基于模態(tài)法的高速列車車體關(guān)鍵位置應(yīng)力譜及壽命評估研究

李傳迎, 王秀剛， 吳興文， 董曉華， 池茂儒

(1.中車青島四方機(jī)車車輛股份有限公司，山東 青島 266111；2.西南交通大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，成都 610031；3.西南交通大學(xué) 牽引動力國家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，成都 610031)

高速列車車體在實(shí)際運(yùn)營過程中會承受來自輪軌和外部空氣介質(zhì)等導(dǎo)致的動態(tài)載荷，這些動態(tài)載荷會引起車體結(jié)構(gòu)的彈性振動甚至共振，從而顯著影響車體結(jié)構(gòu)的服役可靠性。長期以來，針對鐵道車輛車體的強(qiáng)度設(shè)計(jì)主要基于EN12663標(biāo)準(zhǔn)使用準(zhǔn)靜態(tài)方法進(jìn)行校核設(shè)計(jì)，這種方法不考慮結(jié)構(gòu)在服役過程中的模態(tài)振動，從而也就無法識別車體結(jié)構(gòu)共振時(shí)的動態(tài)薄弱位置以及相應(yīng)的疲勞損傷[1-2]。高速列車長期服役跟蹤試驗(yàn)表明，某些車輛在服役過程中由于轉(zhuǎn)向架穩(wěn)定性的下降，轉(zhuǎn)向架的蛇行運(yùn)動可能導(dǎo)致車體的結(jié)構(gòu)共振，例如“抖車”現(xiàn)象[3-7]。這種共振現(xiàn)象對乘坐舒適性的影響是顯而易見的，然而對車體結(jié)構(gòu)疲勞可靠性的影響研究尚少。為了反映結(jié)構(gòu)在共振情況下的應(yīng)力狀態(tài)，常規(guī)的方法可以采用有限元方法進(jìn)行瞬態(tài)分析；然而現(xiàn)有有限元軟件中，難以準(zhǔn)確模擬高速列車車體與轉(zhuǎn)向架之間的各種非線性約束關(guān)系，更加難以考慮轉(zhuǎn)向架蛇行失穩(wěn)運(yùn)動對車體的影響，因此無法獲得服役狀態(tài)下的車體動應(yīng)力?；谀B(tài)法的剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)理論，可以構(gòu)建大系統(tǒng)動力學(xué)模型的同時(shí)，考慮結(jié)構(gòu)的彈性振動以及實(shí)現(xiàn)關(guān)鍵位置應(yīng)力的求解。因此，可以模擬車輛系統(tǒng)在各種服役工況下的車體動態(tài)響應(yīng)及關(guān)鍵位置動應(yīng)力，為服役條件下車輛可靠性研究提供了手段。

