鐵路車輛懸掛件振動(dòng)疲勞評(píng)估與結(jié)構(gòu)優(yōu)化研究

楊勇軍，李國順，張曉峰，朱小波

（1 中車戚墅堰機(jī)車有限公司，江蘇常州 213011；2 中國鐵道科學(xué)研究院集團(tuán)有限公司 機(jī)車車輛研究所，北京 100081）

近年來有多款新型鐵路車輛在投用后短期內(nèi)發(fā)生了一些輔助設(shè)施的懸掛安裝結(jié)構(gòu)件（如天線梁、沙管支架、防碰撞支架等）因結(jié)構(gòu)疲勞強(qiáng)度不足引起的開裂故障，危及行車安全。對相關(guān)故障進(jìn)行深入研究，發(fā)現(xiàn)其中大多數(shù)故障有顯著的共同特點(diǎn)，即故障多發(fā)部位的動(dòng)應(yīng)力（或其他振動(dòng)參數(shù)）與車輛運(yùn)行速度關(guān)系密切，常在某速度區(qū)間出現(xiàn)大幅振蕩現(xiàn)象。此類疲勞問題可歸為振動(dòng)疲勞，同類問題也廣泛出現(xiàn)于航空航天、能源動(dòng)力設(shè)備等多個(gè)工程領(lǐng)域。

近半個(gè)世紀(jì)以來，隨著人們研究的深入，對振動(dòng)疲勞的認(rèn)識(shí)及相關(guān)理論在持續(xù)發(fā)展中。Crandall于1963 年將振動(dòng)疲勞定義為交變載荷產(chǎn)生的具有損傷累積特征的破壞現(xiàn)象［1］；姚起杭等經(jīng)長期對飛機(jī)結(jié)構(gòu)疲勞問題的研究，從共振角度給出了振動(dòng)疲勞的定義［2］。孟凡濤等采用ANSYS 軟件對飛機(jī)機(jī)翼進(jìn)行了頻域應(yīng)力響應(yīng)功率譜分析，并利用三區(qū)間法對結(jié)構(gòu)壽命進(jìn)行了預(yù)測［3］；花新華等利用Dirlik 法和Miner 準(zhǔn)則對車下設(shè)備安裝座在標(biāo)準(zhǔn)載荷功率譜密度作用下的疲勞損傷進(jìn)行了仿真評(píng)估［4］；曹明紅等分析了不同幅值概率密度模型的計(jì)算精度，研究認(rèn)為當(dāng)前多數(shù)寬帶頻域疲勞壽命估算方法不計(jì)應(yīng)力循環(huán)均值是合理的［5-6］。針對焊接結(jié)構(gòu)疲勞問題，董平沙等研究認(rèn)為焊接殘余應(yīng)力對疲勞壽命的影響很小，雖然殘余壓應(yīng)力能延長疲勞壽命，但要利用這一點(diǎn)是很難實(shí)現(xiàn)的［7-8］。

針對鐵路車輛結(jié)構(gòu)件的振動(dòng)疲勞問題，如何開展錯(cuò)頻設(shè)計(jì)或頻率錯(cuò)開多少才能有效避免振動(dòng)疲勞的發(fā)生，目前為止尚沒有指導(dǎo)性建議。文中在既有研究成果的基礎(chǔ)上，對相關(guān)理論、疲勞強(qiáng)度評(píng)估和疲勞性能提升方法進(jìn)行梳理和應(yīng)用研究，分析研究了頻率比對振幅的影響；通過實(shí)例系統(tǒng)地展示了激勵(lì)來源分析及結(jié)構(gòu)優(yōu)化的全過程，可為相關(guān)工程應(yīng)用提供借鑒。

1 基本理論研究

1.1 頻率比和結(jié)構(gòu)阻尼對振幅的影響

對于固有頻率已確定的系統(tǒng)，其振動(dòng)振幅除了載荷大小和系統(tǒng)剛度外，主要受載荷頻率與固有頻率之比λ和系統(tǒng)阻尼大小的影響。金屬或非金屬材料自身的結(jié)構(gòu)阻尼可用無量綱損失因子η來表示，對于金屬、木材及混凝土，損失因子范圍為0.001~0.01［9］。

