亚洲免费av电影一区二区三区,日韩爱爱视频,51精品视频一区二区三区,91视频爱爱,日韩欧美在线播放视频,中文字幕少妇AV,亚洲电影中文字幕,久久久久亚洲av成人网址,久久综合视频网站,国产在线不卡免费播放

        ?

        輪對動(dòng)不平衡對構(gòu)架扭轉(zhuǎn)變形的貢獻(xiàn)評估

        2018-04-18 12:01:56林俊鄒曉龍
        關(guān)鍵詞:減振器構(gòu)架彈簧

        林俊,鄒曉龍

        (中車青島四方機(jī)車車輛股份有限公司,山東 青島 266111)

        0 引言

        隨著車輛運(yùn)營速度的提高,車輛激擾頻率也隨之提高.最為顯著的當(dāng)屬輪對的動(dòng)不平衡引起的振動(dòng).避免共振成為首要的討論對象.輪對動(dòng)不平衡頻率主要體現(xiàn)在縱斷面上質(zhì)心偏移車軸中心線,繞車軸旋轉(zhuǎn)一周,產(chǎn)生一周的激勵(lì).該激勵(lì)通過一系彈簧傳遞到構(gòu)架.車輛運(yùn)營速度達(dá)到330km/h,對于半徑為460 mm的車輪來說,激勵(lì)達(dá)到約32 Hz.通常構(gòu)架的一階扭轉(zhuǎn)頻率40 Hz以上,但由于結(jié)構(gòu)更改,存在降低構(gòu)架扭轉(zhuǎn)頻率的情況,例如本文構(gòu)架模型增加附加裝置后扭轉(zhuǎn)頻率將降低到32 Hz左右,此時(shí)的動(dòng)不平衡激勵(lì)頻率與構(gòu)架扭轉(zhuǎn)頻率相當(dāng),存在扭轉(zhuǎn)共振的風(fēng)險(xiǎn).

        目前關(guān)于動(dòng)不平衡的研究主要集中在車輛舒適度方面,未涉及與構(gòu)架扭轉(zhuǎn)頻率接近時(shí)的構(gòu)架動(dòng)力學(xué)性能研究.本文將構(gòu)架的動(dòng)力學(xué)模型由剛性體改為彈性體,建立了柔性構(gòu)架與剛性車輛系統(tǒng)的耦合模型,研究了頻率接近動(dòng)不平衡頻率時(shí),構(gòu)架的扭轉(zhuǎn)變形和車輛的動(dòng)力學(xué)情況,相關(guān)計(jì)算結(jié)果還可為疲勞計(jì)算和試驗(yàn)提供載荷依據(jù),也可為整車動(dòng)力學(xué)及動(dòng)應(yīng)力試驗(yàn)提供參考.

        1 模型的建立

        1.1 構(gòu)架有限元模型

        本文所建立的構(gòu)架有限元模型如圖1所示,模型中共有58190個(gè)單元.構(gòu)架主要材料為合金鋼,其彈性模量為2.1 MPa,泊松比為0.36,密度為7 800 kg/m3.有限元模型與車輛坐標(biāo)系保持一致,稱圖1中x方向?yàn)榭v向,y方向?yàn)闄M向,z方向?yàn)榇瓜?

        圖1 構(gòu)架有限元模型

        為實(shí)現(xiàn)構(gòu)架有限元模型與車輛動(dòng)力學(xué)模型的耦合仿真,在有限元模型中分別在抗蛇形減振器、橫向減振器、空氣彈簧、一系彈簧、一系減振器、橫向止擋、齒輪箱吊點(diǎn)處創(chuàng)建了主節(jié)點(diǎn).

