高速动车组车下设备的吊耳动力学分析.pdf

文章编号：0258-2724(2024)01-0168-09DOI:10.3969/j.issn.0258-2724.20220106专栏：机械装备故障预测与健康管理（PHM）前沿技术高速动车组车下设备的吊耳动力学分析丁杰（湖南文理学院机械工程学院，湖南常德415000）摘要：为揭示 CRH380AL 高速动车组车下设备不同位置的吊耳产生裂纹差异很大的原因，开展实车运行工况下的振动和气动载荷测试，建立车下设备-车辆-轮轨-线路多重耦合大系统动力学模型，其中的车体和车下设备利用有限元法建立弹性体模型，轮轨子系统和转向架子系统使用多刚体动力学建模，轨道不平顺谱应用武汉至广州区间的实际测量数据，隧道通过和隧道交会等工况的气动载荷由八节车气动模型数值模拟获得，分析了车体弹性、气动载荷和螺栓刚度等因素对车下设备吊耳支反力的影响.研究表明：车下设备与车辆系统之间存在强烈的耦合行为，车下设备本身质量分布和车体弹性耦合效应导致 4 号吊耳垂向动态载荷最大，与现场故障裂纹占比最高的情况对应；气动载荷对车下设备 8 号吊耳动态载荷存在明显影响；低频区域的吊耳动态载荷随螺栓刚度的增大而增大，垂向平均动载荷和最大动载荷分别为其余 2 个方向的 4 倍和 6 倍.基于线路和车辆耦合的动力学分析方法可为车下设备动态力学行为的设计和疲劳性能的优化提供理论支撑.关键词：高速列车；车下设备；吊耳；线路；气动载荷；刚柔耦合；动态载荷中图分类号：U270.11文献标志码：ADynamic Analysis of Lifting Lug of Equipment Under High Speed EMUDING Jie(SchoolofMechanicalEngineering,HunanUniversityofArtsandSicence,Changde415000,China)Abstract:Inordertorevealthereasonsforthegreatdifferenceofcracksintheliftinglugsatdifferentpositionsoftheunder-chassisequipmentofCRH380ALhigh-speedEMU,full-scaletestonvibrationaccelerationandaerodynamicloadarecarriedout.Thedynamicsmodelofthelarge-scalesystemwithmultiplecouplingofunder-chassis equipment,vehicle,wheel-rail,and railway line is established.The vehicle body and under-chassisequipmentareestablishedaselastomermodelsbyfiniteelementmethod.Thewheel-railsubsystemandbogiesubsystemaremodeledbyrigidmultibodydynamics.ThetrackirregularityspectrumisbasedonthemeasureddatasamplesfromWuhantoGuangzhou.Theaerodynamicloadundertheconditionsoftunnelpassingandtunnelintersection is numerically simulated by the eight-car aerodynamic model.The influence of elasticity,aerodynamicload,boltstiffnessandotherfactorsofthevehiclebodyontheliftinglugreactionforceoftheunder-chassisequipmentisanalyzed.Theresearchshowsthat,thereisastrongcouplingbehaviorbetweentheunder-chassisequipmentandthevehiclesystem.Themassdistributionoftheunder-chassisequipmentandtheelasticcouplingeffectofthevehiclebodyleadtothemaximumverticaldynamicloadofNo.4liftinglug,whichcorrespondstothehighestproportionofon-sitefaultcracks.TheaerodynamicloadhasasignificantimpactonthedynamicloadofNo.8liftinglugoftheunder-chassisequipment.Thedynamicloadoftheliftingluginthelow-frequency