樸明偉，王彥昌，方吉，兆文忠

(1.大連交通大學 機械工程學院，遼寧 大連 116028;2.大連交通大學 交通運輸工程學院，遼寧 大連116028)*

0 引言

對于高速輪軌技術(shù)來講，最高速度一再被刷新，其速度極限是否存在.或者說，高速輪軌是否存在提高其安全冗余的技術(shù)途徑.在理論與實踐上松平津證實了軌道車輛橫向非保守系統(tǒng)［1］.日本新干線原始轉(zhuǎn)向架，采用拉板式軸箱定位方式，以大阻尼抑制蛇行機制進一步提高車速，開創(chuàng)了200～250 km/h高鐵運用新紀元.隨后德國西門子公司再次推出了ICE3系列轉(zhuǎn)向架，改善了300 km/h高鐵運用的技術(shù)經(jīng)濟性，并成為了歐洲鐵路最具代表性的高速車型之一.中國高鐵在日系與歐系車輛引進技術(shù)的基礎(chǔ)上，根據(jù)威金斯理論［2］，歸納并總結(jié)了基于抗蛇行頻帶吸能機制的穩(wěn)定新理論［3］.隨著里程2300 km的京廣高鐵正式開通，中國高鐵也邁入300 km/h高鐵的長交線路運營新時代.法國ALSTOM公司在TGV列車技術(shù)基礎(chǔ)上，以5車編組的試驗列車V150創(chuàng)造了目前最高時速的世界記錄574.8 km/h.而京滬高鐵型式試驗，其最高試驗速度也達到了480 km/h以上.高鐵運用作為前沿技術(shù)探索，特別是商業(yè)運用的安全冗余，離不開堅實的基礎(chǔ)技術(shù)應用研究.因此，中國高鐵沖擊600 km/h具有非常重要的現(xiàn)實意義.

以ICE3系列作為基準轉(zhuǎn)向架，本文應用抗蛇行頻譜特征匹配原則，進行了超高速轉(zhuǎn)向架優(yōu)配方案研究，并探討了高速輪軌的速度極限以及沖擊600 km/h的技術(shù)可行性.

1 抗蛇行頻譜特征匹配原則

抗蛇行頻譜特征匹配原則是在高鐵運用實踐與理論研究基礎(chǔ)上提出來的，并作為高速轉(zhuǎn)向架優(yōu)配的指導準則.根據(jù)威金斯理論［3］，輪軌橫向動態(tài)制衡關(guān)系是指車輪自旋蠕滑所產(chǎn)生的橫向蠕滑力與重力剛度所形成的恢復力之間所存在的動平衡關(guān)系.與縱向蠕滑力不同，車輪自旋蠕滑對橫向蠕滑力具有如下效應:在自旋蠕滑較小(≤0.6 m)時，橫向蠕滑力呈現(xiàn)穩(wěn)定地線性遞增;如圖1(b)所示，當自旋蠕滑較大時則出現(xiàn)快速衰減.

在較低等效錐度(≤0.25)的條件下，自旋蠕滑對橫向蠕滑力效應穩(wěn)定，且相當于“負阻尼”作用.隨著車速提高或等效錐度增大，自旋蠕滑逐漸成為影響車輛穩(wěn)定性能的主要因素之一.因而對于日系車輛來講，采用大阻尼抑制蛇行機制無可厚非.但是問題在于:當進一步提速至300 km/h或輪軌磨耗等效錐度增大至0.25以上，蛇行振蕩加快，大阻尼抑制蛇行機制也不再奏效了.因而稱日本新干線運用存在輪軌磨耗遺留問題，即鏇輪修程僅為20余萬km，日系車輛技術(shù)服役壽命也僅為15年.

圖1 縱向與自旋蠕滑對比

為了克服輪軌磨耗敏感性進而改善300 km/h高鐵運用的技術(shù)經(jīng)濟性，德國ICE3系列轉(zhuǎn)向架選用寬輪緣S1002G踏面，與CN60 kg鋼軌匹配，其等效錐度0.166.而國際鐵路聯(lián)盟標準UIC518規(guī)定:對于新車性能驗收型式試驗，車速大于280 km/h，其等效錐度不得大于0.15.輪軌接觸錐度越高，其磨耗指數(shù)越大.因而ICE3系列轉(zhuǎn)向架采用了迫導向定位方式，特別強調(diào)了縱向定位剛度，高達120 MN/m.