考慮一個(gè)損失因子為η的單自由度系統(tǒng)，在簡諧激勵(lì)P0sinωt下穩(wěn)態(tài)響應(yīng)的振幅放大因子β，表示系統(tǒng)的位移振幅相對于靜載荷P0下靜態(tài)位移的放大系數(shù)，其受頻率比λ和損失因子η的影響為式（1）［9］：

式 中：β為 振 幅 放 大 因 子；λ為 頻 率 比；η為 損 失因子。

1.2 疲勞累積損傷理論

針對金屬材料的疲勞損傷（或擴(kuò)展）程度問題，研究人員提出了多種理論進(jìn)行量化。這些理論按照多次載荷循環(huán)的損傷累加方式可分為線性累積和非線性累積2 大類。其中，線性疲勞損傷累積理論的典型代表是Palmgren-Miner 準(zhǔn)則（以下簡稱Miner 準(zhǔn)則），為式（2）：

式 中：D為 總 損 傷；ni為 第i級(jí) 應(yīng) 力 的 循 環(huán) 數(shù)；Ni為疲勞性能S-N曲線第i級(jí)應(yīng)力對應(yīng)的疲勞壽命。

1.3 Miner 準(zhǔn)則應(yīng)用于焊接結(jié)構(gòu)的特殊性

車輛上焊接結(jié)構(gòu)各部位應(yīng)力的分布是十分復(fù)雜的，體現(xiàn)在行駛過程中隨時(shí)間歷程的隨機(jī)性和在焊縫各方向分布的復(fù)雜性。針對后者，公開發(fā)表的文獻(xiàn)提出了3 個(gè)表征結(jié)構(gòu)節(jié)點(diǎn)應(yīng)力的概念即名義應(yīng)力、熱點(diǎn)應(yīng)力和結(jié)構(gòu)應(yīng)力［10］，以及通過測試和理論計(jì)算獲取這3 類應(yīng)力的方法。相應(yīng)地，表示焊接接頭疲勞性能的S-N曲線也應(yīng)根據(jù)應(yīng)力類型分別獲得并匹配使用。國際焊接學(xué)會(huì)2008 年發(fā)布 的IIW-1823-07 號(hào) 文 件［11］和 英 國2015 年 發(fā) 布 的BS 7608-2015 標(biāo)準(zhǔn)［12］，列出了若干基于名義應(yīng)力法和熱點(diǎn)應(yīng)力法的常見鋼制焊接接頭S-N曲線。其中，適用于變幅載荷的S-N曲線形式如圖1 所示，其橫坐標(biāo)為循環(huán)數(shù)即疲勞壽命N，縱坐標(biāo)為應(yīng)力循環(huán)范圍Δσ，表征拐點(diǎn)兩側(cè)曲線斜率的參數(shù)m1為3、m2為5。

圖1 焊接接頭典型S-N 曲線（雙對數(shù)坐標(biāo)）

2 車輛懸掛件振動(dòng)疲勞強(qiáng)度評(píng)估方法研究

2.1 基于隨機(jī)載荷譜的仿真評(píng)估

鑒于軌道激勵(lì)載荷的隨機(jī)性，雖然通過實(shí)際車輛的線路試驗(yàn)可獲得懸掛件所經(jīng)受載荷大量的實(shí)測時(shí)域信號(hào)，但由于計(jì)算量龐大，難以利用有限元法直接進(jìn)行基于載荷時(shí)域信號(hào)的結(jié)構(gòu)瞬態(tài)響應(yīng)應(yīng)力的仿真及評(píng)估。取而代之的是在頻域內(nèi)進(jìn)行仿真評(píng)估，首先獲得載荷的頻域統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)（以下以功率譜密度為例），將它作為結(jié)構(gòu)動(dòng)力響應(yīng)分析的輸入，仿真得到結(jié)構(gòu)響應(yīng)應(yīng)力的功率譜密度，為式（3）：式中：G(f)為響應(yīng)應(yīng)力的功率譜密度；W(f)為激勵(lì)載荷的功率譜密度；H(f)為響應(yīng)應(yīng)力與激勵(lì)載荷之間的傳遞函數(shù)；|H(f)|為其幅頻特性，可由有限元模型作頻率響應(yīng)分析得到。