張醒[8]基于單節(jié)車體的剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型和模態(tài)疊加法對車體的振動疲勞進(jìn)行評估，研究認(rèn)為車體縱向載荷對車體振動疲勞分析影響較大；同時(shí)，對比了名義應(yīng)力法和結(jié)構(gòu)應(yīng)力法兩種壽命評估方法的差異性，發(fā)現(xiàn)基于結(jié)構(gòu)應(yīng)力法獲得的疲勞壽命相比名義應(yīng)力法更小，結(jié)果偏于安全，具有更好的準(zhǔn)確性。王子淵[9]使用模態(tài)疊加法和反演法對線路試驗(yàn)得到的時(shí)域信號進(jìn)行了修正，并基于FKM標(biāo)準(zhǔn)對車體關(guān)鍵位置進(jìn)行多軸疲勞分析，結(jié)果表明基于FKM標(biāo)準(zhǔn)的振動疲勞分析結(jié)果比基于準(zhǔn)靜態(tài)方法得到的結(jié)果更為保守。李仁秋[10]通過線路試驗(yàn)實(shí)測了高速列車車體在服役過程中的工作模態(tài)，并利用頻域法研究了不同頻率段對車體損傷的影響，結(jié)果表明車體菱形模態(tài)對車體損傷貢獻(xiàn)較大。樸明偉等[11]基于剛?cè)狁詈侠碚摵妥咏Y(jié)構(gòu)模態(tài)綜合法的動應(yīng)力恢復(fù)方法對集裝箱車體振動疲勞開展了研究，識別了結(jié)構(gòu)的薄弱位置，并認(rèn)為車體彈性振動導(dǎo)致的疲勞損傷貢獻(xiàn)可以達(dá)到25%。并且將結(jié)構(gòu)應(yīng)力法和剛?cè)狁詈霞夹g(shù)相結(jié)合，研究了考慮模態(tài)共振的關(guān)鍵位置結(jié)構(gòu)應(yīng)力，較好地再現(xiàn)了服役過程中車體彈性振動導(dǎo)致的薄弱位置。由此可見，車體彈性振動對車輛結(jié)構(gòu)可靠性的影響不可忽視。結(jié)構(gòu)失效往往從其薄弱位置開始，服役過程中由于模態(tài)振動的參與其應(yīng)力集中位置可能與準(zhǔn)靜態(tài)載荷產(chǎn)生的應(yīng)力集中位置有所不同。因此，如何在設(shè)計(jì)初期，準(zhǔn)確識別車輛在各種服役模式下的結(jié)構(gòu)應(yīng)力集中位置，即動態(tài)薄弱位置，對車體的振動疲勞設(shè)計(jì)具有重要意義。

本文基于剛?cè)狁詈侠碚摵湍B(tài)應(yīng)力恢復(fù)法，構(gòu)建了考慮車體彈性振動的高速列車剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)動力學(xué)模型，準(zhǔn)確模擬高速列車在線路上的服役狀態(tài)，通過多種掃頻激勵(lì)模式模擬車輛服役狀態(tài)，識別車體結(jié)構(gòu)的薄弱位置。在此基礎(chǔ)上，研究分析輪軌匹配狀態(tài)和特征線路條件對車體薄弱位置特征應(yīng)力譜的影響；并基于京廣線線路條件，編制了考慮輪軌匹配等效錐度動態(tài)演變的車體關(guān)鍵位置全程應(yīng)力譜，分析了考慮輪軌等效錐度演變的不同應(yīng)力譜編制方法對車體薄弱位置疲勞壽命的影響。

1 基于模態(tài)法的高速列車剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型

服役過程中高速列車車體承受的動態(tài)載荷主要來自輪軌和外部流體介質(zhì)。雖然鐵道車輛采用兩級懸掛，但由于懸掛系統(tǒng)的高頻傳遞特性(特別是油壓減振器等)，輪軌高頻載荷極易通過車輛懸掛傳遞到車體；而對于外部空氣介質(zhì)導(dǎo)致的擾動則直接作用于車體結(jié)構(gòu)。為了較為準(zhǔn)確地反映高速列車實(shí)際服役狀態(tài)下的車體彈性振動以及彈性振動導(dǎo)致的車體應(yīng)力分布，本文采用模態(tài)綜合法構(gòu)建了考慮車體柔性的剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型。對于車輛系統(tǒng)的運(yùn)動方程可以普適性地表示為

(1)

式中：M、C和K分別為系統(tǒng)的質(zhì)量矩陣、阻尼矩陣和剛度矩陣；F(t)為系統(tǒng)的外載荷。為了考慮車間車鉤對車體縱向運(yùn)動的動態(tài)約束效應(yīng)，在本文的研究中建立8編組的4M4T高速列車系統(tǒng)動力學(xué)模型，如圖1所示。其中鋼軌外形采用CN60，車輪踏面外形采用LMA，模型中橫向止擋、抗蛇行減振器、車間減振器和車鉤緩沖力的非線性特性均采用分段線性方式來描述。列車系統(tǒng)動力學(xué)模型中使用的主要參數(shù)，如表1所示。