domain increases with the increase of bolt stiffness,the vertical average dynamic load and themaximumdynamicloadare4timesand6timesoftheothertwodirectionsrespectively.Thedynamicanalysis收稿日期：2022-02-11修回日期：2022-05-05网络首发日期：2022-05-07基金项目：湖南省自然科学基金（2020JJ4448）；湖南省教育厅科学研究重点项目（21A0416）第一作者：丁杰（1979），男，教授级高级工程师，博士，研究方向为轨道交通振动噪声及电力电子器件可靠性，E-mail：引文格式：丁杰.高速动车组车下设备的吊耳动力学分析J.西南交通大学学报，2024，59(1)：168-176DINGJie.DynamicanalysisofliftinglugofequipmentunderhighspeedEMUJ.JournalofSouthwestJiaotongUniversity,2024，59(1)：168-176第59卷第1期西南交通大学学报Vol.59No.12024年2月JOURNALOFSOUTHWESTJIAOTONGUNIVERSITYFeb.2024methodbasedonthecouplingoflineandvehiclecanprovidetheoreticalsupportforthedesignofdynamicmechanicalbehaviorofequipmentunderthevehicleandtheoptimizationoffatigueperformance.Key words:high speed train;under vehicle equipment;lifting lugs;line;aerodynamic load;rigid flexiblecoupling;dynamicload为最大化利用车上的空间，大多数的高速动车组采用动力分散技术，将设备分散悬挂于车体底部.由于车体和设备采用了轻量化设计，总重可达车体30%的设备会增大两者间的弹性和耦合，轮轨激励、线路激励（两车交会气动载荷、车过隧道气动载荷等）会通过车体传递至设备，因此，对车下设备进行结构强度校核和减振设计时，应从整车系统的角度综合考虑设备与车辆之间的相互影响.现有研究中，大多将车下设备作为刚性体，而车体作为柔性体，主要考虑刚度较高的车下设备对弹性车体振动的影响，很少考虑弹性车体对刚度较低的车下设备的影响.邱飞力1对动车组车体和车下设备进行谐响应分析，得到振动位移响应的幅频特性，并研究了换气装置至车体的振动传递关系.吴会超等2-3将车体等效为欧拉伯努利梁，建立车下设备与车体耦合振动的简化模型，再利用车下设备与车体的刚柔耦合动力学模型研究车下设备对车体动力学性能的影响.宫岛等4提出高速列车整备状态下车体垂向一阶弯曲模态频率的计算方法，并提出了车下设备与车体模态匹配的原则.郭金莹等5考虑车体弹性和多个车下设备的影响，建立高速动车组垂向动力学模型，分析设备质量、结构参数和悬挂参数等对舒适度的影响.Shi 等6建立的刚柔耦合动力学模型中，将车体视为弹性体，车下设备考虑为动力吸振器，分析不同悬挂参数下的车体振动变化规律，并用台架试验验证了仿真结果的正确性.于金朋等7针对高速动车组的牵引变压器及冷却单元与车体之间的关系，推导悬挂设备的动力学方程，并建立有限元模型，分析了隔振系统性能的影响因素.汪群生等8利用刚柔耦合动力学仿真，研究了高速动车组车下旋转设备不均衡振动对车体振动的影响.吊耳作为车下设备与车体连接最为关键的部位，对行车安全至关重要，然而受车下设备刚性化处理的影响，无法准确分析吊耳的受力分布情况.为了解析 CRH380AL 高速动车组车下设备的吊耳裂纹故障，从整车动力学的角度出发，构建车下设备-车辆-轮轨-线路多重耦合大系统动力学模型，揭示车下设备与车体弹性耦合的特性和机理，分析影响吊耳动力学特性的关键因素，为分析吊耳裂纹故障产生原因提供理论指导.1 车下设备的吊耳裂纹故障 1.1 车下设备的吊耳裂纹现象CRH380AL 高速动车组的车体底架由端梁、牵引梁、枕梁、横梁和边梁等铝型材组焊而成，车下设备通过螺栓与车体底架紧固相连.