在此基礎(chǔ)上，根據(jù)Dirlik 方法［4-5］或利用文獻(xiàn)［13］的公式可計(jì)算得到應(yīng)力幅值概率密度；最后依據(jù)S-N曲線和Miner 準(zhǔn)則（式（4））計(jì)算得到載荷譜作用時(shí)間T內(nèi)的疲勞損傷D，D大于失效臨界值DCR即認(rèn)為存在失效風(fēng)險(xiǎn)。

式中：D為總損傷；EP為響應(yīng)應(yīng)力的峰值期望值，M4、M2分別為應(yīng)力功率譜密度G(f) 的4 階矩和2 階矩，其值可按式（5）計(jì)算；T為載荷作用時(shí)間；p(S)為響應(yīng)應(yīng)力的幅值概率密度；C、m分 別 為S-N曲 線 方 程（N?Sm=C）的常數(shù)，若S-N曲線有拐點(diǎn)如圖1 所示，那么拐點(diǎn)兩側(cè)C、m的 值 不 同；DCR為 失 效 臨 界 值，等 于T與 懸 掛件壽命要求的總時(shí)間之比。

式中：G(f)為應(yīng)力功率譜密度；f為頻率；Mr為應(yīng)力功率譜密度的r階矩。

2.2 臺(tái)架試驗(yàn)

為評(píng)估裝于鐵路車輛的設(shè)備承受鐵路特有隨機(jī)振動(dòng)和沖擊的能力，國際電工委員會(huì)收集了世界各地有關(guān)機(jī)構(gòu)根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)調(diào)查程序獲得的車輛典型部位（車軸安裝、轉(zhuǎn)向架安裝和車體安裝）的振動(dòng)加速度數(shù)據(jù)，經(jīng)統(tǒng)計(jì)分析和推演，以IEC 61373標(biāo)準(zhǔn)［14］形式發(fā)布了不同部位所裝設(shè)備基于寬帶隨機(jī)振動(dòng)的試驗(yàn)載荷譜和試驗(yàn)程序。車輛懸掛件可按該標(biāo)準(zhǔn)在實(shí)驗(yàn)室進(jìn)行模擬長壽命的振動(dòng)試驗(yàn)，用于確定試驗(yàn)頻率范圍內(nèi)的振動(dòng)疲勞強(qiáng)度薄弱部位。

2.3 線路試驗(yàn)

實(shí)車線路動(dòng)強(qiáng)度試驗(yàn)對識(shí)別出的關(guān)鍵和危險(xiǎn)部位進(jìn)行動(dòng)應(yīng)力測試，可用于評(píng)估被測結(jié)構(gòu)的疲勞性能。測得的應(yīng)力數(shù)據(jù)經(jīng)循環(huán)計(jì)數(shù)和分級(jí)統(tǒng)計(jì)，再根據(jù)測點(diǎn)部位的S-N曲線，按照Miner 準(zhǔn)則和損傷等效原則由式（6）計(jì)算得到等效到標(biāo)稱循環(huán)數(shù)（200 萬次）的應(yīng)力（簡稱等效應(yīng)力）：

式中：△σeq，2E6為等效到標(biāo)稱循環(huán)數(shù)（200 萬次）的應(yīng)力；D0為允許損傷，對于在典型條件下完成的動(dòng)應(yīng)力測試，允許損傷可簡單取為動(dòng)應(yīng)力數(shù)據(jù)所代表的測試?yán)锍膛c懸掛件壽命要求的總里程之比，否則應(yīng)考慮附加不確定系數(shù)；△σi為第i級(jí)應(yīng)力；ni為第i級(jí)應(yīng)力的循環(huán)數(shù)；m1為S-N曲線拐點(diǎn)上方曲線負(fù) 斜 率 的 倒 數(shù)；當(dāng)△σi<△σK時(shí)m=m1+2、b=△σ-2K，否 則m=m1、b=1，其 中△σK為S-N曲 線 拐點(diǎn)對應(yīng)的應(yīng)力，如圖1 所示。

