彭飛

摘 要：以跨座式單軌車輛為研究對(duì)象，針對(duì)跨座式單軌車輛車體由于軌道不平順激勵(lì)引起的車體壁板振動(dòng)問題，建立了跨座式車輛車體結(jié)構(gòu)有限元模型，進(jìn)行了動(dòng)力學(xué)仿真，求出轉(zhuǎn)向架上空氣彈簧傳遞給車體的不平順簡(jiǎn)諧激勵(lì)載荷。并將該不平順簡(jiǎn)諧激勵(lì)施加于車體的有限元模型，繼而通過諧響應(yīng)方法對(duì)其進(jìn)行分析，得到車體壁板件單元的振動(dòng)響應(yīng)情況以及有限元單元的各個(gè)節(jié)點(diǎn)的位移。該結(jié)果可作為邊界條件約束聲學(xué)邊界元模型分析車內(nèi)壁板板塊貢獻(xiàn)度及車內(nèi)低頻結(jié)構(gòu)噪聲的情況等。

關(guān)鍵詞：跨座式單軌；隨機(jī)不平順；諧響應(yīng)分析

跨座式單軌運(yùn)行過程中，受到來自軌道的不平順激勵(lì)作用。在該激勵(lì)作用下，車體壁板會(huì)受到來自轉(zhuǎn)向架的動(dòng)載荷作用產(chǎn)生振動(dòng)，從而造成車內(nèi)低頻結(jié)構(gòu)噪聲，影響車輛的運(yùn)行品質(zhì)及乘客乘坐的舒適性。文章研究對(duì)象為跨座式單軌車輛，通過構(gòu)建整個(gè)單軌車系統(tǒng)仿真模型與仿真分析進(jìn)行對(duì)車輛不平順簡(jiǎn)諧激勵(lì)載荷求解計(jì)算，將軌道隨機(jī)不平順作為外部激勵(lì)輸入，求解轉(zhuǎn)向架傳遞給車體的激勵(lì)載荷。再建立車體有限元模型，將之前所求的不平順簡(jiǎn)諧激勵(lì)施加于有限元模型，用諧響應(yīng)分析方法求出該激勵(lì)下車體壁板件單元的振動(dòng)響應(yīng)情況以及有限元單元的各個(gè)節(jié)點(diǎn)的位移，便可為接下來車內(nèi)低頻噪聲和不同位置板塊貢獻(xiàn)度的計(jì)算與預(yù)測(cè)提供依據(jù)。

1 跨座式單軌車輛動(dòng)力學(xué)模型的建立

首先利用多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)軟件Simpack建立車軌耦合動(dòng)力學(xué)仿真模型，建模過程中，簡(jiǎn)化部分復(fù)雜結(jié)構(gòu)，構(gòu)建結(jié)構(gòu)之間力元及mark點(diǎn)，進(jìn)行整個(gè)車輛系統(tǒng)多體動(dòng)力學(xué)仿真。對(duì)于跨座式車輛系統(tǒng)，車體通過前后兩組轉(zhuǎn)向架的四個(gè)空氣彈簧支撐在轉(zhuǎn)向架上，同時(shí)轉(zhuǎn)向架上的橫向減震器、牽引橡膠堆等組成的中央懸掛裝置與車廂連接，在這些彈性阻尼原件的作用下幫助車體減小、緩和運(yùn)行中的振動(dòng)。

建立出的單軌車動(dòng)力學(xué)模型及行駛軌道模型如圖1所示。

2 單軌車輛車體所受激勵(lì)載荷求解

利用Simpack軟件進(jìn)行動(dòng)力學(xué)分析，車輛運(yùn)行的路面條件為德國(guó)高干擾譜激擾線路面，運(yùn)行速度為直線道路上的極限速度72km/h。可得到車體與空氣彈簧連接位置（即四個(gè)前后兩組轉(zhuǎn)向架四個(gè)支撐點(diǎn)位置）在縱向、橫向、垂向三個(gè)方向所受到的來自軌道不平順激勵(lì)下的動(dòng)載荷。并將仿真得到的載荷時(shí)域譜快速傅立葉變換，描繪出四個(gè)支撐點(diǎn)處載荷頻域譜。圖2為某一支撐點(diǎn)的載荷頻域譜。其余三個(gè)支撐點(diǎn)載荷幅值的波形特征大小基本一致。