        1.2 整車動(dòng)力學(xué)模型

        動(dòng)力學(xué)模型中的車體、構(gòu)架、輪對各取 6個(gè)剛體自由度,即縱向、橫向、垂向、側(cè)滾、點(diǎn)頭、搖頭 (其中輪對垂向和側(cè)滾運(yùn)動(dòng)是非獨(dú)立運(yùn)動(dòng));軸箱體和齒輪箱取1個(gè)點(diǎn)頭自由度(相對于輪對),牽引拉桿取3個(gè)轉(zhuǎn)動(dòng)自由度.整車共有58個(gè)剛體自由度.

        采用Simpack多體動(dòng)力學(xué)軟件建立的某型高速動(dòng)車組車輛如圖2所示.

        圖2 某型車輛動(dòng)力學(xué)模型

        構(gòu)架與輪對之間在垂向上存在一系彈簧和一系垂向減振器,構(gòu)架扭轉(zhuǎn)變形體現(xiàn)在構(gòu)架在一系彈簧處的垂向變形.一系垂向減振器采用maxwell模型[1],見圖3,其截止頻率大于60 Hz.

        圖3 一系垂向減振器Maxwell動(dòng)力學(xué)模型

        1.3 構(gòu)架一階扭轉(zhuǎn)振型與固有頻率

        在動(dòng)力學(xué)計(jì)算過程中,構(gòu)架上的任意一點(diǎn)的位移可以視為彈性體的剛體運(yùn)動(dòng)與彈性變形的疊加[2],Simpack動(dòng)力學(xué)軟件中柔性體的位移是通過基于瑞利-李茲方法計(jì)算得到,利用結(jié)構(gòu)中各個(gè)子結(jié)構(gòu)的低階模態(tài)來構(gòu)造近似程度較高的李茲集,彈性變形的微小變形矢量c(a,t)由陣型函數(shù)φi(a)和時(shí)間函數(shù)qi(t)的模態(tài)坐標(biāo)線性表示:

        (1)

        利用瑞利-李茲法可以將彈性體的振動(dòng)通過有限個(gè)陣型來表示,這樣在保證計(jì)算精度的情況下有效的提高了計(jì)算速度.在有限元中設(shè)置前10階模態(tài)計(jì)算,通過設(shè)置模型主節(jié)點(diǎn)[3]并提交Nastran計(jì)算,計(jì)算結(jié)果文件輸入至Simpack中,最終生成彈性體模型文件[4],替換Simpack中的剛體模型.在動(dòng)力學(xué)計(jì)算過程中,構(gòu)架上的任意一點(diǎn)的位移可以視為彈性體的整體運(yùn)動(dòng)(剛性運(yùn)動(dòng)) 與彈性變形的疊加[5].

        由圖4可知,無附加裝置的一階扭轉(zhuǎn)振型的無阻尼固有頻率為39 Hz,有附加裝置的一階扭轉(zhuǎn)振型的無阻尼固有頻率為32 Hz.

        (a)無附加裝置

        (b)有附加裝置

        通過Simpack的特征根計(jì)算,可以計(jì)算出整車狀態(tài)下的有阻尼模態(tài)振型,構(gòu)架的一階扭轉(zhuǎn)表現(xiàn)為2種振動(dòng)頻率,分別對應(yīng)輪對不同的搖頭相位.有附加裝置構(gòu)架扭轉(zhuǎn)振型的有阻尼固有頻率分別為31和36Hz.無附加裝置構(gòu)架扭轉(zhuǎn)振型的有阻尼固有頻率分別為33和41 Hz.