抗蛇行頻帶吸能機制是指抗蛇行相位滯后與高頻阻抗之間的自調(diào)節(jié)機制.根據(jù)MAXWELL模型，在小攝動位移假設下，抗蛇行減振器參數(shù)決定了其頻帶吸能特性.從抗蛇行減振器的技術(shù)實現(xiàn)角度，ICE3系列轉(zhuǎn)向架采用了2項技術(shù)措施:一是以電機彈性架懸形成電機橫擺模態(tài)，以降低蛇行振蕩的參振質(zhì)量;二是抗蛇行減振器冗余設計，即每架4個抗蛇行減振器.對于某動車組轉(zhuǎn)向架原配，假設其抗蛇行串聯(lián)剛度為X，線性阻尼為330 kN·s/m，其不同程度地表現(xiàn)出轉(zhuǎn)向架穩(wěn)定裕度不充裕問題，如構(gòu)架振動報警故障和軸箱軸承溫升報警故障，以及下凹型踏面磨耗特征等.而某長編列車轉(zhuǎn)向架，其抗蛇行串聯(lián)剛度為4.5 X，線性阻尼為440 kN·s/m，則出現(xiàn)高速晃車現(xiàn)象.因而現(xiàn)場調(diào)控將抗蛇行串聯(lián)剛度降低至3.125 X.但是在隧道通過所形成的風荷側(cè)向擾動作用下，則產(chǎn)生了高速列車穩(wěn)定魯棒性問題問題，如齒輪箱嚴重漏油甚至殼體裂紋.

抗蛇行頻譜特征匹配原則是指實際蛇行振蕩頻譜特征與抗蛇行頻帶吸能特性之間的匹配關(guān)系準則.盡管采用了電機彈性吊懸，動車與拖車轉(zhuǎn)向架蛇行振蕩的參振質(zhì)量也不盡相同，因而其實際的蛇行振蕩頻帶也各不相同.也就是說，對于拖車來講，其情況較為簡單，車速與等效錐度是決定其實際蛇行振蕩頻譜特征的2個基本因素，因而在一定程度上，增大抗蛇行高頻阻抗始終是提高轉(zhuǎn)向架穩(wěn)定裕度的積極因素之一.但是動車則較為復雜，在較低等效錐度下(0.166～0.230)，期望電機橫擺釋放部分蛇行振蕩能量，而轉(zhuǎn)向架蛇行模態(tài)則趨于自穩(wěn)定;在較高錐度下(≥0.35)，剛好相反，期望電機橫擺趨于自穩(wěn)定，按照 IEC 61373規(guī)定保障電機振動安全.

與日系車輛不同，歐系車輛具有車體搖頭大阻尼特征.抗蛇行高頻阻抗越高，車體搖頭大阻尼特征越明顯，并對后位轉(zhuǎn)向架穩(wěn)定裕度產(chǎn)生非常不利的影響.因而過度增大抗蛇行高頻阻抗將產(chǎn)生2個負面影響:一是在新車狀態(tài)下或輪軌磨合期間，由于不能與電機橫擺構(gòu)成有效的運用耦合關(guān)系，動車后位轉(zhuǎn)向架穩(wěn)定裕度不充裕，在任何擾動或攝動影響下瞬間失穩(wěn)并產(chǎn)生高速晃車現(xiàn)象，進而引起電機橫擺自激振動響應，如瞬間橫向顫振導致齒輪箱故障.二是在鏇輪之前，電機橫擺仍然趨于自激振動失穩(wěn)，電機及其吊架的振動安全難以保障.由此可見，歐系車輛轉(zhuǎn)向架統(tǒng)一優(yōu)配不僅非常必要，而且也十分緊迫.

綜上所述，抗蛇行頻譜特征匹配原則就是協(xié)調(diào)解決歐系車輛2個基本不穩(wěn)定問題的基本準則，不僅對目前高鐵運用很重要，同時也是超高速轉(zhuǎn)向架優(yōu)配方案的指導準則.

