局部應(yīng)變法敞車側(cè)板模態(tài)測試及結(jié)構(gòu)改進(jìn)

劉鳳芹，李向偉

(中國北車集團(tuán) 齊齊哈爾軌道交通裝備有限責(zé)任公司，黑龍江 齊齊哈爾 161002)*

局部應(yīng)變法敞車側(cè)板模態(tài)測試及結(jié)構(gòu)改進(jìn)

劉鳳芹，李向偉

(中國北車集團(tuán) 齊齊哈爾軌道交通裝備有限責(zé)任公司，黑龍江 齊齊哈爾 161002)*

通過某車體側(cè)板結(jié)構(gòu)的模態(tài)試驗，基于局部應(yīng)變法測定了側(cè)板的固有頻率和振型，通過兩種試驗結(jié)果的相互驗證，表明在23.389 Hz頻率下，車體側(cè)板的兩端，出現(xiàn)了局部二階振型，局部應(yīng)變明顯增加，在接近該頻率的激擾下，存在共振帶.通過改進(jìn)側(cè)板結(jié)構(gòu)剛度，對改進(jìn)后的新結(jié)構(gòu)按相同的試驗方法進(jìn)行了測試和分析，局部應(yīng)變明顯減小，共振現(xiàn)象消失，證明新設(shè)計的側(cè)板結(jié)構(gòu)更合理有效.

敞車側(cè)板;模態(tài)測試;應(yīng)變測試;結(jié)構(gòu)改進(jìn)

0 引言

鐵路貨車車體強(qiáng)度的驗證試驗主要以靜強(qiáng)度試驗、沖擊試驗和動力學(xué)試驗為主，隨著機(jī)械化作業(yè)程度的提高，還出現(xiàn)了許多新的運(yùn)用工況，對這些特殊工況的驗證試驗也是非常必要的.某底開門敞車主要用于運(yùn)輸散粒貨物，該車卸貨輔助以1 440 r/min偏心輪電機(jī)，工作頻率為24 Hz的垂向振動完成，為了驗證該車的側(cè)墻結(jié)構(gòu)性能是否滿足該電機(jī)垂向振動工況的使用要求，針對該運(yùn)用工況對車體側(cè)墻板進(jìn)行了振動試驗測試，通過對試驗數(shù)據(jù)的分析確定車體側(cè)墻結(jié)構(gòu)的模態(tài)參數(shù)，并采用局部應(yīng)變測試結(jié)果與模態(tài)測試結(jié)果互相驗證，并提出了新的設(shè)計方案，同時，對新的設(shè)計方案進(jìn)行對比試驗分析，驗證了新結(jié)構(gòu)的合現(xiàn)性及有效性.

1 敞車側(cè)檣板動態(tài)特性分析

系統(tǒng)的動態(tài)特性是指系統(tǒng)隨頻率、剛度、阻尼變化的特性，是系統(tǒng)在輸入(激勵)作用下所表現(xiàn)出來的性能.敞車側(cè)檣板動態(tài)特性分析是一個n自由度的無阻尼線性系統(tǒng)的響應(yīng)問題，通過模態(tài)變換，可以轉(zhuǎn)換為n個獨(dú)立諧振振子的模態(tài)響應(yīng)問題，在求得各個模態(tài)響應(yīng)后，再通過線性變換，可得到原系統(tǒng)的響應(yīng).模態(tài)測試的最終目的是識別出系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù)，即結(jié)構(gòu)的特征值和特征向量，從而認(rèn)識結(jié)構(gòu)的基本動態(tài)特性，為結(jié)構(gòu)系統(tǒng)的振動特性分析及結(jié)構(gòu)動態(tài)特性的優(yōu)化設(shè)計提供了依據(jù)［1］.

2 敞車側(cè)檣板動態(tài)特性試驗研究

模態(tài)分析是結(jié)構(gòu)動力學(xué)特性分析的一種重要方法，敞車側(cè)檣動態(tài)特性試驗采用模態(tài)測試結(jié)合關(guān)鍵受力部位應(yīng)變測試的方式進(jìn)行，兩種試驗的測試結(jié)果可以相互驗證、相互補(bǔ)充，為結(jié)構(gòu)改進(jìn)和產(chǎn)品鑒定提供更加可靠的試驗依據(jù).

