王偉,祝巍

(1.江西現(xiàn)代職業(yè)技術(shù)學院 建筑工程學院，江西 南昌 330095；2.南昌市國土資源局，江西 南昌 330038)

CRH2G高速列車車體振動性能分析

王偉1,祝巍2

(1.江西現(xiàn)代職業(yè)技術(shù)學院 建筑工程學院，江西 南昌 330095；2.南昌市國土資源局，江西 南昌 330038)

對新型高寒抗風沙動車組CRH2G七車車體，利用ANSYS軟件進行建模和仿真計算，獲取車體前4階整車模態(tài)參數(shù)，并與運行模態(tài)試驗測試結(jié)果作對比，驗證了有限元模型的正確性.根據(jù)模態(tài)仿真分析結(jié)果，得到車體振動頻率和振型等固有參數(shù)，同時也驗證了CRH2G型車體最重要的一階垂向彎曲振型對應(yīng)的固有頻率大于10 Hz，符合設(shè)計標準要求， 為車體振動性能改進及優(yōu)化設(shè)計提供參考依據(jù).

ANSYS；模態(tài)分析；CRH2G型車體;振動

0 引言

隨著中國高鐵技術(shù)不斷提高，列車運行速度的高速化和結(jié)構(gòu)的輕量化，由線路不平順等因素引起隨機激擾的頻域加寬[1]，導致列車振動問題加劇，這不僅縮短車體使用壽命，影響乘坐舒適度，甚至可能危及到乘客的人身和財產(chǎn)安全.作為列車最大部件的車體是車輛重要的組成部分之一，對車輛振動性能有著重要的影響[2]，其結(jié)構(gòu)設(shè)計的合理性直接影響到乘坐舒適度和列車平穩(wěn)性.模態(tài)分析是車體振動性能分析的重要工具，通過車體模態(tài)分析，可得到車體的固有模態(tài)參數(shù)，搞清楚車體在某一易受影響的頻率范圍內(nèi)各階主要模態(tài)的特性，從而預測車體工作頻率在此頻段時產(chǎn)生的實際振動響應(yīng)，有效地避開車體的共振區(qū)間.因此,通過模態(tài)分析可以了解車體動力性能是否符合標準要求，進而為車體的改進設(shè)計提供依據(jù).

模態(tài)分析可分為實驗?zāi)B(tài)和計算模態(tài)兩種.隨著計算機的普及，有限元軟件迅速發(fā)展并廣泛應(yīng)用于各個領(lǐng)域，成為設(shè)計研究中不可缺少的工具.目前，許多研究、研發(fā)項目為節(jié)省實驗經(jīng)費，縮短研發(fā)周期，常常采用計算仿真代替實驗[3].鑒于此，本文采用ANSYS對CRH2G高速列車七車車體進行仿真建模和模態(tài)分析，為分析車體振動性能提供參考依據(jù).

1 有限元模態(tài)分析[4]

模態(tài)分析就是求解具有有限個自由度的無阻尼、無載荷狀態(tài)下的動力方程的模態(tài)矢量.無阻尼自由振動的動力方程為

(1)

式中,M、K分別是質(zhì)量矩陣和剛度矩陣；d為結(jié)構(gòu)的節(jié)點位移矩陣.在自由振動時，各質(zhì)點作簡諧運動，方程(1)的解可以表示為

d=d0cosωt

(2)

式中，d0是節(jié)點的振幅列陣，即結(jié)構(gòu)的振型；ω為與該振型對應(yīng)的固有頻率；t是時間.將式(2)代人式(1)，得到齊次方程

(3)

式(3)稱為特征方程，并利用ANSYS對其進行具體分析，即建立模型、加載并求解、擴展模態(tài)、觀察結(jié)果等步驟[5]，可以得到結(jié)構(gòu)的固有頻率和振型.

2 車體有限元模型

高速運行中的動車組車體不但承載著旅客和設(shè)備，而且承受著扭轉(zhuǎn)、垂向、橫向和縱向載荷等，這就需要動車組車體有足夠的剛度和強度[6].CRH2G型動車組列車的七車為動車且靠近車頭，受到的激勵大，振動情況顯著，可通過對七車車體振動性能的研究，間接了解整個列車的振動特性.因此，七車車體是比較理想的研究對象.