在现场运用以及高级修检修过程中，通过检查发现某车下设备吊耳出现裂纹.图 1 所示的车下设备有 14 个吊耳（编号114）.根据裂纹的统计数据可知，4 号吊耳的裂纹数量最多，占比 41.13%，1、11、8 号吊耳的裂纹分别占比 27.66%、6.38%、5.67%，柜体其他吊耳的裂纹占比较小，柜体内部无裂纹.(a)车体底架(b)车下设备型材端面枕梁端梁横梁边梁吊耳裂纹牵引梁8456791011121314123图1车体底架与车下设备Fig.1Bodychassisandunder-chassisequipment 1.2 车下设备吊耳裂纹的常规分析为查明车下设备吊耳裂纹故障原因，参考文献9-10，对车下设备开展了大量的结构仿真、振动疲劳试验、吊耳材料检测（包括断口宏微观分析、扫描电镜分析、能谱分析、化学成分分析、微观组织分析、腐蚀及疲劳性能分析、涂层防护分析等）等工作.结果表明：1）按照 EN1266311的静强度载荷和动强度载荷仿真计算，吊耳的安全系数大于 3，吊耳中的第1期丁杰：高速动车组车下设备的吊耳动力学分析169最大应力出现在螺栓安装孔，吊耳加强筋处的应力值很小，且各吊耳的应力值差异不大；2）按照 IEC6137312的长寿命疲劳试验结果推算出的寿命是设计寿命（25 年）的 6.5 倍；3）吊耳材料为 7003-T5 高强度铝合金，该材料的应力腐蚀敏感指数为 11.80%11.49%，裂纹断口的主要腐蚀物是氯化物、硫化物和氧化物，吊耳经受车体振动和外界环境影响而发生了应力腐蚀.由于该车下设备的重量配置较为均匀，吊耳材料的力学性能裕量大，通过上述仿真、试验和检测工作，无法解释不同位置的吊耳产生的裂纹差异很大的根本原因.1.3 实际线路的振动和气动载荷测试为分析车体振动对车下设备不同位置吊耳的影响，尤其是揭示 4 号吊耳和 1 号吊耳裂纹占比很高的原因，由铁路主管及运营部门、高校、主机厂和设备供应商联合开展了实车运行工况下的测试工作.参考文献13的方法，在车下设备底部和前部布置压力传感器，1 号吊耳和 4 号吊耳布置三向加速度传感器，以获取车下设备在实际线路上的气动载荷和振动加速度等数据.图 2 为实际线路测试的部分数据.表 1 为按照明线、隧道和交会等工况进行整理得到的振动测试结果，长沙到深圳为上行，深圳到长沙为下行.从车下设备表面压力变化波形来看，垂向气动载荷突变值出现点为连续通过 2 个相邻隧道的工况，其最大值为 795Pa，最小值为668Pa，垂向气动载荷幅值达 1463Pa，前续隧道的最大表压峰峰值达 3702Pa.从线路工况来看，隧道通过和列车交会是引起气动载荷、振动加速度变化的主要原因，隧道通过引起的车下设备表面压力波动峰峰值最大达 5254Pa，4 号吊耳的振动加速度高于 1 号吊耳，振动幅值不超过6m/s2.由于测试采用了实车而非试验车，实际线路测试中受诸多条件的限制，测点数目非常有限，难以全面了解车下设备不同吊耳受力之间的差异性，因此，有必要结合实际线路和车辆模型进行刚柔耦合动力学分析.020246880040040080003006315015030009：36 10：48 12：00 13：12 14：24 15：36 16：4809：36 10：48 12：00 13：12 14：24 15：36 16：48外部表压/垂向气动纵向气动加速度/(ms2)纵向横向时刻09：36 10：48 12：00 13：12 14：24 15：36 16：48时刻 外部表压 纵向气动载荷 垂向气动载荷09：36 10：48 12：00 13：12 14：24 15：36 16：48时刻时刻09：36 10：48 12：00 13：12 14：24 15：36 16：48时刻垂向036aabcdedfbaabcdedfbaabcdedfbaabcdedfbaabcdedfb63加速度/(ms2)036kPa载荷/Pa载荷/Pa(a)气动载荷测试 1 号吊耳 4 号吊耳(b)振动加速度测试a.长沙；b.衡阳；c.英德；d.广州；e.深圳；f.郴州.