2.1 試驗過程

(1)測試系統(tǒng)組成

試驗設(shè)備包括:LMS數(shù)據(jù)采集裝置及LMS模態(tài)分析系統(tǒng)、MDR動態(tài)數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)及DDP分析處理系統(tǒng)、SINOCERA電磁激振器(1 000 N)、INOCERA功率放大器、KISTLER加速度傳感器(60套)、KISTLER力傳感器(2套)、電阻應(yīng)變計等，系統(tǒng)組成見圖1.

(2)激勵方式

由于車體自由狀態(tài)的頻率并不是我們所關(guān)心的，為此被試車采用的是車體工作時的支撐狀態(tài).模擬振車器實(shí)際工作狀態(tài)加載，將激振器反向懸吊在空中，在車體上側(cè)梁上焊接激振座，激振座與激振器的激振桿通過螺栓連接，振動工作時激勵源方向為豎直向下，對端部上側(cè)梁進(jìn)行激勵，采用電磁式激振器隨機(jī)激勵方式.激振器安裝方式見圖2.

圖1 測試系統(tǒng)組成結(jié)構(gòu)圖

圖2 激振器安裝方式圖

(3)測試參數(shù)設(shè)置

模態(tài)測試幾何模型與試驗對象的尺寸比為1∶1，由于本次試驗的所關(guān)心頻帶相對較窄，帶寬設(shè)置為 100 Hz，分辨率為 0.2 Hz.

應(yīng)變測試采樣頻率500 Hz，低通濾波節(jié)止頻率100 Hz.

2.2 試驗內(nèi)容

(1)模態(tài)測試

本次試驗的測試對象為敞車側(cè)墻組成，形狀相對規(guī)則，僅使用笛卡爾坐標(biāo)系即可完成，測點(diǎn)的選擇則需要根據(jù)經(jīng)驗和分析估計被測結(jié)構(gòu)各階模態(tài)節(jié)點(diǎn)和節(jié)線可能存在的位置，建立節(jié)點(diǎn)模型.根據(jù)側(cè)墻板、側(cè)柱和上側(cè)梁的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)，將其劃分為14個部分，根據(jù)車體幾何尺寸參數(shù)，建立了如圖3所示的節(jié)點(diǎn)模型.

圖3 節(jié)點(diǎn)模型示意圖

為減小激振器可能產(chǎn)生空中擺動導(dǎo)致的誤差，試驗時激勵和響應(yīng)信號都加漢寧窗，以抑制泄露，并進(jìn)行20次平均，以消除結(jié)構(gòu)非線性的影響，從非線性系統(tǒng)中得到最佳線性頻響特性估計，同時還可以消除噪聲干擾和畸變.

本次試驗分別對被試車原結(jié)構(gòu)及改進(jìn)結(jié)構(gòu)的側(cè)墻組成進(jìn)行了比對測試分析，測量分析的重點(diǎn)在與振動電機(jī)接近的15～35 Hz的模態(tài)振型.

(2)應(yīng)變測試

在端部側(cè)板靠近側(cè)柱及上側(cè)梁的焊縫位置處布置了15個應(yīng)變測點(diǎn)，如圖4所示.為了便于現(xiàn)場監(jiān)測各測點(diǎn)在不同頻率載荷振動下的受力情況，分別采用20～30 Hz的正弦信號進(jìn)行激勵，采用MDR型動態(tài)數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)對應(yīng)變信號進(jìn)行采集記錄.本次試驗分別對被試車原結(jié)構(gòu)及改進(jìn)結(jié)構(gòu)按相同試驗方法進(jìn)行了測試分析.

圖4 應(yīng)力測點(diǎn)布置圖

3 測試結(jié)果

3.1 車體原結(jié)構(gòu)測試結(jié)果

3.1.1 模態(tài)測試結(jié)果

應(yīng)用LMS軟件中Modal Analysis模態(tài)分析模塊對測試數(shù)據(jù)進(jìn)行分析處理，模態(tài)分析計算原理如圖5所示.經(jīng)過模態(tài)參數(shù)計算可得到各階模態(tài)的自相關(guān)函數(shù)圖，模態(tài)超復(fù)性MOV，模態(tài)相位共線性MPC和平均相位偏離等信息.通過對車體模態(tài)計算結(jié)果進(jìn)行綜合分析和評價參數(shù)來確定試驗結(jié)果的準(zhǔn)確性和有效性.

