，如圖1。該輪對提吊在設(shè)計(jì)時(shí)滿足靜強(qiáng)度要求，并有一定裕量。文中在此背景下，對該線路的車輛開展振動(dòng)測試，分析其異常振動(dòng)的原因，并通過振動(dòng)疲勞計(jì)算提出改進(jìn)方案。

圖1 斷裂案例

1 振動(dòng)測試概述

輪對提吊安裝于軸箱端蓋上，用于整體起吊時(shí)構(gòu)架提起輪對，轉(zhuǎn)向架整體移動(dòng)。輪對提吊出現(xiàn)異常振動(dòng)時(shí)將產(chǎn)生噪聲，甚至斷裂，落入軌道或擊打車輛部件都可能造成行車安全事故。針對輪對提吊出現(xiàn)的異常振動(dòng)問題，開展振動(dòng)測試，在軸箱端蓋、輪對提吊上部布置加速度傳感器，測試其包括橫向和垂向振動(dòng)加速度，測點(diǎn)布置如圖2。

圖2 測點(diǎn)布置圖

2 異常振動(dòng)分析方法

異常振動(dòng)分析首先是明確系統(tǒng)可能出現(xiàn)激勵(lì)的特征頻率和結(jié)構(gòu)的固有模態(tài)，然后是掌握識別這些信號特征的分析方法，最后進(jìn)行綜合診斷。

2.1 軌道車輛特征頻率

一般鋼軌長度，軌枕間隔，軌道板長度等都是一定的，軌道車輛按一定速度在鋼軌上運(yùn)行，往往會(huì)產(chǎn)生周期性的激勵(lì)，其特征頻率表現(xiàn)為：

(1)

式中：v為車輛運(yùn)行速度，m/s；li為鋼軌長度，軌枕間隔，軌道板長度,m。

另外，地鐵線路上也經(jīng)常出現(xiàn)波磨，波磨波長一般在40～70 mm。

目前，大量測試數(shù)據(jù)表明，車輪在運(yùn)行一段時(shí)間后會(huì)出現(xiàn)失圓現(xiàn)象，車輛運(yùn)行時(shí)會(huì)產(chǎn)生周期性激勵(lì)，其特征頻率表現(xiàn)為：

(2)

式中：n為車輪不圓階次；d為車輪直徑,m。

2.2 輪對提吊固有模態(tài)

建立軸箱端蓋與輪對提吊的有限元模型，將約束施加在4個(gè)螺栓孔位置，計(jì)算其工作模態(tài)，表1列出前4階振型和固有頻率。結(jié)果表明，輪對提吊的第1階固有模態(tài)為1階橫彎，頻率為300 Hz。

表1 模態(tài)分析結(jié)果

圖3 前2階振型圖

2.3 信號分析方法

車輛系統(tǒng)為非線性系統(tǒng)，其振動(dòng)屬于非穩(wěn)態(tài)過程。傳統(tǒng)FFT頻域分析法在處理該類信號時(shí)存在先天性缺陷，但因其原理簡單、計(jì)算速度快、易于實(shí)現(xiàn)且分辨率高，可初步了解頻域信息。短時(shí)傅里葉變換(STFT，Short-time Fourier transform)作為重要的時(shí)頻分析法，從其頻譜分析原理可看出更適用于處理非穩(wěn)態(tài)過程信號，其時(shí)-頻-能量圖可提供信號局部的時(shí)間域及頻域信息，這對于準(zhǔn)確描述車輛系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)過程具有重要意義，非常適合地鐵車輛頻繁啟停的特點(diǎn)。STFT變換建立在FFT基礎(chǔ)之上，把非平穩(wěn)信號看成是一系列短時(shí)平穩(wěn)信號的疊加，通過時(shí)域上加窗實(shí)現(xiàn)短時(shí)性，計(jì)算時(shí)間t附近τ時(shí)段的局域譜，通過滑動(dòng)計(jì)算窗口即隨時(shí)間t變化在整個(gè)時(shí)間軸上移動(dòng)進(jìn)而得到任意位置的局部頻譜，進(jìn)而得到時(shí)間-頻率-能量譜。