2 超高速轉(zhuǎn)向架優(yōu)配方案

繼承了日本拉板軸箱定位等部分轉(zhuǎn)向架技術(shù)特征，龐巴迪公司推出了Zefiro 380高速列車，并采用了大功率永磁電機(PM Motor)新技術(shù).根據(jù)上述技術(shù)特點，其可能存在如下2個技術(shù)不足:一是與日本新干線原始轉(zhuǎn)向架類似，也可能存在輪軌磨耗遺留問題;二是大功率容磁電機的技術(shù)可靠性有待工程實踐驗證，如抗去磁能力和防塵保護等.鑒于此，本節(jié)主要以ICE3系列作為基準轉(zhuǎn)向架，在如下輪配方案假設條件下，進行超高速轉(zhuǎn)向架優(yōu)配方案研究.

2.1 輪配方案

在輪軌橫向動態(tài)制衡關(guān)系中有2個有利因素:即重力剛度所形成的恢復力和抗蛇行高頻阻抗.鑒于目前抗蛇行減振器技術(shù)實現(xiàn)水平的制約，如德國ZF公司所提供的Sachs抗蛇行減振器，其最大液壓剛度為4.5 X.因此，必須采用以增大輪軌接觸錐度作為提高輪軌接觸安全冗余的技術(shù)途徑.

如圖2所示，以縮小軌距方式給出超高速輪配方案，其主要技術(shù)特征如下:①CA:λe=0.22，寬輪緣S1002G，軌距G1 430 mm，其輪緣厚度較標準S1002踏面的增大3.5 mm;或者采用寬輪緣LM踏面，其輪緣厚度較標準LM踏面的增大2.5 mm，與標準軌距G1 435 mm的鋼軌CN60 kg匹配，其等效錐度 λe約0.23;②CB:λe=0.35，踏面LM，軌距G1428 mm，模擬輪軌磨合后的輪軌接觸狀態(tài);③CC:λe=0.43，踏面 LM，軌距 G1 427 mm，模擬輪軌穩(wěn)定磨合后的輪軌接觸狀態(tài);④CD:λe=0.52，踏面 LM，軌距 G1 425.5 mm，模擬鏇輪之前的輪軌接觸狀態(tài).

圖2 超高速輪配方案

上述輪配方案僅在一定程度上體現(xiàn)實際磨耗輪軌匹配特征:

(1)新車狀態(tài)下最小等效錐度為0.22;

(2)通過鏇輪控制其等效錐度在0.52以下;

(3)輪配CA和CB較為理想，因為在蛇行幅值3 mm附近，其等效錐度錐度變化斜率較大，有利于提高非線性臨界速度.

車輪踏面選用待定，其實際踏面磨耗特征也有待進一步跟蹤調(diào)研.同時，高速車輪踏面應當具有寬輪緣技術(shù)特征，以便車輪踏面的經(jīng)濟鏇修.

2.2 超高速優(yōu)配方案

如圖3所示，在轉(zhuǎn)向架380BL其它參數(shù)不變的條件下，選取如下2個超高速方案進行對比:

(1)超高速方案Ⅰ:抗蛇行串聯(lián)剛度優(yōu)配值，3.75 X，其動車穩(wěn)定性態(tài)見圖3(a);

(2)超高速方案Ⅱ:抗蛇行串聯(lián)剛度取4.50 X(現(xiàn)有產(chǎn)品)，并將電機減振器線性阻尼降至0.4Y(假設原配電機減振器線性阻尼為Y)，其動車穩(wěn)定性態(tài)見圖3(b).

圖3 超高速方案對比

相比之下，超高速方案Ⅰ，在較高等效錐度下電機橫擺仍然趨于自激振動失穩(wěn);而超高速方案Ⅱ，則發(fā)生了轉(zhuǎn)變，即電機橫擺趨于自穩(wěn)定.因而以超高速方案Ⅱ作為優(yōu)配方案，并給出了動車與拖車非線性臨界速度，見圖4(a).根據(jù)UIC518所規(guī)定的安全極限，進一步確定了其運行速度空間，如圖4(b)所示.

圖4 超高速方案Ⅱ:非線性臨界速度及其運行速度空間圖

3 技術(shù)經(jīng)濟性分析

對于超高速列車來講，其安全性應當作為首要考核指標.而技術(shù)經(jīng)濟性是指超高速輪軌新技術(shù)與社會經(jīng)濟發(fā)展的最佳切入點，或者說，兩者之間是否具有相互補充與促進的“雙贏”關(guān)系.下面，結(jié)合超高速方案Ⅱ，在如下3個方面進行技術(shù)經(jīng)濟性分析:抗蛇行減振器性能可靠性、車體橫向振動響應帶寬和電機橫擺自激振動.