七車車體采用中空鋁合金擠壓型材焊接結(jié)構(gòu)，主要由底架，端墻，側(cè)墻，車頂和設(shè)備倉等部分組成.車體長為24.5m，寬為3.3m，高為3.86m，軌距為1.435m，彈性模量為69GPA，泊松比為0.3，密度為2730kg/m3.車體是一個大型的結(jié)構(gòu)體，要建立實模不僅難度大，而且對計算機配置要求高，因此，在對車體建模時進行了必要的簡化[7]，如某些設(shè)備對于車體而言，體積和重量都比較小，可采用質(zhì)量塊安裝在設(shè)備重心節(jié)點位置來代替設(shè)備幾何體，這樣簡化對結(jié)果影響不大[8]；玻璃、貨物架、座位等部分輔助部件對車體模態(tài)分析也影響不大，可以以等效質(zhì)量均勻地疊加在車體側(cè)墻和底板上.

有限元模型劃分網(wǎng)格[9]的密度對計算速度影響非常大，網(wǎng)格劃分越密，計算得到的結(jié)果精度越高.但是，當網(wǎng)格密度達到一定程度時，繼續(xù)加密網(wǎng)格對計算精度的提高并不顯著，只會增加計算量，延長計算時間[10].本文主要研究的是整車模態(tài)，由于車體結(jié)構(gòu)較大，如果采用過小的單元尺寸，不但計算耗時增加，而且容易識別出局部模態(tài)，突出的局部模態(tài)會掩蓋整車模態(tài)，影響整車模態(tài)主振型辨別[11].綜合考慮，結(jié)合單元間的連接、共節(jié)點狀況，進行多次試算，設(shè)置ESIZE為0.08m對網(wǎng)格進行控制能得到較好的結(jié)果，其劃分的單元總數(shù)為45788個，節(jié)點總數(shù)為48 221個，如圖1所示.

圖1 整車有限元模型

3 模態(tài)分析結(jié)果及分析

CRH2G型車體是受空氣彈簧等構(gòu)件約束的，約束復雜，難以模擬，而且如果對車體只進行某些約束下的模態(tài)分析，就無法獲知在其它約束下的振動變形[12]，有可能這些振動變形恰恰是真正的車體模態(tài).綜合考慮，采用自由模態(tài)分析方法[13]，對車體模型不施加約束，在低頻0～20Hz范圍內(nèi)進行有限元模態(tài)分析，并與采用B&K設(shè)備實測的車體運行模態(tài)試驗數(shù)據(jù)作對比.ANSYS軟件提取模態(tài)常用的BlockLanczos法，是將原特征值問題轉(zhuǎn)化為三角形特征值問題，具有計算速度快，精度高，對模型中存在的較差形狀單元也能較好地求解等優(yōu)點.因此，采用BlockLanczos法求解車體模態(tài).仿真結(jié)果及試驗對比見表1，車體前四階整車模態(tài)的凍結(jié)動畫振型見圖2～圖9.

表1 仿真結(jié)果與試驗對比

注：頻率差值為仿真結(jié)果與試驗結(jié)果之差.

圖2 仿真車體垂向、橫向一階菱形

圖3 試驗車體垂向、橫向一階菱形

圖4 仿真車體垂向一階彎曲

圖5 試驗車體垂向一階彎曲

圖6 仿真車體橫向一階彎曲

圖7 試驗車體橫向一階彎曲

圖8 仿真車體垂向一階扭曲

圖9 試驗車體垂向一階扭曲

由表1可知，在低頻0～20 Hz范圍內(nèi)，ANSYS仿真識別出了車體10階模態(tài)，模態(tài)密集，特別是在10～20 Hz之間.其中前六階模態(tài)的頻率值接近零，這表示無約束的自由模態(tài)分析，能識別出車體進行無周期的剛體運動.剩余四階為整車模態(tài)，振型依次為一階垂向菱形+一階橫向菱形、一階垂向彎曲、一階橫向彎曲和一階垂向扭曲.通過對比仿真結(jié)果和試驗數(shù)據(jù)可以看出，仿真結(jié)果中7～10這四階與試驗測試的前四階振型相一致，且同一振型對應(yīng)的頻率值相差很小，即便是相對誤差較大的一階橫向彎曲，其頻率差值也不大于0.7 Hz，符合工程要求.由此可以證明ANSYS仿真模型的建立是正確的，簡化處理是合理的，具有很高的可靠度，能夠有效的模擬車體振動，可用于車體結(jié)構(gòu)優(yōu)化等研究.仿真結(jié)果中第八階振型為車體垂向一階彎曲，對應(yīng)的模態(tài)頻率為10.479 Hz，大于設(shè)計標準要求[14]的10 Hz，因此，車體能有效避開轉(zhuǎn)向架的工作頻率，防止共振現(xiàn)象產(chǎn)生，符合設(shè)計要求.