給定非平穩(wěn)信號s(t)的STFT變換定義為：

(3)

式中：h(t)為窗函數(shù)。

文中將采用時(shí)域、頻域以及時(shí)-頻-能量相結(jié)合的診斷思路，利用STFT的時(shí)頻特性和FFT的高分辨率優(yōu)勢，再輔以時(shí)域信號，對異常振動(dòng)問題進(jìn)行分析。

3 輪對提吊異常振動(dòng)分析

圖4為軸箱和輪對提吊的全程振動(dòng)加速度時(shí)域圖，

圖4 全程時(shí)域圖

可以看出，軸箱橫向振動(dòng)加速度最大35g左右，軸箱垂向振動(dòng)加速度最大60g左右，輪對提吊的橫向最大加速度達(dá)到200g以上，輪對提吊垂向50g左右。選取3段典型區(qū)間進(jìn)行分析，其中第1段整體振動(dòng)較小，第2區(qū)段軸箱振動(dòng)相對較小，但輪對提吊的振動(dòng)大，第3區(qū)段軸箱振動(dòng)與輪對提吊振動(dòng)均較大。

鑒于輪對提吊橫向振動(dòng)明顯大于垂向，由于篇幅原因，分析僅針對橫向振動(dòng)。

3.1 振動(dòng)信號分析

通過對振動(dòng)信號進(jìn)行時(shí)域、頻域和時(shí)頻分析，可以得到：線路存在多處波磨，其中部分線路的波磨特征頻率因與輪對提吊固有頻率接近而發(fā)生共振，導(dǎo)致輪對提吊振動(dòng)非常大,超過200g；也有部分波磨特征頻率與固有頻率雖有一定的距離，但其本身的振動(dòng)能量非常大。總之，線路波磨是造成輪對提吊異常振動(dòng)甚至斷裂的主要原因。

(1)區(qū)段1分析(圖5～圖6)

區(qū)段1軸箱及輪對提吊振動(dòng)加速度均較小，從時(shí)域信號可以看出，整個(gè)區(qū)段振動(dòng)較均勻，沒有異常突起點(diǎn)，軸箱橫向最大為7g左右，輪對提吊最大為46g左右。對比軸箱和輪對提吊的頻率特征，輪對提吊明顯在295 Hz 附近有較大能量，這個(gè)頻率并不隨時(shí)間和車輛運(yùn)行速度變化而變化，對比模態(tài)分析結(jié)果，為輪對提吊一階橫彎固有頻率。

圖5 區(qū)段1軸箱橫向振動(dòng)

圖6 區(qū)段1輪對提吊橫向振動(dòng)

(2)區(qū)段2分析(圖7～圖8)

區(qū)段2軸箱振動(dòng)加速度相對較小，幅值約10g左右，而輪對提吊振動(dòng)加速度卻非常大，幅值達(dá)到200g以上，放大20倍以上。從時(shí)域信號和時(shí)頻信號可以看出軸箱和輪對提吊在 51～54 s、60～63 s兩段振動(dòng)明顯大于其他時(shí)間，結(jié)合頻譜圖可以看出，這兩段的振動(dòng)主頻為302 Hz，與輪對提吊的一階固有頻率300 Hz非常接近，從而發(fā)生共振，主頻幅值由0.48 m/s2變?yōu)?2 m/s2，主頻幅值放大26.8倍。

車輛運(yùn)行速度為70 km/h，根據(jù)特征頻率推算對應(yīng)的線路缺陷波長為64 mm，現(xiàn)場排查得到線路的波磨如圖9，軌枕間距650 mm，兩軌枕間約10個(gè)波磨，對應(yīng)波長約65 mm，與推算波長基本吻合。

圖7 區(qū)段2軸箱橫向振動(dòng)

圖8 區(qū)段2輪對提吊橫向振動(dòng)

圖9 線路波磨

(3)區(qū)段3分析(圖10～圖11)