圖5 模態(tài)分析計算原理圖

車體側(cè)墻板原結(jié)構(gòu)的的模態(tài)測試參數(shù)見表1.頻率為23.389 Hz的局部振型如圖6所示.

表1 原結(jié)構(gòu)的模態(tài)測試參數(shù)表

圖6 23.389 Hz局部振型圖

試驗結(jié)果分析:

(1)原結(jié)構(gòu)在23.389 Hz附近，車體側(cè)墻組成的兩端側(cè)板出現(xiàn)局部振型，與偏心輪電機(jī)24 Hz工作頻率存在共振帶，其余側(cè)板相對保持靜止，無共振現(xiàn)象.共振的結(jié)果會使振動能量集中于端部側(cè)板，導(dǎo)致端部側(cè)板產(chǎn)生大幅度振動，在使用的過程中容易造成局部疲勞破壞;

(2)側(cè)板27.818 Hz的局部振型與偏心輪電機(jī)使用工況振動頻率偏離，不會產(chǎn)生共振.其余為整體振型或頻率偏離較大，使用過程不會產(chǎn)生共振及局部損壞.

3.1.2 應(yīng)變測試結(jié)果

采用DDP動態(tài)信號處理系統(tǒng)對應(yīng)變測試結(jié)果進(jìn)行了分析處理，選取產(chǎn)生應(yīng)變最大的前4個測點(diǎn)進(jìn)行了應(yīng)變測試值統(tǒng)計分析，測試結(jié)果如圖7所示.

圖7 原結(jié)構(gòu)應(yīng)變響應(yīng)統(tǒng)計圖

試驗結(jié)果分析:

(1)從圖7可以得出，激勵頻率為24 Hz區(qū)域時出現(xiàn)突兀的應(yīng)變響應(yīng)峰值，表明側(cè)板與小立柱連接焊縫處產(chǎn)生了較大幅值的交變應(yīng)力，與原結(jié)構(gòu)在23.389 Hz車體側(cè)墻組成的端部側(cè)板出現(xiàn)局部二階振型的模態(tài)測試結(jié)果相吻合，證明原結(jié)構(gòu)與垂向振動電機(jī)使用工況存在共振帶;

(2)車體側(cè)墻內(nèi)側(cè)中部有一根橫貫的冷彎角鋼，測點(diǎn)12～測點(diǎn)15位于冷彎角鋼和上/下側(cè)梁中部位置，測點(diǎn)12、測點(diǎn)14位于端部側(cè)板上，這兩點(diǎn)的應(yīng)變值大于位于小立柱另一側(cè)對應(yīng)的測點(diǎn)13、測點(diǎn)15.

根據(jù)兩種測試方法的試驗結(jié)果分析，提出了以下結(jié)構(gòu)改進(jìn)方案:

在車體每個側(cè)墻內(nèi)側(cè)增加1根冷彎角鋼，對側(cè)墻進(jìn)行整體加強(qiáng)，同時考慮到端部側(cè)板產(chǎn)生的應(yīng)變較大，對每塊端部側(cè)板再增加兩塊條形鋼板進(jìn)行局部加強(qiáng).改進(jìn)方案調(diào)整了側(cè)墻局部剛度，以避開垂向24 Hz的共振頻率.

3.2 改進(jìn)后的車體側(cè)板測試結(jié)果

3.2.1 模態(tài)測試結(jié)果

結(jié)構(gòu)改進(jìn)后，使用同樣的激勵法對車體側(cè)板進(jìn)行了模態(tài)試驗，得到的側(cè)板模態(tài)參數(shù)見表2.

表2 改進(jìn)后的模態(tài)測試參數(shù)表

試驗結(jié)果分析:

(1)改進(jìn)結(jié)構(gòu)在垂向24 Hz激勵下，雖然車體側(cè)墻組成產(chǎn)生了 16.677、23.961、26.742 Hz的振動頻率，但均為整體振型，無位移較大的局部模態(tài)，不會造成側(cè)板損壞;其余頻率均偏離較大，不會引起共振及局部損壞;

(2)通過提高局部剛度，改進(jìn)結(jié)構(gòu)改變了車體側(cè)墻的振動頻率及振型，對局部模態(tài)影響較大，避免了垂向24 Hz振動工況下的局部共振現(xiàn)象.

3.2.2 應(yīng)變測試結(jié)果

改進(jìn)結(jié)構(gòu)采取了與原結(jié)構(gòu)相同的應(yīng)變測試方法及數(shù)據(jù)分析方法，結(jié)果如圖8所示.

