胡春紅

空間耦合振動(dòng)下車(chē)輪諧波磨耗對(duì)車(chē)輛運(yùn)行安全的影響

胡春紅

（武漢軟件工程職業(yè)學(xué)院，430205，武漢//講師）

車(chē)輪諧波磨耗造成的輪軌間高頻接觸振動(dòng)和沖擊，是高速列車(chē)運(yùn)行不可忽略的問(wèn)題，會(huì)對(duì)列車(chē)運(yùn)行安全性造成重大影響。闡述了車(chē)輪諧波磨耗形式，建立了包含柔性鋼軌及路基的列車(chē)-軌道-路基耦合系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)仿真模型。根據(jù)實(shí)測(cè)統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)中最常見(jiàn)的1階、6階和11階諧波磨耗、波深為0.1 mm和0.3 mm的6種典型諧波磨耗進(jìn)行了輪軌橫向振動(dòng)加速度分析，并研究了輪重減載率、脫軌系數(shù)和輪軌橫向力3個(gè)安全性指標(biāo)。依托相應(yīng)鐵路行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)對(duì)研究結(jié)果進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果表明：最大輪軌橫向振動(dòng)加速度在6階0.3 mm和11階0.3 mm時(shí)達(dá)到峰值；最大輪軌橫向力在6階0.3 mm和11階0.3 mm時(shí)接近國(guó)標(biāo)限定值；最大輪重減載率在6階0.3 mm和11階0.3 mm時(shí)超過(guò)安全限值；最大脫軌系數(shù)在不同形態(tài)諧波磨耗下均在安全限度范圍內(nèi)，不會(huì)發(fā)生脫軌現(xiàn)象。

高速列車(chē)；輪軌；車(chē)輪諧波磨耗；空間耦合振動(dòng)

Author′s addressWuhan Vocational College of Software and Engineering，430205，Wuhan，China

車(chē)輪諧波磨耗是高速列車(chē)輪軌關(guān)系惡化的常見(jiàn)因素之一。諧波磨耗將引發(fā)車(chē)輛-軌道系統(tǒng)的高頻振動(dòng)和沖擊，嚴(yán)重破壞線(xiàn)路和車(chē)輛部件，大幅度降低乘坐的舒適性，并會(huì)引發(fā)列車(chē)運(yùn)行安全問(wèn)題。

