王 晨， 馬衛(wèi)華， 羅世輝， 劉 韋

(西南交通大學牽引動力國家重點實驗室 成都, 610031)

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機車車輛踏面損傷機理研究

王 晨， 馬衛(wèi)華， 羅世輝， 劉 韋

(西南交通大學牽引動力國家重點實驗室 成都, 610031)

為研究機車輪對踏面損傷的誘發(fā)因素，基于車輛系統(tǒng)動力學和和赫茲非線性接觸理論，在惡劣線路上對該機車動力學響應特性進行現(xiàn)場測試。運用頻域分析方法獲得了輪對和車體等主要部件在加裝一系懸掛縱向減振器前后振動加速度功率譜密度變化幅頻特性，并對測試數(shù)據(jù)的頻響特征進行研究。試驗結果表明，一系懸掛縱向減振器對輪對和車體的縱向振動有密切關系，加裝一系縱向減振器對輪對縱向振動有一定的緩解作用；機車輪對的扭振是造成車輪多邊形化的一個主要因素，盡管車輪多邊形化非常嚴重，但并不剝離；在運行過程中輪對產(chǎn)生15～20 Hz的縱向振動時，踏面剝離將成為主要的損傷形式。

縱向振動； 踏面損傷； 縱向減振器； 扭振

引 言

近年來，隨著高速與重載鐵路逐步投入運營，輪軌間疲勞磨損加劇，踏面損傷已經(jīng)成為制約鐵路發(fā)展的重要因素[1-3]。導致輪軌磨損的因素很復雜，但是輪對縱向顫振是其中一項重要原因。合理設置的輪對懸掛參數(shù)可以在一定程度上緩解輪對損傷。為了改善輪軌間磨損，國內(nèi)外許多專家基于車輛/軌道耦合動力學、輪軌接觸學理論建立了輪軌接觸模型對輪軌損傷進行了研究[4-5]。大多數(shù)研究者都從車輛橫向和垂向的角度分析車輛動態(tài)響應[6-8]，而實際上在輪軌接觸過程中車輛縱向振動同樣起著重要的作用[9]。

現(xiàn)場測試發(fā)現(xiàn)，在庫爾勒機務段DF8B機車上JM3型踏面在運行過車中發(fā)生了嚴重的踏面損傷，主要表現(xiàn)為輪對多邊形化和踏面剝離的問題，特別是在線路條件較差的情況下尤為嚴重，在未達到一個正常的鏇修周期(大約4×108m)踏面即發(fā)生嚴重失圓情況。針對車輪踏面損傷問題，通過測試一系懸掛縱向減振器對車輛動態(tài)響應結果影響，結合庫爾勒機務段線路實際情況，通過線路測試觀察輪對的縱向振動情況，檢驗輪對縱向振動對踏面剝離的影響。如果車輛縱向振動能在較大程度上驗證這一觀點，就為下一步確定具體改善措施提供了支持，為解決目前踏面嚴重剝離現(xiàn)象提供新的理論依據(jù)。

1 理論分析

1.1 輪對縱向振動分析

因為與橫向平穩(wěn)性和啟動黏著利用無關,長期以來輪對縱向振動被人們所忽略[10]，車輛系統(tǒng)動力學領域更多地關注車輛垂向和橫向振動[11]。最近的研究表明，在40～130 km/h范圍，機車車輛的輪對縱向可能發(fā)生劇烈顫振。近來由于提速機車發(fā)生過在某些速度下或施加牽引扭矩時車體有明顯顫振的現(xiàn)象[12](如圖1所示), 因此開始對此問題展開研究, 發(fā)現(xiàn)這種車體顫抖程度實際上源自于輪對的縱向顫振(如圖2所示)，與輪對一系懸掛縱向定位剛度有很大關系。