表1 列車系統(tǒng)動力學(xué)模型使用的主要參數(shù)

圖1 高速列車剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)動力學(xué)模型

為了考慮車體服役過程中的彈性振動，使用模態(tài)綜合法將列車模型中的2車車體考慮為柔性。針對車體上任意點(diǎn)的彈性振動響應(yīng)d，相對于車體參考坐標(biāo)系O可以表示為任意點(diǎn)位置坐標(biāo)c與該位置彈性振動u(c,t)之和，如下

d(c,t)=c+u(c,t)

(2)

根據(jù)模態(tài)疊加法[13-14]，車體結(jié)構(gòu)任意點(diǎn)彈性振動u(c,t)可以通過車體各階模態(tài)正則坐標(biāo)q(t)與模態(tài)矩陣ψ乘積的線性疊加進(jìn)行求解

u(c,t)=ψq(t)

(3)

而對于彈性振動導(dǎo)致的節(jié)點(diǎn)應(yīng)力，可以根據(jù)模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)法進(jìn)行求解，如下

(4)

式中：nre為模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)法中考慮的模態(tài)數(shù)目；σj為第j階模態(tài)應(yīng)力；qj為第j階模態(tài)坐標(biāo)。為了考慮高階模態(tài)截?cái)鄮淼恼`差，采用接口處的慣性釋放模態(tài)IRM對模態(tài)截?cái)嗾`差進(jìn)行修正。高速列車長期跟蹤服役試驗(yàn)表明，在運(yùn)營過程中車體彈性振動主要表現(xiàn)為40 Hz以內(nèi)，因此在考慮車體彈性的剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型中考慮了車體80 Hz以內(nèi)的柔性模態(tài)，其中一階垂向彎曲模態(tài)為9.64 Hz，菱形模態(tài)為11.92 Hz。

2 車體關(guān)鍵位置識別方法和特征應(yīng)力研究

2.1 車體關(guān)鍵位置識別

在外部載荷的作用下車體主要表現(xiàn)為浮沉、點(diǎn)頭、側(cè)滾、搖頭、橫向和縱向剛體運(yùn)動與結(jié)構(gòu)局部彈性振動的耦合疊加。不同的服役模式導(dǎo)致的結(jié)構(gòu)應(yīng)力集中位置差異較大。其中，由于剛體運(yùn)動頻率低，因此其導(dǎo)致的結(jié)構(gòu)薄弱位置可以稱為靜態(tài)薄弱位置；而結(jié)構(gòu)彈性振動一般表現(xiàn)為高頻，因此其導(dǎo)致的薄弱位置可以稱為結(jié)構(gòu)動態(tài)薄弱位置。現(xiàn)有的EN12663等車體靜強(qiáng)度設(shè)計(jì)標(biāo)準(zhǔn)，均主要采用準(zhǔn)靜態(tài)方法進(jìn)行分析，其可以識別車體靜態(tài)薄弱位置，而無法識別由于結(jié)構(gòu)彈性共振導(dǎo)致的動態(tài)薄弱位置。為此，本文利用高速列車剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型，提出采用多種激勵(lì)模式下的掃頻方法，同時(shí)識別車體的靜態(tài)和動態(tài)薄弱位置。由于本文研究中不考慮車輛牽引制動導(dǎo)致的縱向沖動，因此分別在輪軌界面上施加0～80 Hz的浮沉、點(diǎn)頭、側(cè)滾、搖頭和橫移掃頻激勵(lì)，以識別各種運(yùn)動模式下的結(jié)構(gòu)薄弱位置。具體掃頻激勵(lì)施加示意圖如圖2和表2所示。