由圖2看出，不論在哪個(gè)方向上，載荷幅值最大處均在0～5Hz的低頻區(qū)域內(nèi)。且垂直方向上受到的激勵(lì)載荷最大，這與實(shí)際情況一致，載荷幅值的峰值也可以得到驗(yàn)證。而縱向的載荷幅值小于橫向是因?yàn)樾旭傔^程中受到的慣性力矩作用。除此之外，支撐點(diǎn)在三個(gè)方向上的載荷相位并不相同，而載荷相位是決定車輛的振動(dòng)規(guī)律的重要參數(shù)之一。

3 車體諧響應(yīng)分析

在ANSYS軟件中，將動(dòng)力學(xué)仿真計(jì)算出的載荷譜幅值和相位導(dǎo)入車體結(jié)構(gòu)有限元模型中，施加位置同樣為前后兩組轉(zhuǎn)向架四個(gè)空氣彈簧對(duì)應(yīng)支撐車體位置，進(jìn)行車體結(jié)構(gòu)諧響應(yīng)分析，即可計(jì)算出在軌道隨機(jī)不平順激勵(lì)下車體結(jié)構(gòu)的振動(dòng)響應(yīng)特性。

在頻率0-200Hz范圍內(nèi)，取步長(zhǎng)10Hz，下面僅挑選幾個(gè)特殊的頻率下的車體變形特征，并將節(jié)點(diǎn)位移明顯部分反應(yīng)出來，列于圖3所示圖形。

可看出當(dāng)頻率為50Hz時(shí)、兩邊底部中墻與端墻位置節(jié)點(diǎn)位移較大，有向外的扭轉(zhuǎn)拉伸形變，90Hz時(shí)整個(gè)車廂體的車頂與側(cè)墻節(jié)點(diǎn)位移較大，整車扭轉(zhuǎn)變形，160Hz時(shí)車頂部節(jié)點(diǎn)位移最大，明顯向下凹陷變形。

得到車體穩(wěn)態(tài)響應(yīng)的結(jié)果，可用于查看車身結(jié)構(gòu)變形以及計(jì)算表面振速。通過振動(dòng)幅值響應(yīng)分布，可以得到以下結(jié)論：受到簡(jiǎn)諧激載下，低頻時(shí)車體底部的端墻與側(cè)墻連接部分的振動(dòng)響應(yīng)變形比較大，其余部變形較小并不明顯。因此在今后對(duì)跨座式車輛車廂優(yōu)化過程中應(yīng)該優(yōu)先考慮車體底部的端墻與側(cè)墻連接處受載部位的剛度值。

4 結(jié)束語

跨座式單軌車輛運(yùn)行過程中，影響車體結(jié)構(gòu)振動(dòng)的因素很多，輪軌之間相互作用的激勵(lì)通過轉(zhuǎn)向架傳遞到車體底部。因此在Simpack軟件中建立車軌耦合動(dòng)力學(xué)模型進(jìn)行動(dòng)力學(xué)計(jì)算，獲得支撐點(diǎn)處受到的軌道隨機(jī)不平順激勵(lì)載荷幅值和相位。接著在ANSYS軟件中的車體有限元模型上施加不平順簡(jiǎn)諧激勵(lì)載荷，進(jìn)行諧響應(yīng)振動(dòng)分析，得到了車體壁板件振動(dòng)響應(yīng)特性。

處理分析過程動(dòng)力學(xué)軟件與有限元軟件聯(lián)合使用，有效地降低了實(shí)驗(yàn)數(shù)據(jù)采集過程，得到的結(jié)果明確清晰，車體板塊以不同顏色標(biāo)注顯示，便于觀察車體的振動(dòng)特性，為車體設(shè)計(jì)提供參考依據(jù)，同時(shí)也為車內(nèi)聲場(chǎng)及板塊貢獻(xiàn)度等提供計(jì)算依據(jù)。

參考文獻(xiàn)

[1]仲建華，杜子學(xué)，何希和.跨座式單軌交通車輛道岔及結(jié)構(gòu)分析[M].北京：人民交通出版社，2013.

[2]左言言，耿峰.鋁合金地鐵車內(nèi)低頻結(jié)構(gòu)噪聲特性預(yù)測(cè)[J].江蘇大學(xué)學(xué)報(bào)（自然科學(xué)版），2012.

[3]戚方好.城市軌道客車車內(nèi)噪聲預(yù)測(cè)控制與優(yōu)化技術(shù)研究[D].上海：上海交通大學(xué)，2007.

[4]王行聰.跨坐式單軌車輛動(dòng)力學(xué)性能仿真分析[D].重慶交通大學(xué)，2009.