图2实际线路测试数据Fig.2Measureddatafromactuallines表 1 实际线路振动测试结果Tab.1Vibrationtestresultsfromactuallinesm/s2方向工况1号吊耳振动方均根值4号吊耳振动方均根值垂向纵向横向垂向纵向横向上行明线0.370.390.340.570.540.55隧道0.410.430.410.600.590.54交会0.420.450.390.810.790.84下行明线0.380.410.340.480.490.44隧道0.450.480.420.680.680.62交会0.440.450.420.730.740.68170西南交通大学学报第59卷 2 刚柔耦合动力学仿真建模 2.1 子系统建模高速列车的整车系统构成复杂，为简化分析，将弹性较大、振型复杂的车体和本文关注的车下设备作为柔性体，转向架构架、轮对、变压器、空调和水箱等多个大质量且不规则的部件作为刚性体，可以得到如图 3 所示的刚柔耦合系统简化力学模型.从力学拓扑关系上可将高速列车分为轮对子系统、转向架构架子系统和车体子系统，分别对应振动传递关系中的激励输入层、振动传递层和响应层14.车体(柔性体)车下设备(柔性体)吊耳旋转副转向架 2转向架 1二系悬挂一系悬挂轮对构架轨道轨枕图3刚柔耦合系统的简化力学模型Fig.3Simplifiedmechanicalmodelofrigid-flexiblecoupledsystem车体主要由底架、侧墙、车顶、端墙和附件等组成，主要采用 A5083P-O、A6N01S-T5、A7N01P-T4 和A7N01S-T5 等牌号铝合金，材料的密度为2700kg/m3、泊松比为 0.3 和弹性模量为 69GPa，弹性极限和疲劳强度等机械性能参数如表 2 所示.表 2 车体用铝合金材料的主要机械性能参数Tab.2MainmechanicalperformanceparametersofaluminumalloymaterialsforvehiclebodyMPa材料名称使用部位弹性极限疲劳强度母材 焊缝母材 焊缝A5083P-O端墙12512510339A6N01S-T5侧墙、车顶2051207839A7N01P-T4底架补强板19517613539A7N01S-T5底架24520511939建立车体有限元模型时，对于挤压铝型材、铝板和钢板等结构采用壳单元 SHELL63 进行离散，其他车下悬挂设备采用质量单元 MASS21 模拟其惯性质量，并采用刚性单元 RIGID 模拟设备与车体之间的刚性连接，弹性悬挂采用弹簧单元 COMBIN14 模拟.车体各部分的板厚根据实际情况进行设置，因车体内饰构成复杂，通过增大材料的密度和改变材料的弹性模量等方式考虑内饰的影响，能较好地还原整备车体的部分主要模态15.图 4 为采用 ANSYS 软件计算车体的模态计算结果，菱形、垂弯和扭转等振型对应的频率分别为 11.38、13.67、16.79Hz.(a)11.38 Hz(b)13.67 Hz(c)16.79 Hz图4车体的模态振型Fig.4Modalshapesofvehiclebody车下设备悬挂于车体底部的横梁，柜体主要由挤压铝型材和铝板焊接而成，采用 SHELL63 单元模拟，柜体内部安装的变流器模块、风机等部件采用 MASS21 单元模拟其质量惯性属性.图 5 为采用ANSYS 软件计算车下设备的模态计算结果.第 1 阶和第 2 阶的固有频率分别为 33.23Hz 和 34.25Hz，最大变形主要出现在柜体的盖板上，4 号吊耳变形较大的固有频率为 85.68Hz 和 86.40Hz 等.(a)33.23 Hz(c)85.68 Hz(d)86.40 Hz(b)34.25 Hz1234567891011121314图5车下设备的模态振型Fig.5Modalshapesofunder-chassisequipment第1期丁杰：高速动车组车下设备的吊耳动力学分析171轮轨子系统采用 Simpack 软件中的刚体进行模拟，车轮踏面型面选择 LMB（曾用名 S1002CN 或S1002G），轨道型面选择 UIC60，轮轨接触设置为等效弹性接触，并采用 fastsim 接触算法，轨距设置为1.435m.轨道不平顺谱采用武汉至广州区间的实际测量数据，分别对左、右侧钢轨的横向和垂向不平顺值进行定义.转向架子系统同样采用 Simpack 软件中的多刚体动力学建模，其中转向架构架考虑成刚体，一系悬挂螺旋弹簧采用 5 号力元模拟，一系垂向液压减振器采用 6 号力元模拟，转臂轴箱弹性节点采用 5 号力元模拟，电机固定拉杆采用 1 号力元模拟.轮对与转向架构架的铰接采用 7 号铰接，转臂轴箱与轮对间、齿轮箱与车轴间的铰接采用2 号铰接.2.2 气动载荷计算及加载受实际线路测试条件的限制，气动载荷的测点数量相当有限，因此，动力学仿真系统中的气动载荷通过数值模拟方法获得.气动载荷的计算采用 1 节车头、6 节中间车和 1 节尾车的 8 节车模型进行模拟.