若等效應(yīng)力小于相應(yīng)的疲勞許用應(yīng)力，則評(píng)估通過，反之評(píng)估不通過［15］。車輛維護(hù)保養(yǎng)狀態(tài)、列車操縱條件、線路和環(huán)境條件等對測試數(shù)據(jù)會(huì)有影響，故計(jì)算允許損傷時(shí)應(yīng)根據(jù)經(jīng)驗(yàn)附加一個(gè)不確定系數(shù)。

3 疲勞失效原因分析及抗疲勞設(shè)計(jì)和控制舉措

對于車輛懸掛件疲勞失效原因的調(diào)查，可通過實(shí)車運(yùn)行時(shí)關(guān)鍵部位動(dòng)應(yīng)力和加速度的測試分析了解載荷頻率分布和動(dòng)應(yīng)力水平、以及結(jié)構(gòu)有限元仿真分析了解結(jié)構(gòu)模態(tài)和理論應(yīng)力水平，兩者相結(jié)合，基本能夠判斷失效是否與特定的激勵(lì)源密切相關(guān)［16］，或者僅僅由于結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)不合理而引起的疲勞失效。若激勵(lì)頻率與系統(tǒng)固有頻率接近且在固有頻率附近有較高的振動(dòng)能量，則屬于振動(dòng)疲勞；反之屬于靜態(tài)疲勞。

對于振動(dòng)疲勞，可從控制振源和優(yōu)化結(jié)構(gòu)2 方面降低結(jié)構(gòu)動(dòng)應(yīng)力、延長使用壽命?？刂普裨捶矫?，根據(jù)主要激勵(lì)能量來源可考慮：

（1）通過旋輪、打磨鋼軌等措施改善輪軌運(yùn)行條件。

（2）采取限制旋轉(zhuǎn)設(shè)備轉(zhuǎn)速、限制車輛運(yùn)行速度等方式控制激勵(lì)的頻率范圍。

（3）通過優(yōu)化運(yùn)行策略減少共振頻帶附近的工作時(shí)間。

（4）采取隔振、附加阻尼等措施衰減振動(dòng)能量。

結(jié)構(gòu)優(yōu)化方面，主要是進(jìn)行結(jié)構(gòu)動(dòng)力學(xué)設(shè)計(jì)，使結(jié)構(gòu)固有頻率避開車輛運(yùn)行中的常見激勵(lì)頻率，從而降低結(jié)構(gòu)響應(yīng)應(yīng)力。當(dāng)然，通過優(yōu)化結(jié)構(gòu)的構(gòu)造形式以降低應(yīng)力集中和優(yōu)化工藝以消除制造缺陷，以及優(yōu)化殘余應(yīng)力等適用于抗靜態(tài)疲勞設(shè)計(jì)的常規(guī)方法仍然是必須考慮的因素。

關(guān)于共振頻率帶寬的范圍，迄今尚無相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)或規(guī)范明確界定。由式（1）可知：λ趨近于1 時(shí)β陡增即出現(xiàn)共振；無論η在0.001~0.01 范圍內(nèi)取何值，只要λ在0.71~1.22 范圍內(nèi)，β都大于2，否則β小于2。借鑒靜強(qiáng)度評(píng)估中安全系數(shù)常取2 的傳統(tǒng)做法，建議將頻率比范圍0.71~1.22 作為抗振動(dòng)疲勞設(shè)計(jì)的共振避讓區(qū)間。

4 振動(dòng)疲勞評(píng)估及結(jié)構(gòu)優(yōu)化實(shí)例

以新研發(fā)的最高運(yùn)營速度120 km/h 的鐵路機(jī)車裝用的掃石器及其安裝系統(tǒng)為例，對其振動(dòng)疲勞強(qiáng)度的評(píng)估及結(jié)構(gòu)優(yōu)化的過程做如下介紹。其結(jié)構(gòu)如圖2 所示，除了掃石器的夾木橡膠管以及各連接緊固件外，其余各部件由Q345E 級(jí)鋼板焊接而成。

圖2 掃石器安裝結(jié)構(gòu)