表2 各種掃頻激勵(lì)模式

基于以上各種掃頻激勵(lì)模式，利用模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)方法，獲得各個(gè)掃頻模式下的車體結(jié)構(gòu)薄弱位置，主要包括：枕梁、門框、窗角、牽引梁與地板連接處，如圖3所示。圖4給出了掃頻激勵(lì)下牽引梁與地板連接處薄弱位置的應(yīng)力時(shí)域圖和頻譜。在浮沉激勵(lì)下最容易被激發(fā)的模態(tài)頻率為4.78 Hz，9.82 Hz，51.8 Hz和81.10Hz,其中4.78 Hz與構(gòu)架的浮沉模態(tài)相關(guān)，9.82 Hz與車體一階垂向彎曲相關(guān)，51.8 Hz和81.10 Hz為車體底架區(qū)域局部彈性振動模態(tài)。點(diǎn)頭激勵(lì)模式下，相比浮沉激勵(lì)其激發(fā)了25 Hz左右的車體彈性模態(tài)。側(cè)滾激勵(lì)模式下，車體的高階局部模態(tài)84.4 Hz表現(xiàn)得最為明顯。在橫向和搖頭激勵(lì)模式下，薄弱位置的應(yīng)力主要集中在12～15 Hz左右，其主要由于在橫向激勵(lì)作用下車體的菱形模態(tài)被激發(fā)導(dǎo)致。圖5給出了枕梁、門框和窗角薄弱位置應(yīng)力的頻譜。結(jié)果表明：枕梁薄弱位置的應(yīng)力水平對高頻激勵(lì)較為敏感，其對薄弱位置的應(yīng)力貢獻(xiàn)較大；對于門框和窗角，40 Hz以內(nèi)的彈性模態(tài)貢獻(xiàn)較大。由于在線路實(shí)際服役過程中，經(jīng)過車輛兩系懸掛，車體的振動能量大多數(shù)集中在20 Hz以內(nèi)，因此針對車體的振動疲勞設(shè)計(jì)應(yīng)力重點(diǎn)關(guān)注車體低階模態(tài)導(dǎo)致的應(yīng)力集中位置，如車體一階垂彎曲和菱形模態(tài)；但仍然不排除由于鋼軌波磨和車輪多邊形磨耗導(dǎo)致的輪軌高頻激勵(lì)，會激發(fā)車體高階模態(tài)的可能性。

圖3 車體薄弱位置

(a) 枕梁

2.2 車體關(guān)鍵位置特征應(yīng)力研究

在實(shí)際服役過程中，車體薄弱位置應(yīng)力表現(xiàn)出的特征主要與車輛系統(tǒng)所承受的外部軌道激勵(lì)相關(guān)。因此，本節(jié)進(jìn)一步分析了車輛系統(tǒng)在實(shí)際服役工況下車體關(guān)鍵位置動應(yīng)力響應(yīng)特征。以門框處薄弱位置為例，分析了在京廣線線路譜激勵(lì)下車輛通過直線和曲線(R=9 000 m，v=300 km/h)的應(yīng)力特征，如圖6所示。結(jié)果表明：由于車體自身重力的作用使得門框處存在23.7 MPa的平均應(yīng)力。直線工況下門框處的應(yīng)力主要圍繞平均應(yīng)力進(jìn)行波動；在以相同速度通過9 000 m曲線時(shí)，由于未平衡加速度的作用門框處薄弱位置處應(yīng)力呈現(xiàn)明顯的低頻曲線通過趨勢項(xiàng)，如圖6(a)所示。直線和曲線工況門框薄弱位置動應(yīng)力呈現(xiàn)的主頻具有一致性(1.4 Hz,8.3 Hz,10.5 Hz,12.5 Hz,14.7 Hz等)，其中1.4 Hz的車體上心滾擺運(yùn)動對門框應(yīng)力貢獻(xiàn)最大，8.3 Hz和10.5 Hz主要是與車體垂向彎曲模態(tài)相關(guān)，12.5 Hz和14.7 Hz主要由車體菱形模態(tài)和橫向彎曲模態(tài)導(dǎo)致，如圖6(b)所示。在相同頻率范圍，曲線工況應(yīng)力幅值明顯大于直線工況。以上分析同時(shí)表明，在正常情況下車體剛體運(yùn)動是車體薄弱位置應(yīng)力的主要貢獻(xiàn)因素，8～15 Hz的車體柔性模態(tài)貢獻(xiàn)次之。

