裝載罐式集裝箱平車的臺架模態試驗分析*

王俊龍

(車齊齊哈爾車輛有限公司，黑龍江 齊齊哈爾 161002)

0 引 言

集裝箱行業一直沒有疲勞相關的標準，目前也很少有涉及到設計和運用經驗方面的資料。特別是近幾年多式聯運的發展，集裝箱的運用頻率越來越高，運輸的介質也越來越廣，運用工況也更加復雜，導致集裝箱的疲勞問題時有發生，特別是在罐箱的設計中，局部容易產生疲勞的結構，如果靠不成熟的經驗去設計，容易產生過度設計或是設計不足。

車輛模態特征是評估車輛系統結構疲勞可靠性及運行穩定性的關鍵數據之一，是結構振動特性分析和結構優化設計的基礎。近些年來，已有眾多研究人員針對車輛系統的模態分析做了工作。李立東等[1]在鐵路貨車疲勞與振動試驗臺上對C80型敞車進行了模態試驗，并根據試驗結果修正了C80型敞車及邊界條件，提出了敞車模型的簡化方法。鄧愛建等[2]以C70貨車作為研究對象，利用膠濟試驗線進行環境激勵下工作模態試驗，分析了該型貨車各階垂向與橫向模態對車體的影響。金新燦等[3]提出了一種互相關函數理論同多種時域模態分析法相結合的環境激勵下模態參數識別方法，并以某型客車進行了試驗驗證，為鐵路車輛模態試驗和分析提供了參考。樸明偉等[4]提出一種基于剛柔耦合仿真的振動疲勞分析法，并針對集裝箱平車垂向加速度過大的問題，確定了集裝箱地腳的垂向縱向約束力是造成大幅值循環應力出現的主要成因。項昌樂等[5]基于工作模態法對某型車變速箱箱體進行了模態試驗分析，并與理論計算結果進行了對比驗證。

考慮到現有的模態振動試驗大多以整車作為研究對象，而涉及到集裝箱模態振動分析的部分相對不足。筆者依托疲勞與振動試驗臺，以裝載罐式集裝箱的平車為研究對象，開展模態試驗分析，獲得模態參數分布情況。該試驗臺為2012年中車齊齊哈爾車輛有限公司建立，為開展全尺寸鐵路貨車車體疲勞、整車振動及模態試驗提供了裝備基礎。試驗通過在平車車體及集裝箱上布置加速度傳感器及應變片，進一步分析了裝載集裝箱的載荷傳遞過程及關鍵評估點的振動響應。為罐式集裝箱的結構優化和模態特性分析提供基礎數據。

1 工作模態試驗原理

在傳統的模態參數時域辨識中，多參考點LSCE法是從系統的脈沖響應函數出發，根據脈沖響應函數與極點和留數之間的復指數關系，求出極點和留數，進而獲得系統的模態參數。對于一個線性系統，在時域內，系統任意點的脈沖響應函數與白噪聲激勵時各輸出點響應之間的相關函數具有相類似的數學表達式，其固有頻率和阻尼比同結構的各階模態完全相同。因此，可將兩點間響應的互相關函數代替脈沖響應函數，采用時域內某些原本需要利用脈沖響應函數的傳統模態分析方法進行未知激勵下的模態參數識別。本文采用了多參考點LSCE法，從時域內互相關函數中識別系統的模態參數。

多參考點LSCE法以擬合在響應點和參考點之間相關函數的互功率譜數據為依據，結合已識別到的模態頻率和阻尼為模態振型。

(1)

式中：xmn{jω}指在第m個響應點與第n個參考點間的互功率譜密度函數；留數Ar或Br反映各階振型對系統響應的貢獻。因此，辨識振型即是對留數的擬合問題。通過擬合在所有響應點與參考點間的互功率譜的數據，就可獲得系統的全部模態振型。

2 臺架激勵下的模態試驗

2.1 試驗結構及測點布置

為了能夠反映裝載集裝箱平車的真實振動特性，在整備狀態下開展試驗。將整備狀態車輛放置于試驗臺的4根輪對支撐梁上，通過試驗臺鉸接裝置連接車輛的一端車鉤，另一端車鉤與試驗臺不鉸接，呈自由狀態。每根輪對支撐梁下部連接2個垂向作動器，支撐梁一端連接1個橫向作動器，作動器通過輪對支撐梁激勵整備車輛在垂、橫方向振動。裝載集裝箱平車的試驗照如圖1所示。