圖1 機車車體縱向振動Fig.1 The longitudinal vibration of carbody

圖2 機車輪對縱向振動Fig.2 The longitudinal vibration of wheelset

由于軌道的不平順、車輛的垂向和橫向振動、輪軌接觸法向力變化等因素，不可避免地對輪對有縱向激勵，運行中如果輪對受到縱向力或位移的激勵，將產(chǎn)生輪對縱向振動。輪對縱向顫振(共振)就是彈性定位的輪對受到的外部激勵的頻率與輪對自振頻率相近時所誘發(fā)的劇烈縱向振動。輪軌滾動接觸是整個車輛動力學系統(tǒng)中可能造成自激振動的主要原因。在輪軌接觸斑處形成相當大的交變切向力，從而引起左右輪軌接觸點粘著系數(shù)變化和劇烈的自激扭轉振動，并且會影響到左右輪軌動態(tài)接觸載荷。這種交變載荷很容易使踏面滾動圓位置產(chǎn)生如圖3所示的碾壓裂紋，并最終導致剝離。如果能減小輪對的縱向振動，就可以減小輪軌接觸處的交變載荷，從而改善車輪工作環(huán)境，減緩和消除車輪疲勞現(xiàn)象。

圖3 踏面剝離Fig.3 The crack of the wheel tread

1.2 輪對振動特性分析

當車輛在平直軌道上運行時，輪對以f的頻率轉動，其角速度為ω0，則ω0=2πf。當輪對在輪對前進方向的位移為l，則可以得到輪對的運動方程[13]

(1)

對式(1)求特征根，獲得輪對縱向彈性振動固有頻率為

(2)

其中：m為輪對的質量；k為輪對一系懸掛縱向定位剛度。

在輪對運動過程中會受到外部軌道不平順激勵的影響，輪對自身動態(tài)響應方為

(3)

(4)

其中：B為輪對縱向振動幅值；ψ為相位角；t為時間；ξ為阻尼系數(shù)。

當不考慮一系懸掛定位偏差等因素的情況下，得到輪對縱向振動幅值與一系懸掛縱向剛度間的關聯(lián)關系。當一系懸掛定位剛度不足時，輪對的縱向振動幅值將會增大，不僅會影響車輛的動力學性能，而且會引起接觸斑縱向蠕滑力與蠕滑率周期性的變化。當受到的外部激勵頻率與輪對的縱向振動頻率相近時,誘發(fā)劇烈的縱向伸縮而且會加大接觸斑部位輪軌磨損。

2 現(xiàn)場振動測試

2.1 測試儀器及傳感器布置

現(xiàn)場測試儀器名稱、型號及產(chǎn)地如表1所示。

第1輪對縱向加速度，傳感器布置在軸箱上(圖4)。車體縱向加速度布置在車體前部司機室地板下方(圖5)。

表1 儀器名稱、型號及產(chǎn)地

圖4 軸箱傳感器布置方式

Fig.4 The sensor arrangement of axle box

圖5 車體傳感器布置方式

Fig.5 The sensor arrangement of carbody

2.2 測試線路條件

南疆鐵路全長為1 446 km，沿線地質、地貌條件十分復雜，線路穿越天山山脈，沿途修建隧道30余座，架設橋梁460多座[14]。本次試驗測試路段選擇庫爾勒到魚兒溝區(qū)間，全長為343 km，技術標準為國鐵Ⅰ級雙線鐵路。為便于數(shù)據(jù)處理與分析將線路劃分為5段，分別為：庫爾勒車站到云崖車站區(qū)間，為碎石道床、上坡坡度最大11‰，曲線半徑最小為700 m；哈讓古工區(qū)段以上坡為主的碎石道床線路；包爾海車站區(qū)間以直線線路為主少量小坡度碎石道床線路；上下新光工區(qū)間，該段含有大上坡隧道，隧道半徑為400 m，長為1 761 m，整體道床；國光工區(qū)以下坡碎石道床為主，其坡度多處超過20‰。在此選用具有代表性的庫爾勒車站到云崖車站區(qū)間、包爾海車站區(qū)間和上下新光工區(qū)間作為分析對象。

