李傳迎, 王秀剛， 吳興文， 董曉華， 池茂儒

(1.中車(chē)青島四方機(jī)車(chē)車(chē)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(dòng)力國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，成都 610031)

高速列車(chē)車(chē)體在實(shí)際運(yùn)營(yíng)過(guò)程中會(huì)承受來(lái)自輪軌和外部空氣介質(zhì)等導(dǎo)致的動(dòng)態(tài)載荷，這些動(dòng)態(tài)載荷會(huì)引起車(chē)體結(jié)構(gòu)的彈性振動(dòng)甚至共振，從而顯著影響車(chē)體結(jié)構(gòu)的服役可靠性。長(zhǎng)期以來(lái)，針對(duì)鐵道車(chē)輛車(chē)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(guò)程中的模態(tài)振動(dòng)，從而也就無(wú)法識(shí)別車(chē)體結(jié)構(gòu)共振時(shí)的動(dòng)態(tài)薄弱位置以及相應(yīng)的疲勞損傷[1-2]。高速列車(chē)長(zhǎng)期服役跟蹤試驗(yàn)表明，某些車(chē)輛在服役過(guò)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(dòng)可能導(dǎo)致車(chē)體的結(jié)構(gòu)共振，例如“抖車(chē)”現(xiàn)象[3-7]。這種共振現(xiàn)象對(duì)乘坐舒適性的影響是顯而易見(jiàn)的，然而對(duì)車(chē)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(chē)車(chē)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(dòng)對(duì)車(chē)體的影響，因此無(wú)法獲得服役狀態(tài)下的車(chē)體動(dòng)應(yīng)力?；谀B(tài)法的剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)理論，可以構(gòu)建大系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型的同時(shí)，考慮結(jié)構(gòu)的彈性振動(dòng)以及實(shí)現(xiàn)關(guān)鍵位置應(yīng)力的求解。因此，可以模擬車(chē)輛系統(tǒng)在各種服役工況下的車(chē)體動(dòng)態(tài)響應(yīng)及關(guān)鍵位置動(dòng)應(yīng)力，為服役條件下車(chē)輛可靠性研究提供了手段。

張醒[8]基于單節(jié)車(chē)體的剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型和模態(tài)疊加法對(duì)車(chē)體的振動(dòng)疲勞進(jìn)行評(píng)估，研究認(rèn)為車(chē)體縱向載荷對(duì)車(chē)體振動(dòng)疲勞分析影響較大；同時(shí)，對(duì)比了名義應(yīng)力法和結(jié)構(gòu)應(yīng)力法兩種壽命評(píng)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(duì)線路試驗(yàn)得到的時(shí)域信號(hào)進(jìn)行了修正，并基于FKM標(biāo)準(zhǔn)對(duì)車(chē)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(dòng)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(guò)線路試驗(yàn)實(shí)測(cè)了高速列車(chē)車(chē)體在服役過(guò)程中的工作模態(tài)，并利用頻域法研究了不同頻率段對(duì)車(chē)體損傷的影響，結(jié)果表明車(chē)體菱形模態(tài)對(duì)車(chē)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(dòng)應(yīng)力恢復(fù)方法對(duì)集裝箱車(chē)體振動(dòng)疲勞開(kāi)展了研究，識(shí)別了結(jié)構(gòu)的薄弱位置，并認(rèn)為車(chē)體彈性振動(dòng)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(guò)程中車(chē)體彈性振動(dòng)導(dǎo)致的薄弱位置。由此可見(jiàn)，車(chē)體彈性振動(dòng)對(duì)車(chē)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(kāi)始，服役過(guò)程中由于模態(tài)振動(dòng)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(shí)別車(chē)輛在各種服役模式下的結(jié)構(gòu)應(yīng)力集中位置，即動(dòng)態(tài)薄弱位置，對(duì)車(chē)體的振動(dòng)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(chē)體彈性振動(dòng)的高速列車(chē)剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，準(zhǔn)確模擬高速列車(chē)在線路上的服役狀態(tài)，通過(guò)多種掃頻激勵(lì)模式模擬車(chē)輛服役狀態(tài)，識(shí)別車(chē)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(duì)車(chē)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(dòng)態(tài)演變的車(chē)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(duì)車(chē)體薄弱位置疲勞壽命的影響。