圖1 整車振動試驗臺

針對車體的結構特點，沿車體方向分為9個斷面，每個斷面三個測點位置，每個測點位置布置垂、橫向兩個振動加速度傳感器，共計測點數量27個。

在兩個20ft集裝箱中選擇一個集裝箱，在其的角座處、框架中部布置加速度傳感器，測點位置及方向如圖2所示。

圖2 罐式集裝箱的加速度測點

2.2 試驗臺激勵

對被試車輛分別采用隨機、正弦變頻掃描信號、階躍激振等信號激勵，利用多點激勵、多點同時采集的方法，獲得高信噪比的頻響函數。對采集的車體所有加速度響應點數據采用工作模態分析方法進行處理，最終得到模態參數。

2.3 試驗內容

試驗內容包含空載狀態的X70型集裝箱平車、裝載兩個空箱和裝載兩個重箱的X70平車三個方案的模態試驗及振動試驗。重車工況試驗時，填充介質為水，按標記載重進行裝載，試驗內容如表1所列。

表1 試驗內容

3 模態試驗結果及分析

3.1 整備狀態下平車的模態結果

激勵裝有平車的振動試驗臺，對獲得的振動加速度數據進行預處理后，經計算分析，得出整備狀態下車體低階彈性體及部分剛體模態頻率、阻尼比和陣型。頻率和阻尼比見表2所列，最低頻率振型為側滾，頻率為6.37 Hz，振型如圖3所示，振動中心線在車體中心；車體扭轉頻率為15.74 Hz，最高頻率振型為二階扭轉，頻率為23.96 Hz。

表2 平車車體模態頻率和阻尼比

圖3 罐式集裝箱的加速度測點和應變

3.2 裝載集裝箱的平車模態結果

將集裝箱放在平車上，集裝箱通過鎖座與車輛連接，車體與集裝箱組成了新的系統。裝載集裝箱后的平車模態結果如表3、4所列，無論裝載空箱狀態還是裝載重箱狀態，系統能識別出來的振型主要為側滾振型和垂向一階彎曲振型，其他振型均為罐箱框架的局部振型。裝載重箱后側滾振型如圖4所示，垂向一階彎曲振型如圖5所示。

表3 裝載兩個空箱平車模態頻率和阻尼比

表4 裝載兩個重箱后的平車模態頻率和阻尼比

圖4 裝載重箱后的側滾振型

圖5 裝載重箱后的垂向一階彎曲振型

4 振動響應分析

試驗臺架的激擾譜采用美國5級譜，速度等級為30～132 km/h，進行試驗激勵，采集加速度、應變響應，并對響應進行PSD分析。

速度等級為80 km/h時，車體端部的I3測點及其上方罐箱角座部位J3測點的裝載空箱和重箱狀態的振動響應如圖6、7所示。

圖6 空箱與重箱狀態下I3測點垂向加速度頻譜對比

圖7 空箱與重箱狀態下J3測點垂向加速度頻譜對比

結果表明：車體裝載空箱后，此時平車的兩個扭轉振型全部消失，同時在枕梁部位出現30～60 Hz的高頻振動。車體裝載重箱后，除扭轉振型受到抑制外，更多的車體振型消失，同時由于載重的影響，枕梁部位的高頻區間發生偏移，變為20～50 Hz。

此外，空箱狀態下的罐箱角座處的沖擊比重箱更為強烈。這是由于制造過程很難保證四個角座在同一平面內，重箱時由于自重原因，使得角座之間間隙比空箱小，故而導致空箱振動更為劇烈。

振動傳遞到罐體上后，很容易產生罐體的局部振動，以罐箱框架的上邊梁縱向測點為例，該測點時域數據可觀測到拍現象，如圖8所示。對測點進行PSD分析，如圖9所示。裝載空、重箱狀態下的振動頻率分別為17.61 Hz和17.38 Hz。

圖8 裝載重箱狀態下應變測點的時域數據

圖9 空箱與重箱狀態下應變測點頻譜對比

5 結 論

以裝載罐式集裝箱的平車為研究對象，通過鐵路貨車疲勞與振動試驗臺對平車及裝載集裝箱的平車進行室內臺架模態試驗，分析了模態參數的分布情況。該工作為罐式集裝箱的結構優化和模態特性分析提供基礎數據。

(1) 通過鐵路貨車疲勞與振動試驗臺對平車及裝載集裝箱的平車進行室內臺架模態試驗，單獨平車識別振型較多。裝載集裝箱后，系統能識別出來的振型主要為側滾振型和垂向一階彎曲振型，其他振型均為罐箱框架的局部振型。

(2) 車體裝載空箱后，平車的兩個扭轉振型全部消失，同時在枕梁部位出現30～60 Hz的高頻振動。車體裝載重箱后，除扭轉振型受到抑制外，更多的車體振型消失，同時由于載重的影響，枕梁部位的高頻區間發生偏移，變為20～50 Hz。此外，空箱狀態下的罐箱角座處的沖擊比重箱更為強烈。