2.3 試驗方案

測量機車牽引工況下輪對與車體的各向振動，并通過振動分析，研究目前庫爾勒機務段配屬DF8B機車車輪踏面損傷的成因，并提出可能的解決方案。根據(jù)前期理論分析，改變輪對縱向定位剛度是一種可選擇的抑制輪對縱向振動進而改善車輪踏面疲勞問題的措施，為此給在軸箱與構架間加裝輪對縱向減振器(圖6)，對這種措施的有效性也將通過試驗進行檢驗。對振動的分析主要側重于幅頻特性分析和比較。

圖6 一系懸掛縱向減振器布置方式Fig.6 The arrangement of primary longitudinal damper

在同一臺機車相同的線路上進行兩次縱向試驗:a.對未加輪對縱向減振器原型機車進行縱向振動試驗;b.加裝上輪對縱向減振器的機車作縱向振動試驗。該機車做過輪對鏇修，在同批次機車中運行狀態(tài)最佳，可將輪對外形誤差的影響降至最小。

3 測試數(shù)值分析

3.1 車輛振動功率譜密度估算原理

機車車輛各部件時域振動信號可視為平穩(wěn)隨機過程，平穩(wěn)隨機過程的樣本函數(shù)一般不是絕對可積,因此對時域無限信號無法直接進行傅里葉變換，為此采用具有統(tǒng)計特性的功率譜來作為譜分析的依據(jù)。維納-辛欽定理[15]提供了一個簡單的替換方法，如果信號可以看作是平穩(wěn)隨機過程，那么功率譜密度就是該信號自相關函數(shù)的傅里葉變換。

這里通過自相關函數(shù)定量的確定信號x(t)和時移副本x(t-τ)間的差異為

(5)

功率譜密度與自相關函數(shù)間是傅氏變換和傅氏逆變換關系。功率譜具有單位頻率的平均功率量綱，所以標準叫法是功率譜密度。其觀察對象是功率，觀察域是譜域。自相關函數(shù)與能量譜間的關系如式(6,7)，可見自相關函數(shù)等于信號譜的傅里葉變換。兩個函數(shù)分別從頻率域和時間域來表征隨機信號的基本特征。

(6)

(7)

功率譜密度是結構在隨機動態(tài)載荷激勵下響應的統(tǒng)計結果，是一條功率譜密度值-頻率值的關系曲線，其中功率譜密度可以是位移功率譜密度、速度功率譜密度、加速度功率譜密度等形式。

3.2 庫爾勒車站～云崖車站數(shù)值分析(工況1)

線路特點:碎石道床、上坡坡度最大為11‰，曲線半徑最小為700 m。

從圖7中看出, 未加減振器時(紅色，下同)第1軸軸箱縱向振動加速度在頻率為56 Hz時達到最大值, 在頻率為17.75 Hz時出現(xiàn)極大值, 加減振器時(黑色，下同)第1軸軸箱縱向振動加速度出現(xiàn)同樣情況, 但加減振器時第1軸軸箱縱向振動加速度的振動強度明顯比未加減振器時第1軸軸箱縱向振動加速度小。頻率為17.75 Hz振動受到減振器抑制。從圖8中可以算出, 未加減振器時的車體的縱向振動在73.5 Hz出現(xiàn)最大值,其值達到1.3, 加減振器時的車體的縱向振動在71.25 Hz出現(xiàn)最大值, 其值只有0.107 5, 遠小于未加減振器時的車體的縱向振動.