        1.4 輪對動(dòng)不平衡模型

        輪對動(dòng)不平衡產(chǎn)生的頻率隨著車輛速度的提高而提高,通過如下公式進(jìn)行計(jì)算

        (2)

        高速列車的車速達(dá)到310 km/h時(shí),動(dòng)不平衡頻率將接近30 Hz,速度繼續(xù)提升,動(dòng)不平衡頻率有可能接近構(gòu)架的一階扭轉(zhuǎn)頻率.以往動(dòng)不平衡采用軌道譜的形式施加,本文使用動(dòng)不平衡塊附加在輪對上模擬動(dòng)不平衡量.日本鐵路規(guī)定,新造車輪的不平衡量最大允許值為250 g·m,新干線車輛為50 g·m[6].根據(jù)國內(nèi)動(dòng)車組檢修規(guī)程,高速動(dòng)車組輪對的動(dòng)不平衡量不超過50 g·m,而線路實(shí)測動(dòng)不平衡量最大檢測到接近150 g·m.本文以線路實(shí)測動(dòng)不平衡超標(biāo)值150 g·m作為仿真計(jì)算依據(jù).此外,輪對動(dòng)不平衡的相位將直接影響構(gòu)架是否與該頻率的激勵(lì)產(chǎn)生共振.前后輪對正相位布置動(dòng)不平衡塊時(shí),前后輪對動(dòng)不平衡產(chǎn)生的激勵(lì)相位相同,而反相位時(shí),動(dòng)不平衡激勵(lì)相位相差180°.

        1.5 計(jì)算工況

        為充分體現(xiàn)動(dòng)不平衡激勵(lì)對構(gòu)架扭轉(zhuǎn)變形的影響,仿真時(shí)車輛在時(shí)速305 km/h基礎(chǔ)上加速,最高達(dá)到376 km/h,在直線上運(yùn)行,分別計(jì)算實(shí)測高速線路軌道譜和不加軌道譜兩種工況,通過式(1)可以計(jì)算不同速度下的動(dòng)不平衡激勵(lì).此外,計(jì)算前后輪對的動(dòng)不平衡處于正反相位兩種工況.

        2 動(dòng)不平衡激勵(lì)對扭轉(zhuǎn)變形的影響

        首先分析動(dòng)不平衡正反相位引起的構(gòu)架扭轉(zhuǎn)變形量.如圖5所示.可見,同相位動(dòng)不平衡激勵(lì)對構(gòu)架扭轉(zhuǎn)的變形影響很小,最大幅值為0.09mm.而反相位動(dòng)不平衡激勵(lì)引起的最大變形幅值為0.65 mm.

        圖5 正反相位動(dòng)不平衡引起一系彈簧處的變形

        為了進(jìn)一步考察有附加和無附加裝置的區(qū)別,后面的計(jì)算都在反相位基礎(chǔ)上進(jìn)行.如圖6(a)所示,沒有垂向減振器時(shí),無附加裝置在33.5Hz時(shí),有較大的變形.而有附加裝置的構(gòu)架在31Hz和36 Hz時(shí)有較大的變形,見圖6(b).當(dāng)無一系垂向阻尼時(shí),300~376 km/h速度區(qū)間動(dòng)不平衡引起的扭轉(zhuǎn)變形最大值,有附加裝置為0.65 mm,無附加裝置為0.58 mm,二者變形相差0.07 mm.當(dāng)一系減振器正常發(fā)揮阻尼作用時(shí),有附加裝置構(gòu)架扭轉(zhuǎn)變形最大值由無阻尼作用時(shí)的0.65 mm下降為0.29 mm,而無附加裝置構(gòu)架扭轉(zhuǎn)變形由0.58 mm下降為0.27 mm.有附加裝置與無附加裝置相比,變形僅增加了0.02 mm,相差較小.

        (a)無附加裝置

        (b)有附加裝置

        從圖7變形頻譜圖上更能直觀顯示其峰值頻率.此外,沒有一系垂向減振器作用時(shí),有附加裝置的峰值頻率范圍較無附加裝置的寬,當(dāng)減振器作用后二者相差不大.