(a) 特征應(yīng)力時(shí)域

在鏇修周期內(nèi)輪軌匹配等效錐度會隨著磨耗的增加，使得轉(zhuǎn)向架蛇行運(yùn)動穩(wěn)定性下降和蛇行運(yùn)動頻率增加；這種情況可能會激發(fā)車體某些模態(tài)，從而導(dǎo)致局部位置應(yīng)力增加。為此，對比分析了大錐度和小錐度情況下門框特征應(yīng)力，如圖7所示。隨著輪軌匹配等效錐度的增加，車體薄弱位置的應(yīng)力相比正常小錐度應(yīng)力幅值增加，且由12～15 Hz范圍彈性振動導(dǎo)致的車體應(yīng)力貢獻(xiàn)量顯著增加。圖8給出了車輛在抗蛇行減振器失效時(shí)高速蛇行失穩(wěn)時(shí)導(dǎo)致的車體薄弱位置動應(yīng)力。車輛高速蛇行失穩(wěn)的頻率為5.6 Hz，其激發(fā)了車體的高階彈性振動模態(tài)，使得關(guān)鍵位置處的應(yīng)力幅值明顯增加，其中車體的高階模態(tài)22 Hz和27 Hz最為顯著。

(a) 特征應(yīng)力時(shí)域

3 輪軌匹配狀態(tài)對關(guān)鍵位置特征應(yīng)力譜的影響

由于輪軌之間的磨耗，輪軌匹配等效錐度在服役周期內(nèi)一般呈現(xiàn)逐漸增大的趨勢。圖9(a)給出了長期跟蹤試驗(yàn)不同運(yùn)營里程實(shí)測車輪踏面LMA與名義鋼軌CN60的匹配等效錐度，隨著車輛運(yùn)營里程的增加輪軌匹配等效錐度呈現(xiàn)線性增加趨勢，在磨耗后期輪軌匹配等效錐度超過0.2?？紤]到鋼軌在實(shí)際運(yùn)營過程中也同樣遭受磨耗，磨耗車輪與磨耗鋼軌匹配等效錐度可能大于磨耗車輪和新鋼軌的匹配等效錐度。為此，本文選取了5個(gè)典型輪軌匹配等效錐度(新輪0.037，磨耗輪0.100，磨耗輪0.200，磨耗輪0.300，磨耗輪0.400，如圖9(b))分析等效錐度車體關(guān)鍵位置特征應(yīng)力譜的影響。分析工況為：車輛速度300 km/h，曲線半徑9 000 m。圖10給出了輪軌匹配等效錐度對門框和窗角處應(yīng)力譜的影響。結(jié)果表明：隨著輪軌匹配等效錐度的增加，車體關(guān)鍵位置(門框和窗角)應(yīng)力譜最大值明顯增加，且相同應(yīng)力范圍情況下循環(huán)累計(jì)次數(shù)明顯增加；相同循環(huán)次數(shù)情況下的應(yīng)力變化范圍，磨耗輪狀態(tài)要比新輪狀態(tài)大50%左右。但值得注意的是，在新輪或者等效錐度較小情況，某型車輛在通過輪軌匹配狀態(tài)不好的線路時(shí)可能出現(xiàn)車體一次蛇行等低頻晃動，從而導(dǎo)致較大幅值的異常振動，可能增加薄弱位置應(yīng)力幅值。這種異常振動通常在輪軌匹配等效錐度略微增大后會逐漸改善[15]。由此可見，輪軌匹配狀態(tài)的演變對車體關(guān)鍵位置應(yīng)力譜的影響不可忽視。長期以來人們對車輛結(jié)構(gòu)壽命的評估，均基于服役周期某個(gè)里程截面獲得的載荷譜，然后再對載荷譜進(jìn)行穩(wěn)態(tài)外推，以獲得服役周期或者鏇輪周期內(nèi)的載荷譜；這種方法忽略了載荷譜在服役周期內(nèi)容的動態(tài)退化過程，從而容易導(dǎo)致非保守的結(jié)果。