1 基于模態(tài)法的高速列車(chē)剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型

服役過(guò)程中高速列車(chē)車(chē)體承受的動(dòng)態(tài)載荷主要來(lái)自輪軌和外部流體介質(zhì)。雖然鐵道車(chē)輛采用兩級(jí)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(guò)車(chē)輛懸掛傳遞到車(chē)體；而對(duì)于外部空氣介質(zhì)導(dǎo)致的擾動(dòng)則直接作用于車(chē)體結(jié)構(gòu)。為了較為準(zhǔn)確地反映高速列車(chē)實(shí)際服役狀態(tài)下的車(chē)體彈性振動(dòng)以及彈性振動(dòng)導(dǎo)致的車(chē)體應(yīng)力分布，本文采用模態(tài)綜合法構(gòu)建了考慮車(chē)體柔性的剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型。對(duì)于車(chē)輛系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)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(chē)間車(chē)鉤對(duì)車(chē)體縱向運(yùn)動(dòng)的動(dòng)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(chē)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，如圖1所示。其中鋼軌外形采用CN60，車(chē)輪踏面外形采用LMA，模型中橫向止擋、抗蛇行減振器、車(chē)間減振器和車(chē)鉤緩沖力的非線性特性均采用分段線性方式來(lái)描述。列車(chē)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型中使用的主要參數(shù)，如表1所示。

表1 列車(chē)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型使用的主要參數(shù)

圖1 高速列車(chē)剛?cè)狁詈舷到y(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型

為了考慮車(chē)體服役過(guò)程中的彈性振動(dòng)，使用模態(tài)綜合法將列車(chē)模型中的2車(chē)車(chē)體考慮為柔性。針對(duì)車(chē)體上任意點(diǎn)的彈性振動(dòng)響應(yīng)d，相對(duì)于車(chē)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(dòng)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(chē)體結(jié)構(gòu)任意點(diǎn)彈性振動(dòng)u(c,t)可以通過(guò)車(chē)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(duì)于彈性振動(dòng)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?lái)的誤差，采用接口處的慣性釋放模態(tài)IRM對(duì)模態(tài)截?cái)嗾`差進(jìn)行修正。高速列車(chē)長(zhǎng)期跟蹤服役試驗(yàn)表明，在運(yùn)營(yíng)過(guò)程中車(chē)體彈性振動(dòng)主要表現(xiàn)為40 Hz以內(nèi)，因此在考慮車(chē)體彈性的剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型中考慮了車(chē)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(chē)體關(guān)鍵位置識(shí)別方法和特征應(yīng)力研究

2.1 車(chē)體關(guān)鍵位置識(shí)別

在外部載荷的作用下車(chē)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(dòng)與結(jié)構(gòu)局部彈性振動(dòng)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(dòng)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(dòng)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(dòng)態(tài)薄弱位置?，F(xiàn)有的EN12663等車(chē)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(shí)別車(chē)體靜態(tài)薄弱位置，而無(wú)法識(shí)別由于結(jié)構(gòu)彈性共振導(dǎo)致的動(dòng)態(tài)薄弱位置。為此，本文利用高速列車(chē)剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型，提出采用多種激勵(lì)模式下的掃頻方法，同時(shí)識(shí)別車(chē)體的靜態(tài)和動(dòng)態(tài)薄弱位置。由于本文研究中不考慮車(chē)輛牽引制動(dòng)導(dǎo)致的縱向沖動(dòng)，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(shí)別各種運(yùn)動(dòng)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(chē)體結(jié)構(gòu)薄弱位置，主要包括：枕梁、門(mén)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?tīng)恳号c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(chē)體一階垂向彎曲相關(guān)，51.8 Hz和81.10 Hz為車(chē)體底架區(qū)域局部彈性振動(dòng)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(chē)體彈性模態(tài)。側(cè)滾激勵(lì)模式下，車(chē)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(chē)體的菱形模態(tài)被激發(fā)導(dǎo)致。圖5給出了枕梁、門(mén)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(duì)高頻激勵(lì)較為敏感，其對(duì)薄弱位置的應(yīng)力貢獻(xiàn)較大；對(duì)于門(mén)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(guò)程中，經(jīng)過(guò)車(chē)輛兩系懸掛，車(chē)體的振動(dòng)能量大多數(shù)集中在20 Hz以內(nèi)，因此針對(duì)車(chē)體的振動(dòng)疲勞設(shè)計(jì)應(yīng)力重點(diǎn)關(guān)注車(chē)體低階模態(tài)導(dǎo)致的應(yīng)力集中位置，如車(chē)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(chē)輪多邊形磨耗導(dǎo)致的輪軌高頻激勵(lì)，會(huì)激發(fā)車(chē)體高階模態(tài)的可能性。