區(qū)段3軸箱振動(dòng)加速度大，達(dá)到50g左右，同時(shí)輪對提吊振動(dòng)加速度也非常大，接近200g。從時(shí)域信號和時(shí)頻信號可以看出軸箱和輪對提吊在55～60 s區(qū)段振動(dòng)明顯大于其他時(shí)間，結(jié)合頻譜圖可以看出，這兩段的振動(dòng)主頻為362 Hz，振動(dòng)能量仍較大，通過線路排查證實(shí)該段線路也存在波磨，但線路的波磨特征頻率與輪對提吊固有模態(tài)不吻合。

圖10 區(qū)段3軸箱橫向振動(dòng)

4 輪對提吊改進(jìn)方案研究

原輪對提吊在設(shè)計(jì)之初僅考慮滿足靜強(qiáng)度要求，未進(jìn)行振動(dòng)疲勞的評估，本次方案研究不僅考慮靜強(qiáng)度要求，重點(diǎn)在于研究其振動(dòng)疲勞問題，并以實(shí)測載荷譜作為輸入進(jìn)行評估，見圖12。

圖11 區(qū)段3輪對提吊橫向振動(dòng)

圖12 振動(dòng)疲勞計(jì)算示意圖

利用HyperWorks進(jìn)行模型前處理，計(jì)算得到模態(tài)特性并保存結(jié)果文件。將模態(tài)結(jié)果文件(FRF)，線路實(shí)測譜(PSD)，材料屬性(S-N曲線)輸入nCode疲勞分析軟件，采用Dirlik計(jì)算方法進(jìn)行振動(dòng)疲勞評估。對比分析3種方案疲勞壽命及特點(diǎn)，結(jié)果見表2及圖13。

原始方案軸箱端蓋及輪對提吊結(jié)構(gòu)的疲勞壽命僅為6 750 h，按每天運(yùn)行16 h，每年運(yùn)行300 d來算，可使用壽命為1.4 a，與真實(shí)使用壽命接近。方案1(加強(qiáng)方案)對原結(jié)構(gòu)進(jìn)行局部加強(qiáng)，但未改變其材料屬性，疲勞壽命達(dá)到16 667 h，約3.5 a，壽命有所提高但仍不滿足使用要求，這與波磨振動(dòng)本身能量大，頻域較寬有關(guān)。方案2(碳纖維方案)使用新型碳纖維材料，緊固部位使用金屬套，利用其高強(qiáng)度、高模量、低密度的特點(diǎn)，實(shí)現(xiàn)質(zhì)量減輕70%，且模態(tài)頻率提高，計(jì)算得到輪對提吊壽命為無限壽命，符合設(shè)計(jì)要求，但其制造工藝復(fù)雜，成本也有一定增加。

表2 不同方案特點(diǎn)對比

圖13 輪對提吊方案

5 結(jié) 論

采用時(shí)域、頻域和時(shí)-頻-能量振動(dòng)信號分析方法，并結(jié)合有限元模態(tài)仿真結(jié)果分析了輪對提吊異常振動(dòng)的原因，以實(shí)測載荷作為輸入，利用nCode疲勞分析軟件對3種方案進(jìn)行了疲勞評估，可以得到以下結(jié)論：

(1)輪對提吊的橫向振動(dòng)明顯大于軸箱橫向振動(dòng)，振動(dòng)主頻為300 Hz，為輪對的一階橫彎模態(tài)；

(2)線路正常時(shí)，輪對提吊及軸箱的振動(dòng)能量均較小；線路波磨且特征頻率與輪對提吊一階固有頻率接近時(shí)，導(dǎo)致輪對提吊振動(dòng)能量成倍放大；線路波磨的特征頻率與輪對提吊固有頻率不接近時(shí)，引起的軸箱和輪對提吊的振動(dòng)能量也較大。因此，線路波磨是輪對提吊斷裂的主要原因。

(3)在實(shí)測載荷譜作用下，原始方案壽命僅1.4 a，方案1單純加強(qiáng)結(jié)構(gòu)對壽命難有質(zhì)的提升，方案2的輪對提吊結(jié)構(gòu)具有無限壽命，符合設(shè)計(jì)要求，建議輪對提吊采用碳纖維方案。