        圖7 構(gòu)架在一系彈簧處的變形頻譜圖

        3 軌道譜對扭轉(zhuǎn)變形的影響

        計(jì)算實(shí)測線路譜和動(dòng)不平衡綜合激勵(lì)下的構(gòu)架變形,見圖8.速度依然由305 km/h加速到376 km/h,一系垂向減振器正常工作,無附加裝置構(gòu)架的扭轉(zhuǎn)變形最大值為0.98 mm,有附加裝置構(gòu)架最大變形為0.88 mm.而之前沒有軌道激勵(lì)的計(jì)算結(jié)果為:在動(dòng)不平衡激勵(lì)下的構(gòu)架扭轉(zhuǎn)變形,無附加裝置為0.27 mm,有附加裝置的為0.29mm.可見,無附加裝置動(dòng)不平衡激勵(lì)引起的構(gòu)架扭轉(zhuǎn)變形占綜合激勵(lì)變形的27.6%,有附加裝置動(dòng)不平衡激勵(lì)引起的構(gòu)架扭轉(zhuǎn)變形占綜合變形的33%.

        (a)構(gòu)架一系彈簧處變形

        (b)構(gòu)架一系彈簧處變形頻譜

        4 應(yīng)力與疲勞強(qiáng)度校核

        在構(gòu)架設(shè)計(jì)階段,依據(jù)JISE4207標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行強(qiáng)度校核[7]時(shí)考慮10‰的軌道扭曲量,換算到構(gòu)架的設(shè)計(jì)扭轉(zhuǎn)變形量約為3 mm.根據(jù)實(shí)測軌道譜和動(dòng)不平衡綜合激勵(lì)產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形計(jì)算結(jié)果,有附加裝置構(gòu)架變形為0.98 mm,無附加裝置構(gòu)架變形量為0.88 mm.其中動(dòng)不平衡引起的變形,有附加裝置構(gòu)架為0.29 mm,占設(shè)計(jì)扭轉(zhuǎn)變形量的9.7%,無附加裝置構(gòu)架為0.28 mm,占設(shè)計(jì)扭轉(zhuǎn)變形量的9%.因此,疲勞強(qiáng)度校核可依據(jù)這一結(jié)論做適當(dāng)調(diào)整[8],扭轉(zhuǎn)變形增加到3.3 mm.經(jīng)有限元計(jì)算,在此載荷條件下,構(gòu)架最大主應(yīng)力值為18.53 MPa(發(fā)生在橫側(cè)梁連接部位),見圖9所示.

        圖9 構(gòu)架強(qiáng)度計(jì)算3.3 mm扭轉(zhuǎn)變形時(shí)最大主應(yīng)力

        5 結(jié)論

        (1)含附加裝置構(gòu)架頻率32.5 Hz,低于不含附加裝置構(gòu)架頻率39.0 Hz.構(gòu)架在動(dòng)不平衡激勵(lì)下的一階扭轉(zhuǎn)變形前者要比后者增加約0.02mm.垂向減振器有效降低了構(gòu)架的扭轉(zhuǎn)變形;

        (2)動(dòng)不平衡前后輪對的相位對構(gòu)架扭轉(zhuǎn)變形影響較大,反相位為最不利情況;

        (3)動(dòng)不平衡引起的構(gòu)架扭轉(zhuǎn)變形,有附加構(gòu)架約為0.29 mm,占設(shè)計(jì)扭轉(zhuǎn)變形量的9.7%,無附加構(gòu)架約為0.28 mm,占設(shè)計(jì)扭轉(zhuǎn)變形量的9%.因此考慮線路扭曲和構(gòu)架動(dòng)不平衡變形的綜合影響,疲勞強(qiáng)度校核下的構(gòu)架扭轉(zhuǎn)變形增加為3.3 mm,計(jì)算得到構(gòu)架最大主應(yīng)力為18.53 MPa.

        參考文獻(xiàn):

        [1]南玲,宋榮榮,馬衛(wèi)華.垂向減振器對鐵道車輛動(dòng)力學(xué)性能的影響分析[J].機(jī)械,2009(4):9-13.

        [2]劉鍵,石廣田.彈性構(gòu)架對車輛系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)影響研究[J].機(jī)械研究與應(yīng)用,2016(1):117-121.