結(jié)構(gòu)振型展示了結(jié)構(gòu)固有振動形態(tài).通過分析振型，易于找出結(jié)構(gòu)薄弱之處，判斷產(chǎn)生振動的原因.從圖2～圖9各振型圖中可以看出，七車車體9.189 Hz激勵出的一階菱形振型，車體跨中相對位移較大，可達0.005 86 m.10.479 Hz激勵出的一階垂向彎曲振型，車體兩端相對位移也較大，為0.005 22 m.13.739 Hz激勵出的一階橫向彎曲振型，車體位移跨中較大，位移值在0.006 7 m以上.16.190Hz激勵出的一階扭轉(zhuǎn)振型，車體兩端相對位移也較大，可達0.005 93 m.由此可見，車體在不同振型下，振動位移較大的部位不盡相同，但從整體看，動車組在運行過程中，其跨中、兩端的振動幅度相對較大，設(shè)計時應(yīng)給予考慮.從圖中還可以看出，不論是仿真結(jié)果還是試驗數(shù)據(jù)，在低頻范圍內(nèi)，車體垂向較橫向更容易識別出振動模態(tài).而且，就一階彎曲振型而言，橫向振動頻率高于垂向振動頻率，所以優(yōu)化車體隔振性能時，應(yīng)優(yōu)先考慮車體垂向的振動.

4 結(jié)論

本文基于ANSYS有限元模態(tài)理論[15]，建立了CRH2G型車體的模態(tài)分析有限元模型，并對其進行了簡化處理，然后計算其在自由狀態(tài)下的振動響應(yīng).所建有限元模型的仿真結(jié)果與實測數(shù)據(jù)吻合，說明有限元模型是合理的，采用ANSYS仿真部分代替實測也是可行的，這有助于減少實測次數(shù)，節(jié)約試驗成本，縮短研發(fā)周期.

(1)仿真結(jié)果表明CRH2G型七車車體一階垂向彎曲模態(tài)頻率大于10Hz，符合設(shè)計標準要求[8]；

(2)避開轉(zhuǎn)向架等其它部件的工作頻率帶寬，可避免共振現(xiàn)象發(fā)生，但其頻率值10.479 Hz略低，建議車體有必要通過增加剛度等方法來提高其值；

(3)車體在10～20 Hz之間振型密集，為防止共振，其他部件自振頻率應(yīng)盡量避開這一頻率區(qū)間；

(4)車體有彎曲、扭轉(zhuǎn)、菱形等振型，其跨中、兩頭振動幅度較大，設(shè)計優(yōu)化時應(yīng)重點考慮.

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Analysis of CRH2G High-Speed Train Body Vibration Performance based on ANSYS

WANG Wei1, ZHU Wei2

(1. School of Civil Engineering and Architecture Jiangxi Modern Polytechnic College, Nanchang 330095, China; 2. Nanchang Municipal Bureau of Land and Resources, Nanchang 330038，China)

ANSYS finite element software was used to model and simulate calculation for CRH2G seven car body. Then, the modal parameters of 4 car body were obtained and compared with modal test results to verify the validity of the finite element model. According to the results of the modal simulation analysis, intrinsic parameters, such as car body vibration frequency and vibration model, not only can provide a reference for the optimization design of car body vibration performance improvement, but also verify that one of the most important order vertical bending vibration mode of CRH2G type car body is more than 10 Hz, which complies with the design standards.

ANSYS; modal analysis; car body of CRH2G; vibration

1673- 9590(2017)04- 0056- 04

2016-11-07

王偉(1990-)，男，助教，碩士，主要從事接觸力學，模態(tài)振動等仿真工作的研究E- mail:137197049@qq.com.

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