4.1 樣車動(dòng)強(qiáng)度試驗(yàn)評(píng)估及分析

試制的首臺(tái)機(jī)車在京承線和京哈線進(jìn)行了線路動(dòng)強(qiáng)度試驗(yàn)，測得了機(jī)車各關(guān)鍵部位的動(dòng)應(yīng)力數(shù)據(jù)；再按前文所述方法計(jì)算得到各測點(diǎn)的等效應(yīng)力，結(jié)果表明，除掃石器座上有2 個(gè)測點(diǎn)，圖2 中的A、B 處，等效應(yīng)力分別為203 MPa、163 MPa，超過相應(yīng)部位疲勞許用應(yīng)力90 MPa 外，其余各測點(diǎn)等效應(yīng)力均小于疲勞許用應(yīng)力。

對A、B 處2 測點(diǎn)的動(dòng)應(yīng)力數(shù)據(jù)進(jìn)行時(shí)域和頻域分析可知：

（1）A、B 處2 測點(diǎn)動(dòng)應(yīng)力呈現(xiàn)為零均值的振蕩現(xiàn)象。

（2）A、B 處2 測點(diǎn)在51 Hz 附近普遍存在十分顯著的應(yīng)力響應(yīng)。

（3）A、B 處2 測點(diǎn)動(dòng)應(yīng)力存在與速度成正比的響應(yīng)頻率，速度80 km/h 以上至最高試驗(yàn)速度132 km/h 應(yīng)力波形常有拍振現(xiàn)象，109 km/h 時(shí)尤甚，如圖3 所示，據(jù)此可推斷：

圖3 速度109 km/h 測點(diǎn)A 應(yīng)力時(shí)域和頻域信號(hào)

①掃石器安裝系統(tǒng)存在51 Hz 的自振頻率。

②掃石器安裝系統(tǒng)承受了偽隨機(jī)激勵(lì)（109 km/h 時(shí)頻率約51 Hz，其頻率與機(jī)車速度成正比）和其他隨機(jī)激勵(lì)。

為驗(yàn)證上述推斷（1）的正確性，對包括掃石器、掃石器座、安裝架和構(gòu)架前端梁（局部）組成的結(jié)構(gòu)系統(tǒng)建立有限元模型，如圖4 所示，進(jìn)行模態(tài)分析，得到250 Hz 以下的各階模態(tài)頻率和振型見表1?？梢娪邢拊治龅玫降囊浑A頻率與動(dòng)應(yīng)力主要響應(yīng)頻率僅差2.4%，由此可確認(rèn)結(jié)構(gòu)一階固有頻率為51 Hz。至于偽隨機(jī)激勵(lì)源，根據(jù)機(jī)車相關(guān)設(shè)計(jì)參數(shù)及車輪直徑數(shù)據(jù)，可確認(rèn)轉(zhuǎn)向架輪軸驅(qū)動(dòng)裝置各旋轉(zhuǎn)件工作轉(zhuǎn)頻與上述激勵(lì)頻率無關(guān)聯(lián)；再結(jié)合我國鐵路鋪設(shè)規(guī)范，可確認(rèn)該偽隨機(jī)激勵(lì)來源于按600 mm 間距鋪設(shè)的軌枕。

表1 掃石器安裝系統(tǒng)模態(tài)

圖4 掃石器安裝系統(tǒng)有限元模型

綜上所述，有2 個(gè)測點(diǎn)等效應(yīng)力超過疲勞許用應(yīng)力，主要原因在于較高速度下的枕跨激勵(lì)頻率與結(jié)構(gòu)固有頻率相近引起結(jié)構(gòu)共振，屬于振動(dòng)疲勞問題。

4.2 振動(dòng)疲勞強(qiáng)度仿真評(píng)估

為了進(jìn)一步驗(yàn)證上述結(jié)論的正確性并了解疲勞強(qiáng)度分布情況，利用ANSYS 軟件隨機(jī)振動(dòng)譜響應(yīng)分析功能對圖4 所示的模型進(jìn)行了振動(dòng)疲勞仿真評(píng)估。為了觀察線路試驗(yàn)中測點(diǎn)A 處的仿真情況，在模型的相應(yīng)位置也設(shè)置了標(biāo)識(shí)點(diǎn)A。鋼板母材和焊縫及熱影響區(qū)材料疲勞性能數(shù)據(jù)分別參照文獻(xiàn)［11］中FAT160 和FAT80 等級(jí)的S-N曲線確定。依次在模型的固定基礎(chǔ)上施加垂向、橫向和縱向3 個(gè)方向的加速度功率譜密度（ASD）作為激勵(lì)載荷，譜的量級(jí)和頻率范圍按IEC 61373 標(biāo)準(zhǔn)中模擬長壽命的5 h 振幅增強(qiáng)譜確定，加速度譜ASD量級(jí)見表2，載荷譜頻率范圍如圖5 所示。經(jīng)仿真得到各部位的應(yīng)力功率譜密度PSD，限于篇幅，僅給出了A 點(diǎn)在3 個(gè)ASD 激勵(lì)譜下的垂向主應(yīng)力PSD 曲線，如圖6 所示。