(a) 特征應(yīng)力時(shí)域

(a) 等效錐度隨里程演變

4 服役條件下車體關(guān)鍵位置壽命估計(jì)

以京廣線線路條件為例，利用本文建立的高速列車剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型，仿真分析車體關(guān)鍵位置全程應(yīng)力譜。京廣線全程2 298 km，其中曲線半徑小于14 000 m的線路占總里程的38.49%(如表3和圖11所示)，9 000 m曲線半徑占了曲線線路的主要部分。根據(jù)京廣線線路實(shí)際情況，設(shè)置321個(gè)曲線工況，各個(gè)工況車輛運(yùn)行速度根據(jù)車輛實(shí)際運(yùn)營速度確定，以獲得各個(gè)曲線工況載荷譜。利用1個(gè)直線工況表征京廣線直線線路條件，并利用核密度穩(wěn)態(tài)外推得到整個(gè)京廣線直線工況載荷譜。將曲線工況和直線工況的載荷譜相疊加，即獲得整條線路的載荷譜。由于基于Miner的線性累積損傷理論忽略載荷順序的影響，因此忽略直線和曲線出現(xiàn)的順序。與此同時(shí)，通過高速列車剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型仿真分析，獲得不同等效錐度情況下的全程載荷譜。圖12給出了不同等效錐度下單趟京廣線曲線區(qū)間導(dǎo)致的車體典型薄弱區(qū)域窗角和門框處動應(yīng)力譜。從整體來看，隨著等效錐度的增加應(yīng)力譜幅值增加，特別是在大錐度0.400情況下其應(yīng)力幅值明顯大于新輪狀態(tài)。由此說明，車輛穩(wěn)定性下降導(dǎo)致的車體振動加劇會惡化車體薄弱位置動應(yīng)力。

(a) 門框

表3 京廣線曲直比例

考慮到輪軌匹配等效錐度在鏇修周期內(nèi)的動態(tài)演變會影響車輛動力學(xué)性能，從而可能影響關(guān)鍵位置的結(jié)構(gòu)動應(yīng)力，因此本文擬定了6種應(yīng)力譜編制方式，以反映關(guān)鍵位置動應(yīng)力在鏇修周期內(nèi)的演變。根據(jù)長期跟蹤服役試驗(yàn)的經(jīng)驗(yàn)，車輪鏇修周期在25萬km左右，因此本文鏇修周期設(shè)定為25萬km。前5種編制方式，分別采用等效錐度0.037、0.100、0.200、0.300和0.400的計(jì)算結(jié)果，基于核密度方法穩(wěn)態(tài)外推獲得25萬km薄弱位置應(yīng)力譜。而第6種編制方法則利用不同等效錐度的結(jié)果進(jìn)行組合外推；將25萬km鏇修周期劃分為5個(gè)穩(wěn)態(tài)里程區(qū)間，每個(gè)穩(wěn)態(tài)里程區(qū)間對應(yīng)不同的等效錐度，利用京廣線單趟仿真數(shù)據(jù)進(jìn)行5萬km穩(wěn)態(tài)外推，對5個(gè)穩(wěn)態(tài)里程區(qū)間關(guān)鍵位置應(yīng)力譜進(jìn)行組合拼接獲得25萬km應(yīng)力譜，以考慮等效錐度在鏇修周期內(nèi)退化過程對車體關(guān)鍵為應(yīng)力譜的影響，如圖13所示。利用上述6種應(yīng)力譜編制方式獲得車體關(guān)鍵位置(牽引梁與地板交接處、窗角、門框和牽引梁與枕梁交接處)應(yīng)力譜，參照國際焊接學(xué)會IIW標(biāo)準(zhǔn)的焊接接頭S-N曲線，利用Miner線性累積損傷理論計(jì)算25萬km處的損傷值，如圖14和表4所示。結(jié)果表明：窗角和門框的損傷值明顯大于其他位置；隨著輪軌接觸等效錐度的增加，車體薄弱位置損傷明顯增大。當(dāng)?shù)刃уF度達(dá)到0.400，各個(gè)位置損傷值顯著增大，由此可見車輛運(yùn)行穩(wěn)定性可以顯著影響車體結(jié)構(gòu)的疲勞壽命?？紤]輪軌接觸狀態(tài)在鏇修周期動態(tài)演變的組合外推編制方式，獲得的薄弱位置損傷值與中錐度結(jié)果基本一致。由此可見，選擇合適的載荷譜編制方式反映輪軌接觸狀態(tài)退化過程對車輛服役壽命評估的準(zhǔn)確性具有至關(guān)重要的意義。