为减少计算量，实际列车表面许多大小不一的凹凸物（如转向架、受电弓、车灯、门把手等）以及包括钢轨、枕木等结构的真实列车线路均进行光滑曲面处理.考虑到计算流场的充分发展以及气流的绕流影响，建立隧道通过和隧道交会等工况的计算区域时，尺寸取值应足够大.然而，计算区域过大会使网格数量显著增加，导致计算速度降低，因此，需要对多个计算区域进行计算并比较，最终选取较为合适的计算区域.列车运行速度、隧道阻塞比和测量位置等均会影响列车外表面的压力变化.列车在进出隧道时的气动载荷的最大值与隧道的长度紧密相关，根据铁路应用空气动力学（TB/T35032018）16，临界隧道长度为Ltu1,critLtr14c0vtr1(1+c0vtr1)，（1）Ltu2,critc02(Ltr1vtr1+Ltr2vtr2)，（2）式中：Ltu1,crit、Ltu2,crit分别为高速列车隧道通过和隧道交会引起最大负压的临界隧道长度，Ltr1和 Ltr2分别为列车 1 和列车 2 的长度，vtr1和 vtr2分别为列车 1和列车 2 的运行速度，c0为声速.Ltu1,critLtu2,crit列车长度 203m，列车运行速度 350km/h，声速340m/s，计算出和分别为 798.2m 和709.9m.图 6 为高速列车隧道通过和隧道交会的计算区域，隧道外流场长度和高度分别为 650m 和 60m，高速列车车头鼻尖处距隧道入口为 50m，列车与隧道所处地面之间的距离为 0.376m.(a)列车隧道通过(b)列车隧道交会列车 1列车 1列车 2隧道隧道60606506507987105050图6气动载荷的计算区域（单位：m）Fig.6Computationalregionofaerodynamicload(unit:m)为模拟列车在隧道内的相对移动，将流场区域分为列车周围的移动部分和除此之外的固定部分，这两部分的交界面用滑移网格处理，车体表面、隧道和地面为无滑移壁面，隧道外部流场的端面为压力边界条件17-19.利用 FLUENT 软件进行流场的求解，得到压力和流速分布等计算结果，对列车外表面进行面积积分，得到如图 7 所示的气动力（阻力、升力和侧力）和气动力矩（侧滚力矩、摇头力矩和点头力矩），气动载荷计算结果的规律与文献20研究结果吻合.2.3 多重耦合大系统动力学建模在 Simpack 软件中，将车体弹性子结构模型、车下设备弹性子结构模型、转向架模型按照拓扑关系组合在一起，车体与车下设备采用 7 号铰接，二系空簧采用 5 号力元，二系横向、抗蛇形液压减振器采用 6 号力元，牵引拉杆采用 1 号力元，车下设备吊耳与车体间的弹性连接采用 43 号力元进行模拟.为实现气动力（阻力、升力和侧力）和气动力矩施加到车辆动力学模型中，在车体形心处建立车体弹性子结构模型的 interface 点，采用用户自定义的方式将车体气动载荷编辑成位移的函数并加载至 interface点.最终完成车下设备-车辆-轮轨-线路多重耦合的大系统动力学建模，如图 8 所示.172西南交通大学学报第59卷车体车下设备轨道转向架轮对图8多重耦合大系统动力学模型Fig.8Dynamicsmodelofmulti-coupledlarge-scalesystem 3 车下设备的吊耳动力学分析对于车下设备的吊耳而言，引发变形、结构振动和刚体运动最为直接的因素是车体通过螺栓作用于吊耳的支座动反力（简称支反力），其既表征了车体安装梁与吊耳之间的力传递特性，又能直接反映吊耳的力学环境以及吊耳与车体之间的相对运动关系.正常安装情况下，要求车下设备单个吊耳平面度为 0.5mm，同一根安装梁上的吊耳和整体平面度均为 1.0mm，车下设备吊耳安装螺栓的刚度约为41.6kN/mm.吊耳螺栓刚度为 41.6kN/mm 时，1、4、8、11 号吊耳垂向支反力的频谱曲线如图 9 所示，其余编号吊耳垂向支反力的频谱曲线未列出.由图 9 可知：4 号吊耳垂向支反力的低频成分较其余吊耳大，而高频成分的大小在 14 个吊耳中处于中游水平；1 号吊耳垂向支反力的低频成分大小与 4 号吊耳接近，而高频成分大小低于 4 号吊耳；8 号和 11 号吊耳垂向支反力的低频成分相近（11 号吊耳垂向支反力略大于 8 号吊耳），均小于 4 号和 1 号吊耳，然而 8 号吊耳垂向支反力的高频成分大小明显高于其他吊耳；其余未列出的吊耳垂向支反力的低频和高频成分均小于 1、4、8、11 号吊耳.