表2 加速度譜ASD 量級(jí)單 位：（m?s-2）2?Hz-1

圖5 載荷譜頻率范圍

圖6 A 點(diǎn)垂向主應(yīng)力PSD 曲線

獲得應(yīng)力PSD 譜后，利用Dirlik 方法計(jì)算出應(yīng)力幅值概率密度，再由式（4）算出各部位在3 個(gè)載荷譜下的累積損傷DZ、DY和DX，最后求出三者之和即總損傷D，如圖7 所示。其中，總損傷D大于1的部位有4 處，分別是安裝架兩筋板與立板垂向焊縫頂端（總損傷D分別為①10.65 和②8.04）、掃石器座主板折彎部位的頂端焊縫即A 點(diǎn)上方及其對稱部位（總損傷D分別為③5.37 和④6.06）。

圖7 累積損傷云圖

仿真評(píng)估結(jié)論：按IEC 61373 標(biāo)準(zhǔn)3 個(gè)方向的振幅增強(qiáng)譜各加載5 h 后有多處累積損傷大于臨界值1。

4.3 結(jié)構(gòu)優(yōu)化

根據(jù)機(jī)車適應(yīng)線路條件的設(shè)計(jì)原則，結(jié)合前文抗疲勞設(shè)計(jì)和控制的有關(guān)措施，改進(jìn)思路是對結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化以實(shí)現(xiàn)：

（1）善結(jié)構(gòu)件應(yīng)力集中。

（2）高結(jié)構(gòu)固有頻率以避免軌道常見低頻周期性激勵(lì)引發(fā)結(jié)構(gòu)共振，從而提升抗疲勞能力。

上文通過分析已識(shí)別出枕跨不平順是機(jī)車在較高速度工況（80 km/h 以上）主要的周期性激擾能量來源，因而避免該激擾引發(fā)的共振也就成為本例一個(gè)明確的優(yōu)化靶標(biāo)。波長600 mm 的枕跨在機(jī)車以最高運(yùn)營速度120 km/h 運(yùn)行時(shí)的激勵(lì)頻率為55.5 Hz，依據(jù)前文提出的頻率比避讓建議區(qū)間（0.71~1.22），結(jié)構(gòu)優(yōu)化后一階固有頻率應(yīng)大于78 Hz。

依據(jù)上述優(yōu)化要點(diǎn)，在保證掃石器功能要求和構(gòu)架主結(jié)構(gòu)不變的前提下，采取掃石器減重、掃石器座和安裝架筋板加強(qiáng)等措施形成了多個(gè)備選方案，通過有限元分析比選，確定的最終改進(jìn)方案如圖8 所示。改進(jìn)方案的一階固有頻率為127 Hz，在120 km/h 以下速度時(shí)枕跨激勵(lì)頻率比λ將不大于0.44，符合頻率比的避讓建議；再對其進(jìn)行振動(dòng)疲勞強(qiáng)度仿真評(píng)估，得到的累積損傷云圖如圖9 所示，最大損傷為0.74，低于臨界值1，滿足優(yōu)化目標(biāo)。