圖3 車(chē)體薄弱位置

(a) 枕梁

2.2 車(chē)體關(guān)鍵位置特征應(yīng)力研究

在實(shí)際服役過(guò)程中，車(chē)體薄弱位置應(yīng)力表現(xiàn)出的特征主要與車(chē)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(chē)輛系統(tǒng)在實(shí)際服役工況下車(chē)體關(guān)鍵位置動(dòng)應(yīng)力響應(yīng)特征。以門(mén)框處薄弱位置為例，分析了在京廣線線路譜激勵(lì)下車(chē)輛通過(guò)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(chē)體自身重力的作用使得門(mén)框處存在23.7 MPa的平均應(yīng)力。直線工況下門(mén)框處的應(yīng)力主要圍繞平均應(yīng)力進(jìn)行波動(dòng)；在以相同速度通過(guò)9 000 m曲線時(shí)，由于未平衡加速度的作用門(mén)框處薄弱位置處應(yīng)力呈現(xiàn)明顯的低頻曲線通過(guò)趨勢(shì)項(xiàng)，如圖6(a)所示。直線和曲線工況門(mén)框薄弱位置動(dòng)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(chē)體上心滾擺運(yùn)動(dòng)對(duì)門(mén)框應(yīng)力貢獻(xiàn)最大，8.3 Hz和10.5 Hz主要是與車(chē)體垂向彎曲模態(tài)相關(guān)，12.5 Hz和14.7 Hz主要由車(chē)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(chē)體剛體運(yùn)動(dòng)是車(chē)體薄弱位置應(yīng)力的主要貢獻(xiàn)因素，8～15 Hz的車(chē)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(huì)隨著磨耗的增加，使得轉(zhuǎn)向架蛇行運(yùn)動(dòng)穩(wěn)定性下降和蛇行運(yùn)動(dòng)頻率增加；這種情況可能會(huì)激發(fā)車(chē)體某些模態(tài)，從而導(dǎo)致局部位置應(yīng)力增加。為此，對(duì)比分析了大錐度和小錐度情況下門(mén)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(chē)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(dòng)導(dǎo)致的車(chē)體應(yīng)力貢獻(xiàn)量顯著增加。圖8給出了車(chē)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(chē)體薄弱位置動(dòng)應(yīng)力。車(chē)輛高速蛇行失穩(wěn)的頻率為5.6 Hz，其激發(fā)了車(chē)體的高階彈性振動(dòng)模態(tài)，使得關(guān)鍵位置處的應(yīng)力幅值明顯增加，其中車(chē)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(duì)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(shì)。圖9(a)給出了長(zhǎng)期跟蹤試驗(yàn)不同運(yùn)營(yíng)里程實(shí)測(cè)車(chē)輪踏面LMA與名義鋼軌CN60的匹配等效錐度，隨著車(chē)輛運(yùn)營(yíng)里程的增加輪軌匹配等效錐度呈現(xiàn)線性增加趨勢(shì)，在磨耗后期輪軌匹配等效錐度超過(guò)0.2?？紤]到鋼軌在實(shí)際運(yùn)營(yíng)過(guò)程中也同樣遭受磨耗，磨耗車(chē)輪與磨耗鋼軌匹配等效錐度可能大于磨耗車(chē)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(chē)體關(guān)鍵位置特征應(yīng)力譜的影響。分析工況為：車(chē)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(duì)門(mén)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(chē)體關(guān)鍵位置(門(mén)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(chē)輛在通過(guò)輪軌匹配狀態(tài)不好的線路時(shí)可能出現(xiàn)車(chē)體一次蛇行等低頻晃動(dòng)，從而導(dǎo)致較大幅值的異常振動(dòng)，可能增加薄弱位置應(yīng)力幅值。這種異常振動(dòng)通常在輪軌匹配等效錐度略微增大后會(huì)逐漸改善[15]。由此可見(jiàn)，輪軌匹配狀態(tài)的演變對(duì)車(chē)體關(guān)鍵位置應(yīng)力譜的影響不可忽視。長(zhǎng)期以來(lái)人們對(duì)車(chē)輛結(jié)構(gòu)壽命的評(píng)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(duì)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(dòng)態(tài)退化過(guò)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(chē)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(chē)剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型，仿真分析車(chē)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(chē)輛運(yùn)行速度根據(jù)車(chē)輛實(shí)際運(yùn)營(yíng)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(guò)高速列車(chē)剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(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(chē)體典型薄弱區(qū)域窗角和門(mén)框處動(dòng)應(yīng)力譜。從整體來(lái)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(shuō)明，車(chē)輛穩(wěn)定性下降導(dǎo)致的車(chē)體振動(dòng)加劇會(huì)惡化車(chē)體薄弱位置動(dòng)應(yīng)力。