在低频段，弹性系统的振动主要体现为车辆和车下设备刚体模态的振动，车体的模态质量较大，模态刚度较小，吊耳螺栓相当于车辆与车下设备所组成的弹性系统的刚性节点，吊耳螺栓两节点间的相对位移振幅取决于连接点区域的等效刚度和等效质量，与两连接点的绝对位移振幅不存在强相关性；在高频段，由于车体的模态质量较小，模态刚度较大，此时，螺栓相当于系统中的弹性隔振器，系统各物理量的大小完全取决于系统的整体响应的大小21-22.结合车下设备与车体的结构特性以及车下设备的质量分布特性，4 号吊耳的振动主要为对应于车下设备刚体模态的振动，其中结构弹性模态的贡献量非常小.1031021011001011020100200300400频率/Hz垂向支反力/N1 号4 号8 号11 号图9不同吊耳的垂向支反力频谱曲线Fig.9Spectrumcurvesofverticalreactionforcefromdifferentliftinglugs由于车体横梁和车辆设备吊耳安装面的平面度有一定偏差，会出现个别吊耳的安装螺栓承受较大的应力，因此，考虑螺栓刚度在一定范围内变化时对吊耳支反力的影响.图 10 为同时考虑气动载荷和车体弹性情况下，4 号吊耳垂向支反力随螺栓刚度的频域变化曲线，可以看出，车下设备吊耳支反力（即动态载荷）随螺栓刚度的增大而增大.图 11 为吊耳垂向、纵向和横向支反力有效值和0100200300400500600700(a)列车隧道通过(b)列车隧道交会阻力侧滚力矩摇头力矩点头力矩气动力/kN气动力矩/(kNm)升力侧力20010201030804016012080400运行距离/m02004006008001 000阻力侧滚力矩摇头力矩点头力矩气动力/kN气动力矩/(kNm)升力侧力6040200806040203001503000150运行距离/m图7气动载荷计算结果Fig.7Computationalresultsofaerodynamicloads第1期丁杰：高速动车组车下设备的吊耳动力学分析173最大值随螺栓刚度变化的曲线，图中，fv、fl、fh分别为垂向、纵向和横向支反力.可以看出，垂向支反力的有效值约为其余 2 个方向的 4 倍，最大值约为其余2 个方向的 6 倍.这是由于车下设备吊耳安装点与车体安装梁对应节点垂向动态位移大于其余 2 个方向的动态位移；螺栓的轴向刚度大于其剪切刚度，车下设备吊耳安装点与车体安装梁对应节点在同样相对位移情况下螺栓轴向力大于剪切力.14 个吊耳中，4 号吊耳垂向支反力的有效值和最大值均为最大，1 号吊耳横向支反力的有效值和最大值高于其他吊耳.4 号和 1 号吊耳的受力特征与其表现出的裂纹数量占比分别为第一和第二的规律吻合.1021031011001011020100200300400频率/Hz垂向支反力/N20.8 kN/mm41.6 kN/mm166.4 kN/mm83.2 kN/mm图104 号吊耳垂向支反力频谱曲线Fig.10SpectrumcurvesofverticalreactionforcefromNo.4liftinglug(a)有效值(b)最大值1809001809001 000500020.841.683.2166.4fl/Nfv/Nfh/Nfl/Nfv/Nfh/N螺栓刚度/(kNmm1)20.841.683.2166.4螺栓刚度/(kNmm1)1 50075008 0004 00001 40070001 号2 号3 号4 号5 号6 号7 号8 号9 号10 号11 号12 号13 号14 号图11吊耳支反力随螺栓刚度的变化Fig.11Variationofreactionforceofliftinglugwithboltstiffness图 12（a）为加载气动载荷和不加载气动载荷的车下设备吊耳垂向支反力有效值比值和最大值比值，由图可知：气动载荷对车下设备吊耳支反力存在较大影响，加载车辆隧道通过气动载荷情况的 7、8、9、10号吊耳支反力有效值和最大值为不加载气动载荷情况的2倍以上，且随着吊耳螺栓刚度的增大，吊耳支反力的增幅更为明显，最大的气动载荷对吊耳支反力产生的影响相当于轮轨激励引起的动态载荷作用的 5 倍，该现象对于 8 号吊耳尤为明显；4 号吊耳支反力的有效值和最大值对气动载荷灵敏度极低，其动态载荷几乎全部来自于轮轨激励.图 12（b）为弹性车体、刚性车体情况车下设备吊耳垂向的支反力有效值比值和最大值比值，由图可知：车体弹性对吊耳螺栓上下连接点的绝对位移影响较小，但对两者间位移差的影响非常剧烈，车体弹性会剧烈增大吊耳的动态载荷，4 号吊耳垂向动态载荷最大为车下设备本身质量分布（影响吊耳的等效模态质量）和车体弹性耦合效应共同作用的结果.