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圖7 第1軸軸箱縱向振動加速度頻譜分析(工況1)Fig.7 The spectrum analysis of longitudinal vibration acceleration on first axle box(case 1)

圖8 車體縱向振動加速度頻譜分析(工況1)Fig.8 The spectrum analysis of longitudinal acceleration on carbody(case 1)

3.3 包爾海車站～焉耆車站數(shù)值分析(工況2)

線路特點:以直線和小上坡為主的線路。

從圖9中可以看出, 未加減振器后第1軸軸箱縱向振動加速度在74.5 Hz時出現(xiàn)最大值, 但其只有1.784 Hz, 而加減振器后第1軸軸箱縱向振動加速度, 在78.75 Hz處達到最大值為6.074, 未加減振器和加減振器在55～90 Hz之間的振動明顯大于其他頻率成分的振動，但減振器抑制了18～40 Hz的縱向振動,110～130 Hz振動能量也被削弱。

圖9 第1軸軸箱縱向振動加速度頻譜分析(工況2)Fig.9 The spectrum analysis of longitudinal vibration acceleration on first axle box(case 2)

從圖10中可以看出, 未加減振器和加減振器的車體縱向振動在60～90Hz表現(xiàn)比較大,兩者的頻譜圖的形態(tài)基本相同。加減振器后車體縱向振動加速度比未加減振器縱向振動大，但是9.5Hz頻率時的次極大值得到抑制。

3.4 下新光車站～上新光車站數(shù)值分析(工況3)

線路的主要特點:曲線(R=400 m,L=176 1 m,h=80 mm)(R=400 m,L=1 028 m,h=80 mm)+隧道+上坡。

圖10 車體縱向振動加速度頻譜分析(工況2)Fig.10 The spectrum analysis of longitudinal acceleration on carbody(case 2)

圖11 第1軸軸箱縱向振動加速度頻譜分析(工況3)Fig.11 The spectrum analysis of longitudinal vibration acceleration on first axle box(case 3)

從圖11中可以看出, 未加減振器后第1軸軸箱縱向振動加速度在76 Hz和19 Hz時出現(xiàn)最大值, 次大值在59.5 Hz時對應為4.74 Hz, 而加減振器后第1軸軸箱縱向振動加速度, 在80.25 Hz處達到最大值, 其值為3.24 Hz, 次大值在19.75 Hz對應為2.97 Hz, 未加減振器后第1軸軸箱縱向大于加減振器后第1軸軸箱縱向振動。

從圖12中可以看出, 未加減振器后車體縱向振動加速度在86 Hz時出現(xiàn)最大值, 但其值為0.774, 次大值在45.25 Hz時為0.426, 15.5 Hz時為0.271。加減振器后車體縱向振動加速度在72 Hz處達到最大值, 其值為0.612, 次大值在63.5 Hz時對應0.368;31.75 Hz時對應0.156;20.5 Hz時對應0.136,未加減振器后車體縱向振動和加減振器后車體縱向振動基本相同。

圖12 車體縱向振動加速度頻譜分析(工況3)Fig.12 The spectrum analysis of longitudinal acceleration on carbody(case 3)

3.5 各工況綜合分析

通過對以上3個工況的結果綜合統(tǒng)計如表2和表3所示?？梢园l(fā)現(xiàn)，在未加裝縱向減振器前軸箱的縱向振動成分主要由17～19 Hz和55～90 Hz范圍的振動組成。而加裝縱向減振器以后17～19 Hz范圍內(nèi)的縱向振動得到明顯抑制，庫爾勒～云崖區(qū)間、包爾?！申葏^(qū)間輪對在該頻率附近的振動基本消除，上下新光工區(qū)區(qū)間輪對在該頻率附近的振動也得到明顯抑制，其功率譜密度幅值削減達到50%以上。雖然沒有直接與19.2和20.6 Hz的振動相對應，但仍然驗證了在18 Hz附近劇烈的縱向振動存在。通過在此之前對DF8B輪對模態(tài)分析發(fā)現(xiàn)其輪對自振頻率在82 Hz左右[16]，在考慮輪對上附加的傳動齒輪等部件其自振頻率還會下降，已經(jīng)處在輪對75～80 Hz縱向振動范圍內(nèi)，在此情況下極易發(fā)生共振，引起接觸斑縱向蠕滑力與蠕滑率周期性的變化，當受到的外部激勵頻率與輪對的縱向振動頻率相近時，誘發(fā)劇烈的縱向伸縮而且會加大接觸斑部位輪軌磨損。