3.1 抗蛇行減振器性能可靠性

轉(zhuǎn)向架穩(wěn)定裕度是影響踏面磨耗的主要因素之一，因而抗蛇行減振器性能至關(guān)重要，否則如圖5所示的踏面磨耗規(guī)律難以保障.對于動車400 km/h直線運行來講，2位輪對的實際滾動圓半徑與磨耗指數(shù)對比表明:

(1)在新車狀態(tài)下存在輪緣側(cè)磨，但是并不十分嚴重(≤200 N·m/m)，且隨著等效錐度增大而逐步減輕，甚至達到無側(cè)磨的程度;

(2)踏面磨耗，經(jīng)過輪軌磨合，迅速增大，但基本控制在適度磨耗程度(即磨耗指數(shù)80 N·m/m左右);

(3)進入快速磨耗階段后，下凹型踏面磨耗特征逐漸顯示出來，如抗蛇振蕩幅值(RMS)2.2σ逐步減小，鏇輪之前僅為2.79 mm，且踏面磨耗率快速增長.

圖5 動車2位輪對實際滾動圓半徑與磨耗指數(shù)對比

由此可見，上述磨耗規(guī)律仍然取決于抗蛇行減振器性能可靠性，比如由于內(nèi)部泄漏所造成的相位滯后，甚至抗蛇行減振器漏油等.否則，轉(zhuǎn)向架穩(wěn)定裕度就難以保障，車輪磨耗將極度惡化.目前，ZF Sachs抗蛇行減振器也僅在德國西門子公司的新一代高速列車上應用，據(jù)稱其最高試驗速度400 km/h以上.

3.2 車體橫向振動響應帶寬

在400 km/h直線運行下，如圖6所示，等效錐度對動車與拖車車體橫向加速度頻譜響應特征的影響規(guī)律表明:在超高速運行下車體橫向振動響應頻帶增寬，且輪軌磨耗敏感.但是車體垂向振動并無此類現(xiàn)象.

這是二系橫向懸掛相位滯后所產(chǎn)生的非線性所導致的.也就是說，二系橫向懸掛具有低阻抗小遲滯特性，在高頻激擾作用下形成了相位滯后非線性，造成了大量高頻振動的積累能量并傳遞給車體.由此可見，車體橫向振動響應頻帶增寬，其主要危害在于車下質(zhì)量是否發(fā)生橫向耦合振動，并有可能造成裙板支架開裂等疲勞安全問題.這有待于剛?cè)狁詈戏治龅倪M一步研究.

圖6 等效錐度對車體后位橫向加速度頻譜響應特征的影響規(guī)律

3.3 電機橫擺自激振動

電機橫擺自激振動是超高速轉(zhuǎn)向架的主要技術(shù)難題之一.如圖7(a)所示，車速和等效錐度是影響電機橫擺自激振動的2個主要因素.如圖7(b)所示，在較高等效錐度下超高速方案Ⅰ與Ⅱ的電機橫擺加速度對比可見:在電機橫擺轉(zhuǎn)變?yōu)樽约ふ駝訝顟B(tài)后，其橫向加速度有所減輕但效果并不明顯.

圖7 等效錐度對電機橫擺自激振動的影響規(guī)律

在超高速運行下，前位轉(zhuǎn)向架的后部電機橫向振動最為強烈，且呈現(xiàn)后擺傾向.這主要是抗蛇行高頻阻抗抑制前位轉(zhuǎn)向架搖頭相位滯后所導致的.

綜上所述，對于超高速轉(zhuǎn)向架研制，或者400 km/h超高速運用來講，存在上述3大技術(shù)難題.隨著認知不斷深入，這3大技術(shù)難題在技術(shù)與理論上可以得以解決，但是已經(jīng)喪失了超高速運用的商業(yè)價值.若未來建設了超高速線路，如更大軌道超高滿足其運行安全性等，如圖4(b)所示，其陰影部分尚可有提供特種技術(shù)服務的潛能，如高速弓網(wǎng)關(guān)系試驗研究、整編部隊調(diào)動和超高速公務列車等.