车下设备受到车体裙板的保护作用有限，14 个吊耳与外界环境存在直接接触，经受风、沙、雨、雪、清洗剂等作用，吊耳的铝合金材料尽管弹性极限和疲劳强度远高于吊耳承受的支反力，但应力腐蚀敏感指数偏大，受腐蚀下的铝合金材料强度显著下降，导致承受垂向动态载荷最大的 4 号吊耳出现裂纹的占比最高.说明通过车下设备-车辆-轮轨-线路多重耦合大系统的分析，可以解释 4、1、11、8 号等吊耳裂纹数占比高的根本原因.改进设备舱质量分布是解决吊耳受力均匀的重要方法，然而为了确保大批量装备的零部件复用，要求现有零部件的布局和安装接口完全一致.吊耳与设备柜体之间为完全焊接，174西南交通大学学报第59卷且铝合金焊接过程中的热效应显著，无法实施吊耳的切除与补焊等修复方案.基于以上分析，提出了改进涂装工艺增强涂层防护的整改方案，新造柜体的吊耳采用强度略低于现有材料，而抗应力腐蚀性能明显增强的其他牌号铝合金材料，且在螺栓安装孔周围增加用于调整平面度的凸台.经过全面的材料选型、结构优化、系统分析和试验验证后，该车下设备的吊耳裂纹问题已完全解决.20.82.41.80.641.683.2166.4螺栓刚度/(kNmm1)1.205.003.751.252.500(a)是否加载气动载荷的对比(b)弹性车体与刚性车体情况的对比有效值比值最大值比值20.8443341.683.2166.4螺栓刚度/(kNmm1)22110403020100有效值比值最大值比值1 号2 号3 号4 号5 号6 号7 号8 号9 号10 号11 号12 号13 号14 号图12不同情况下的吊耳垂向支反力比值Fig.12Ratiosofverticalreactionforceofliftinglugunderdifferentconditions 4 结论1）车下设备与车辆系统存在多层、多向、刚柔和弹惯等多种耦合行为，承受来自线路、轮轨和气动等多重复杂激励，车下设备本身质量分布和车体弹性耦合效应共同作用为导致 4 号吊耳垂向动态载荷最大的原因，与现场运用反映出 4 号吊耳裂纹占比最高的情况相一致.2）气动载荷对车下设备的 7、8、9、10 号吊耳动态载荷存在很大影响，且随着吊耳螺栓刚度的变大，增幅更为明显，气动载荷最大可引起 5 倍于轮轨激励的动态载荷，该现象对于 8 号吊耳尤为明显.3）吊耳垂向动态载荷远大于其余 2 个方向的动态支反力，其垂向平均动载荷和最大动载荷分别为其余 2 个方向的 4 倍和 6 倍.参考文献：邱飞力.车下设备与车体间振动传递关系研究D.成都：西南交通大学，2011.1吴会超，邬平波，吴娜，等.车下设备悬挂参数与车体结构之间匹配关系研究J.振动与冲击，2013，32（3）：124-128.WU Huichao,WU Pingbo,WU Na,et al.MatchingrelationsbetweenequipmentsuspensionparametersandacarbodystructureJ.JournalofVibrationandShock，2013，32(3)：124-128.2罗光兵.高速列车车体及车下设备耦合振动研究D.成都：西南交通大学，2014.3宫岛，周劲松，孙文静，等.高速列车车下设备模态匹配及试验研究J.铁道学报，2014，36（10）：13-20.GONG Dao,ZHOU Jinsong,SUN Wenjing,et al.Modalmatchingbetweensuspendedequipmentandcarbody of a high-speed railway vehicle and in-situexperimentJ.Journal of the China Railway Society，2014，36(10)：13-20.4郭金莹，石怀龙，邬平波，等.动车组车下设备对舒适度的影响分析J.机械工程学报，2020，56（22）：227-236.GUO Jinying,SHI Huailong,WU Pingbo,et al.Influenceofcarbody-suspendedequipmentontheridecomfort of high-speed railway vehiclesJ.Journal ofMechanicalEngineering，2020，56(22)：227-236.5SHIHL,LUOR,WUPB,etal.ApplicationofDVAtheoryinvibrationreductionofcarbodywithsuspendedequipment for high-speed 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