表2 加裝端軸縱向減振器試驗數(shù)據(jù)匯總

Tab.2 Experimental data summary of locomotive installed with longitudinal damper

參數(shù)/單位庫爾勒～云崖包爾海～焉耆上下新光工區(qū)速度/(km·h-1)667050半徑/m700直線400坡度11‰小坡度16.9%車體主頻/Hz71.2560～9072/63.5/31.75/20.5功率譜密度/(m2·s-3)0.10750.350.612/0.368/0.156/0.136軸箱主頻/Hz56/60～8078.75/60～9019.75/55～90功率譜密度/(m2·s-3)0.124/0.0176.074/2.512.97/3.24

表3 未加裝端軸縱向減振器試驗數(shù)據(jù)匯總

Tab.3 Experimental data summary of prototype locomotive

參數(shù)/單位庫爾勒～云崖包爾?！申壬舷滦鹿夤^(qū)速度/(km·h-1)666750半徑/m700直線400坡度11‰小坡度16.9%車體主頻/Hz73.59.5/60～9086/45.25/15.5功率譜密度/(m2·s-3)1.30.075/0.1710.774/0.426/0.127軸箱主頻/Hz17.75/56～8018/40/55～9019/55～90功率譜密度/(m2·s-3)0.03/0.150.7/0.6/1.86.0/5.6

4 結束語

庫爾勒機務段東風8B機車車輪踏面損傷的原因主要有3個方面：機車粘著利用客觀上比較高；幾個不同工況下，可以發(fā)現(xiàn)輪對在頻率55～90 Hz間的縱向振動占有明顯的優(yōu)勢，而通過對DF8B輪對進行模態(tài)分析發(fā)現(xiàn)，考慮傳動齒輪等部件以后其自身的扭轉振動頻率在75 Hz左右；當機車在運行過程中輪對振動頻率與該值接近時，極易發(fā)生共振，引起輪對踏面磨損加劇。在庫爾勒車站～云崖車站、下新光車站～上新光車站區(qū)間內(nèi)通過小半徑曲線時，激起第一輪對在15～20 Hz范圍內(nèi)縱向顫振。根據(jù)理論分析，發(fā)現(xiàn)輪對在19.2和20.6 Hz時存在的縱向振動并未得到反映，但是在頻率18 Hz附近發(fā)生的縱向振動較為劇烈，并且在采用一系懸掛縱向減振器后得到一定程度抑制。由于兩次試驗中，機車的粘著利用并不一致，加裝縱向減振器試驗中機車的粘著利用比不加裝減振器的工況得到改善，因此對加裝減振器后車輛縱向振動得到改善。本次試驗驗證了理論分析中與預測相接近的18 Hz的輪對縱向振動成份。

就本次試驗結果而言，機車輪對的扭振可能是造成車輪多邊形化的一個主要因素，盡管車輪多邊形化非常嚴重，但并不產(chǎn)生剝離；而在運行過程中輪對產(chǎn)生15～20 Hz的縱向振動時，剝離將代替多邊形化成為主要的踏面損傷。

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10.16450/j.cnki.issn.1004-6801.2016.05.011

國家自然科學基金資助項目(51005190);鐵道部科技研究開發(fā)計劃資助項目(2011J001-B);西南交通大學博士生創(chuàng)新基金資助項目

2014-08-30；

2015-03-20

U262.5;TH117.1

王晨，男，1987年5月生，博士生。主要研究方向為車輛系統(tǒng)動力學。曾發(fā)表《機車牽引銷沖擊動力學特性分析》(《振動與沖擊》2016年第35卷第3期)等論文。

E-mail：tuboliefu160@163.com