        [3]包學(xué)海,池茂儒,盧耀輝.基于子結(jié)構(gòu)法的車輛系統(tǒng)剛?cè)峄旌蟿?dòng)力學(xué)建模方法研究[J].鐵道機(jī)車車輛,2009(3):8-11.

        [4]洪嘉振,劉錦陽.機(jī)械系統(tǒng)計(jì)算動(dòng)力學(xué)與建[M].北京:高等教育出版社,2011.

        [5]周素霞,陶永忠.Simpack9實(shí)例教程[M].北京:北京聯(lián)合出版公司出版,2013.

        [6]余凌晶.驅(qū)動(dòng)系統(tǒng)及輪對不平衡對高速車輛動(dòng)態(tài)性能影響的研究[D].北京:北京交通大學(xué),2014.

        [7]田葆栓.鐵道車輛扭轉(zhuǎn)載荷和扭轉(zhuǎn)剛度設(shè)計(jì)及試驗(yàn)鑒定標(biāo)準(zhǔn)的分析研究[J].鐵道車輛,2016(1):4-11.

        [8]陽光武.機(jī)車車輛零部件疲勞壽命預(yù)測仿真[M].成都:西南交通大學(xué),2003.

        猜你喜歡
        減振器構(gòu)架彈簧
        建筑安裝造價(jià)控制核心要點(diǎn)構(gòu)架
        析彈簧模型 悟三個(gè)性質(zhì)
        急診PCI治療急性心肌梗死的護(hù)理探索構(gòu)架
        高可靠全平臺ICT超融合云構(gòu)架的設(shè)計(jì)與實(shí)現(xiàn)
        電子制作(2018年17期)2018-09-28 01:56:54
        略論意象間的主體構(gòu)架
        中華詩詞(2018年1期)2018-06-26 08:46:42
        如何求串聯(lián)彈簧和并聯(lián)彈簧的勁度系數(shù)
        時(shí)間彈簧
        汽車減振器與磁流變材料分析與運(yùn)算
        饋能式磁流變減振器自供電特性研究
        汽車科技(2014年6期)2014-03-11 17:45:36
        裝多級扭轉(zhuǎn)減振器的發(fā)動(dòng)機(jī)曲軸系統(tǒng)扭振分析
        丰满人妻熟妇乱又仑精品| 美女视频永久黄网站免费观看国产| 俺来也三区四区高清视频在线观看| 自拍偷自拍亚洲一区二区| 国产三级久久久精品麻豆三级| 久久成人麻豆午夜电影| 久久久调教亚洲| 亚洲一区二区三区日韩在线观看| 奇米影视7777久久精品| 亚洲乱码国产一区三区| 禁止免费无码网站| 日本久久久精品免费免费理论| 少妇久久久久久被弄高潮| 天堂一区人妻无码| 国产精品黑色丝袜在线播放| 暴露的熟女好爽好爽好爽| 亚洲熟妇无码久久精品| 国产一线二线三线女| 精品久久久久久午夜| 国产亚洲专区一区二区| 亚洲欧美日韩另类精品一区| 色先锋资源久久综合5566| 亚洲精品国产福利在线观看| 久久亚洲中文字幕精品熟| 人妻夜夜爽天天爽| 中文字幕国产91| 亚洲一区二区三区av天堂| 国产av无码专区亚洲av男同| 老色鬼永久精品网站| 91福利精品老师国产自产在线| 国产精品一区二区夜色不卡 | 久久棈精品久久久久久噜噜| 制服丝袜人妻中出第一页| 高清在线有码日韩中文字幕| 国产边摸边吃奶叫床视频| 中国大陆一级毛片| 国产精品自拍视频免费看| 国产熟妇疯狂4p交在线播放| 伊人久久综合精品无码av专区| 日本精品极品视频在线| 国产让女高潮的av毛片|