4 沖擊600 km/h的技術(shù)可行性

沖擊600 km/h具有一定程度的技術(shù)可行性，其關(guān)鍵技術(shù)問題在于:是否克服車輪縱向蠕滑不穩(wěn)定性以實現(xiàn)最大的牽引能力.

4.1 車體橫向低頻諧振

在直線500 km/h運行下車體出現(xiàn)橫向低頻諧振，約4Hz，且輪軌磨耗不敏感.在新車狀態(tài)下，隨著車速增高，無論動車還是拖車，其車體橫向低頻諧振有所增強，且頻率也有所上升.

4.2 車輪縱向蠕滑不穩(wěn)定性

隨著車速增大，如圖8所示，后位前導輪對的車輪縱向蠕滑低頻諧振將迅速增強，并逐漸形成黏滑振動現(xiàn)象.當車速達到600 km/h時，后位前導輪對的車輪自旋蠕滑超過0.6/m的幾率較高，如圖9所示，因而后位轉(zhuǎn)向架車輪有可能逐漸形成瞬間的縱向黏滑振動現(xiàn)象.因此，克服車輪縱向蠕滑不穩(wěn)定性是沖擊600 km/h的關(guān)鍵技術(shù)問題，同時也是高速輪軌速度極限的主要技術(shù)標志之一.

圖8 后位轉(zhuǎn)向架前導軌對的車輪縱向蠕滑

圖9 后位轉(zhuǎn)向架前導輪對的車輪自旋蠕滑

高速輪軌極限速度是一個有爭議的熱點問題.如上所述，威金斯首先提出自旋蠕滑，而三大蠕滑理論也有不同的假設.特別是自旋蠕滑是否具有飽和曲線特征，輪軌極限速度觀點也不盡相同.若存在極限速度，則必須落實高鐵經(jīng)濟運用.

5 結(jié)論

(1)以抗蛇行頻譜特征匹配原則作為指導準則，根據(jù)基于抗蛇行頻帶吸能機制的穩(wěn)定新理論，以ICE3系列作為基準轉(zhuǎn)向架，通過必要的參數(shù)優(yōu)配，制訂了超高速轉(zhuǎn)向架優(yōu)配方案;

(2)動態(tài)仿真分析表明:400 km/h超高速運用存在3大技術(shù)難題:即抗蛇行減振器性能可靠性、車體橫向振動響應頻帶增寬和電機橫擺自激振動.隨著認知的不斷加深，上述3大技術(shù)難題可以得到解決.盡管如此，超高速運用已經(jīng)喪失了其商業(yè)價值;

(3)沖擊600 km/h不僅具有探索高速輪軌速度極限的現(xiàn)實意義，而且在技術(shù)上也非常可行.在500 km/h以上的超高速運行狀態(tài)下，車輪縱向因黏滑而產(chǎn)生不穩(wěn)定性，這一發(fā)現(xiàn)尚有待其它方面的確認.盡管如此，根據(jù)威金斯理論，車輪縱向蠕滑不穩(wěn)定性也將作為高速輪軌速度極限的重要標志之一.

［1］IWNICKI S D.Handbook of Railway Vehicle Dynamics［M］.［s.n］:CRC Press，2006.

［2］WICKENS A H.FUNDAMENTALS OF RAIL VEHICLE DYNAMICS:GUIDANCE AND STABILITY［M］.ISBN The Netherlands:Swets＆ Zeitlinger，2003.

［3］樸明偉，梁樹林，方照根，等，高速轉(zhuǎn)向架非線性與高鐵車輛安全穩(wěn)定裕度［J］.中國鐵道科學，2011，23(3):86-92.

［4］ MAZZOLA L，ALFL S，BRAGHIN F，et al.Limit Wheel Profile for Hunting Instability of Railway Vehicles［C］//Proc.of the Euromech 500 Colloquium:Non-smooth Problems in Vehicle Systems Dynamics，2008，Part 1，41-52，Springer-Verlag(ISBN 978-3-642-01355-3)，2010.

［5］CHARLES G，DIXON R，GOODALL R.Least Squares Method Applied to Rail Vehicle Contact Condition Monitoring［C］//Proceedings of the 17th World Congress，The International Federation of Automatic Control Seoul，Korea，July 6-11，2008.