圖8 改進(jìn)結(jié)構(gòu)應(yīng)變響應(yīng)統(tǒng)計圖

試驗結(jié)果分析:

從圖8可以得出，改進(jìn)結(jié)構(gòu)在垂向激勵頻率為24 Hz時，各測點(diǎn)的應(yīng)變測試值均較小，改進(jìn)效果顯著.結(jié)果表明在激勵頻率為24 Hz時不會產(chǎn)生共振，同時也驗證了模態(tài)測試結(jié)果的準(zhǔn)確性.

4 結(jié)論

(1)原結(jié)構(gòu)在23.389 Hz頻率下，車體側(cè)墻組成的兩端側(cè)板出現(xiàn)局部二階振型，與垂向振車電機(jī)24 Hz工作頻率存在共振帶，局部應(yīng)變測試值較大，振動能量集中于端部側(cè)板，導(dǎo)致其產(chǎn)生大幅度振動，使用過程中將會導(dǎo)致側(cè)墻板疲勞破壞;

(2)原結(jié)構(gòu)側(cè)墻板的27.818 Hz頻率下局部模態(tài)與垂向振車電機(jī)24 Hz振動頻率有所偏離，不會引起共振，其余模態(tài)為整體振型或頻率偏離較大，均不會引起共振及局部損壞;

(3)改進(jìn)結(jié)構(gòu)的車體側(cè)墻組成雖然產(chǎn)生了16.677、23.961、26.742 Hz振動頻率，但均為整體振型，無局部模態(tài)，局部應(yīng)變測試值均較小，因此，在垂向振車電機(jī)24 Hz激勵下，不會引起局部共振，其余模態(tài)頻率均偏離較大，均不會引起共振及局部損壞;

(4)應(yīng)變測試結(jié)果直觀地體現(xiàn)了車體結(jié)構(gòu)改進(jìn)效果的顯著性，驗證了模態(tài)測試結(jié)果的有效性;

(5)通過提高局部剛度，改進(jìn)結(jié)構(gòu)改變了車體側(cè)墻的振動頻率及振型，避免了振車電機(jī)24Hz振動工況下的局部共振現(xiàn)象，且具有較大的共振頻率安全范圍，改進(jìn)后的結(jié)構(gòu)可以滿足振車電機(jī)在24 Hz工作頻率下正常使用的要求.

［1］何遠(yuǎn)新，張立民，郭小鋒.GQ70型鐵路罐車模態(tài)仿真及試驗研究［J］.機(jī)械設(shè)計，2012，29(11):41-45.

［2］張衛(wèi)華.機(jī)車車輛動態(tài)模擬［M］.北京:中國鐵道出版社，2006.

［3］樸明偉，張祥杰，王婷.單層雙層集裝箱車體振動特征分析［J］.鐵道機(jī)車車輛，2008，28(6):4-7.

［4］張亞輝，林家浩.結(jié)構(gòu)動力學(xué)基礎(chǔ)［M］.大連:大連理工大學(xué)出版社，2007:205-225.

［5］陳陽，朱茂桃，周孔亢.基于模態(tài)方法的車門動態(tài)特性研究［J］.汽車技術(shù)，2011，5:25-29.

Modal Testing and Improvements of Side Plate of Open Top Wagon Based on Local Strain Method

LIU Feng-qin，LI Xiang-wei

(CNR Qiqihar Railway Rolling Stock Co.，Ltd，Qiqihar 161002，China)

In the modal testing of the side plate of wagon body，the inherent frequency and vibration mode of the side plate are measured by local strain method.The comparison of the results shows that the second order vibration mode happens to the two ends of the side plate of wagon body under the frequency of 23.389 Hz with obviously increased local strain，and the resonance phenomenon happens under the excitation of the approximate frequency.After modification of the rigidity of the side plate，the same test and measurement results show that no resonance phenomenon happens，which means that the improved side plate structure is more reasonable.

open top wagon side plate;modal test;strain test;structure improvement

A

1673-9590(2013)06-0027-04*

2013-03-06

鐵道部科技研究開發(fā)計劃資助項目(2011J014-B)

劉鳳芹(1972－)，女，高級工程師，碩士，主要從事鐵路貨車及其零部件試驗工作的研究

E-mail:xinyue_288@126.com.