圖11 京廣線線路比例

(a) 門框

圖13 應(yīng)力譜不同編制方式

表4 服役條件下車體關(guān)鍵位置25萬km損傷值

5 結(jié) 論

基于高速列車高頻剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型，對車體關(guān)鍵位置識別方法、關(guān)鍵位置特征應(yīng)力和考慮輪軌狀態(tài)動態(tài)演變的壽命評估研究，可以得到如下結(jié)論：

(1) 結(jié)合高速列車高頻剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)模型和模態(tài)應(yīng)力恢復(fù)法，使用掃頻方法模擬車輛典型服役模式，可以有效識別車體結(jié)構(gòu)的動態(tài)薄弱位置。服役條件車體結(jié)構(gòu)主要的薄弱包括窗角、門框、枕梁、牽引梁與枕梁交接等部位，其中車體一階彎曲模態(tài)、車體菱形、構(gòu)架浮沉、頂部和側(cè)墻的局部高階模態(tài)對窗角和門框應(yīng)力影響較大。

(2) 在正常運(yùn)營條件下，車體關(guān)鍵位置的動應(yīng)力主要由車體低頻剛體運(yùn)動主導(dǎo)；隨著輪軌接觸等效錐度的增加，轉(zhuǎn)向架蛇行運(yùn)動穩(wěn)定性下降使得車體在 12～15 Hz范圍內(nèi)彈性振動增加，從而進(jìn)一步增加車體關(guān)鍵位置的應(yīng)力幅值。當(dāng)轉(zhuǎn)向架高速蛇行失穩(wěn)時(shí)，會激發(fā)車體的高階局部模態(tài)22 Hz和27 Hz，從而對車體關(guān)鍵位置應(yīng)力幅值貢獻(xiàn)顯著增加。

(3) 利用高速列車高頻剛?cè)狁詈蟿恿W(xué)，考慮輪軌接觸狀態(tài)對車體關(guān)鍵位置應(yīng)力譜的影響，分析了不同應(yīng)力譜編制方法對車體壽命評估的影響。隨著輪軌接觸等效錐度的增加，車體薄弱位置損傷明顯增加；當(dāng)?shù)刃уF度達(dá)到0.400時(shí)，各個(gè)位置損傷值顯著增大，由此可見車輛運(yùn)行穩(wěn)定性可以顯著影響車體結(jié)構(gòu)的疲勞壽命?？紤]輪軌接觸狀態(tài)在鏇修周期動態(tài)演變的組合外推編制方式，獲得的薄弱位置損傷值與中錐度結(jié)果基本一致。由此可見，選擇合適的載荷譜編制方式反映輪軌接觸狀態(tài)退化過程，對車體服役壽命評估的準(zhǔn)確性具有至關(guān)重要的意義。