(a) 門(mén)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(dòng)態(tài)演變會(huì)影響車(chē)輛動(dòng)力學(xué)性能，從而可能影響關(guān)鍵位置的結(jié)構(gòu)動(dòng)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(dòng)應(yīng)力在鏇修周期內(nèi)的演變。根據(jù)長(zhǎng)期跟蹤服役試驗(yàn)的經(jīng)驗(yàn)，車(chē)輪鏇修周期在25萬(wàn)km左右，因此本文鏇修周期設(shè)定為25萬(wàn)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(wàn)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(wàn)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(duì)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(wàn)km穩(wěn)態(tài)外推，對(duì)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(wàn)km應(yīng)力譜，以考慮等效錐度在鏇修周期內(nèi)退化過(guò)程對(duì)車(chē)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(chē)體關(guān)鍵位置(牽引梁與地板交接處、窗角、門(mén)框和牽引梁與枕梁交接處)應(yīng)力譜，參照國(guó)際焊接學(xué)會(huì)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(wàn)km處的損傷值，如圖14和表4所示。結(jié)果表明：窗角和門(mén)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(chē)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(jiàn)車(chē)輛運(yùn)行穩(wěn)定性可以顯著影響車(chē)體結(jié)構(gòu)的疲勞壽命?？紤]輪軌接觸狀態(tài)在鏇修周期動(dòng)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(jiàn)，選擇合適的載荷譜編制方式反映輪軌接觸狀態(tài)退化過(guò)程對(duì)車(chē)輛服役壽命評(píng)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(mén)框

圖13 應(yīng)力譜不同編制方式

表4 服役條件下車(chē)體關(guān)鍵位置25萬(wàn)km損傷值

5 結(jié) 論

基于高速列車(chē)高頻剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型，對(duì)車(chē)體關(guān)鍵位置識(shí)別方法、關(guān)鍵位置特征應(yīng)力和考慮輪軌狀態(tài)動(dòng)態(tài)演變的壽命評(píng)估研究，可以得到如下結(jié)論：

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

(2) 在正常運(yùn)營(yíng)條件下，車(chē)體關(guān)鍵位置的動(dòng)應(yīng)力主要由車(chē)體低頻剛體運(yùn)動(dòng)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(dòng)穩(wěn)定性下降使得車(chē)體在 12～15 Hz范圍內(nèi)彈性振動(dòng)增加，從而進(jìn)一步增加車(chē)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(huì)激發(fā)車(chē)體的高階局部模態(tài)22 Hz和27 Hz，從而對(duì)車(chē)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(chē)高頻剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)，考慮輪軌接觸狀態(tài)對(duì)車(chē)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(duì)車(chē)體壽命評(píng)估的影響。隨著輪軌接觸等效錐度的增加，車(chē)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(jiàn)車(chē)輛運(yùn)行穩(wěn)定性可以顯著影響車(chē)體結(jié)構(gòu)的疲勞壽命。考慮輪軌接觸狀態(tài)在鏇修周期動(dòng)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(jiàn)，選擇合適的載荷譜編制方式反映輪軌接觸狀態(tài)退化過(guò)程，對(duì)車(chē)體服役壽命評(píng)估的準(zhǔn)確性具有至關(guān)重要的意義。