圖8 改進(jìn)方案

圖9 改進(jìn)方案的累積損傷云圖

4.4 改進(jìn)效果試驗(yàn)驗(yàn)證

為驗(yàn)證改進(jìn)效果，在機(jī)車左右兩側(cè)分別布置改進(jìn)前后3 種方案的產(chǎn)品，并參照圖2 和圖8 所示在A、B 2 處貼應(yīng)變片，這樣同時(shí)進(jìn)行2 種方案的動(dòng)應(yīng)力對比測試，規(guī)避了機(jī)車工況和線路條件的影響，所測數(shù)據(jù)更便于對比。對于改進(jìn)方案，除了A、B 測點(diǎn)外，還在其他關(guān)鍵部位貼有應(yīng)變片，用來全面評(píng)估掃石器安裝結(jié)構(gòu)的疲勞性能；另外，為方便現(xiàn)場更換作業(yè)，與轉(zhuǎn)向架構(gòu)架焊在一起的安裝架未作切換，僅更換了掃石器和掃石器座，仿真得到該狀態(tài)下掃石器安裝系統(tǒng)前兩階固有頻率為80.8 Hz 和102 Hz。

試驗(yàn)在庫爾勒站—庫車站區(qū)間實(shí)施。測試數(shù)據(jù)統(tǒng)計(jì)結(jié)果表明，改進(jìn)方案各測點(diǎn)等效應(yīng)力均小于相應(yīng)部位的疲勞許用應(yīng)力，滿足設(shè)計(jì)要求；其中測點(diǎn)A 和B 的等效應(yīng)力分別為34.2 MPa 和4.8 MPa，而原方案2 對照測點(diǎn)等效應(yīng)力分別為116 MPa 和100 MPa，改進(jìn)方案分別降低了70%和95%。對高速工況的應(yīng)力數(shù)據(jù)分析可知：

（1）從應(yīng)力波形來看，改進(jìn)方案已無原方案常見的拍振現(xiàn)象。

（2）從頻域來看，改進(jìn)方案應(yīng)力幅值顯著降低。118 km/h 時(shí)2 方案測點(diǎn)A 的應(yīng)力PSD 曲線100 Hz 以內(nèi)，如圖10 所示，可見，枕跨激勵(lì)頻率54.8 Hz 對應(yīng)的PSD 幅值原方案和改進(jìn)方案分別為122 MPa2/Hz 和1.96 MPa2/Hz，前者比后者大了61 倍；而2 方案一階固有頻率對應(yīng)的幅值差異更大。這些充分說明原方案對此速度下的枕跨激勵(lì)有劇烈的響應(yīng)，而改進(jìn)方案響應(yīng)甚小。

圖10 118 km/h 時(shí)2 方案測點(diǎn)A 應(yīng)力樣本PSD 曲線

試驗(yàn)驗(yàn)證結(jié)論：改進(jìn)方案解決了原方案的振動(dòng)疲勞問題，滿足使用要求。

5 結(jié) 論

（1）針對鐵路車輛懸掛件振動(dòng)疲勞問題，研究了仿真分析、基于隨機(jī)振動(dòng)譜的臺(tái)架試驗(yàn)和線路試驗(yàn)等疲勞強(qiáng)度評(píng)估方法，以及為提高可靠性在結(jié)構(gòu)抗疲勞設(shè)計(jì)和運(yùn)維方面可采取的相關(guān)措施。

（2）基于單自由度系統(tǒng)簡諧激勵(lì)下穩(wěn)態(tài)響應(yīng)振幅放大因子的分析計(jì)算，為避免周期性激勵(lì)引發(fā)共振，給出了頻率比建議避讓區(qū)間?；诖耍瑢τ谧罡咚俣?20 km/h 的車輛，為避免軌枕枕跨激勵(lì)的共振，其懸掛件固有頻率應(yīng)高于78 Hz。

（3）針對動(dòng)應(yīng)力數(shù)據(jù)的時(shí)域評(píng)估，在文獻(xiàn)［11］和文獻(xiàn)［15］的基礎(chǔ)上，提出了統(tǒng)一的等效應(yīng)力計(jì)算公式，可用于基于帶拐點(diǎn)的S-N曲線的焊接結(jié)構(gòu)的疲勞強(qiáng)度評(píng)估。

（4）以新型機(jī)車掃石器及其安裝系統(tǒng)為例，介紹了振動(dòng)疲勞強(qiáng)度評(píng)估過程、疲勞問題原因分析、結(jié)構(gòu)一階固有頻率期望值的確定過程和最終優(yōu)化方案，以及改進(jìn)方案的驗(yàn)證情況；改進(jìn)效果十分顯著，達(dá)到預(yù)期目的，表明所提方法是有效的。