近年來(lái)隨著高速鐵路的發(fā)展，車(chē)輪諧波磨耗現(xiàn)象越來(lái)越受關(guān)注。諧波磨耗是輪對(duì)在輪對(duì)初始不圓順的狀態(tài)下發(fā)展出來(lái)的一種周向不規(guī)律磨耗。初始輪對(duì)不圓順主要原因有輪對(duì)制造和旋修誤差，而其發(fā)展機(jī)理目前學(xué)術(shù)界仍無(wú)定論，主流觀(guān)點(diǎn)是高速列車(chē)在運(yùn)行中產(chǎn)生的輪軌接觸振動(dòng)及沖擊在輪軌不同接觸點(diǎn)的蠕滑力不同，造成不同接觸條件下（摩擦系數(shù)及輪軌接觸面材料硬度）導(dǎo)致的不同輪對(duì)磨耗量引起的非均勻磨耗。文獻(xiàn)［1］采用仿真計(jì)算和實(shí)測(cè)試驗(yàn)的方法，研究了非正常磨耗及由此引發(fā)的車(chē)輪非圓化，并分析了車(chē)輪非圓化對(duì)輪軌垂向動(dòng)態(tài)作用力的影響。文獻(xiàn)［2］依托某車(chē)型對(duì)車(chē)輪諧波磨耗下的輪軌動(dòng)力學(xué)特性進(jìn)行了研究。文獻(xiàn)［3］以列車(chē)橫向穩(wěn)定性為研究?jī)?nèi)容，考慮列車(chē)車(chē)輪諧波磨耗對(duì)車(chē)輛系統(tǒng)橫向穩(wěn)定性的影響。文獻(xiàn)［4］利用建立的列車(chē)-軌道耦合動(dòng)力學(xué)模型進(jìn)行仿真，對(duì)車(chē)輪多邊形帶來(lái)的輪軌間激勵(lì)進(jìn)行研究，分析輪對(duì)間接觸振動(dòng)響應(yīng)等指標(biāo)，得出輪對(duì)不圓順會(huì)出現(xiàn)輪軌相互瞬時(shí)脫離現(xiàn)象，并結(jié)合高速列車(chē)實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)研究了車(chē)輪非圓化對(duì)車(chē)輛動(dòng)力學(xué)性能的影響。文獻(xiàn)［5］使用有限元與多體動(dòng)力學(xué)方法，將鋼軌、直線(xiàn)電機(jī)定子和反力板分別用Timoshenko梁、Euler梁模擬，并將車(chē)體等考慮成剛性構(gòu)件，研究車(chē)輪非圓化對(duì)車(chē)輛運(yùn)行過(guò)程中的輪軌動(dòng)態(tài)法向力及脫軌系數(shù)的影響。文獻(xiàn)［6］通過(guò)動(dòng)態(tài)子結(jié)構(gòu)法得到了整體結(jié)構(gòu)關(guān)于廣義模態(tài)坐標(biāo)的常微分方程，并以此為理論依據(jù)完成了列車(chē)-軌道-路基大系統(tǒng)耦合模型。通過(guò)研究耦合系統(tǒng)振動(dòng)響應(yīng)規(guī)律和振動(dòng)特性及輪軌間振動(dòng)接觸幾何、輪軌瞬態(tài)蠕滑特性、列車(chē)-軌道振動(dòng)響應(yīng)，使用直接法、擬靜力位移法和大質(zhì)量法進(jìn)行地震動(dòng)輸入，分析了在地震條件下列車(chē)-軌道-路基系統(tǒng)振動(dòng)響應(yīng)和列車(chē)運(yùn)行安全性。

高速列車(chē)運(yùn)行過(guò)程是一個(gè)相互耦合的作用過(guò)程，將列車(chē)-軌道-路基耦合大系統(tǒng)作為一個(gè)完整的高速列車(chē)運(yùn)行環(huán)境模擬系統(tǒng)，可以更好地研究車(chē)輪諧波磨耗帶來(lái)的輪軌諧波激勵(lì)對(duì)列車(chē)各部件的振動(dòng)傳遞及鋼軌振動(dòng)特性，通過(guò)輪軌間接觸關(guān)系和鋼軌、路基間傳遞關(guān)系可對(duì)輪軌瞬態(tài)接觸動(dòng)力學(xué)特性進(jìn)行反饋，其對(duì)輪軌關(guān)系的數(shù)值計(jì)算較傳統(tǒng)的只考慮列車(chē)本身的仿真系統(tǒng)對(duì)列車(chē)運(yùn)行環(huán)境的模擬更為全面，更為真實(shí)，是近年來(lái)學(xué)術(shù)研究的發(fā)展趨勢(shì)和新研究熱點(diǎn)所在。

本文以列車(chē)中常見(jiàn)的車(chē)輪諧波磨耗狀態(tài)為基礎(chǔ)，考慮實(shí)際運(yùn)行條件的高速列車(chē)對(duì)鋼軌及軌道板的沖擊，建立列車(chē)-軌道-路基大系統(tǒng)耦合模型，分析不同車(chē)輪諧波磨耗引起的高速列車(chē)運(yùn)行安全性，為進(jìn)一步研究車(chē)輪非圓化度的允許范圍和非圓化車(chē)輪對(duì)列車(chē)運(yùn)行的影響提供理論依據(jù)。

1 諧波磨耗特性

1階、6階和11階車(chē)輪諧波磨耗示意圖如圖1所示［7］。諧波磨耗可以在二維平面（x，y）的笛卡爾坐標(biāo)中表達(dá)［8］，不同車(chē)輪諧波磨耗的表達(dá)體現(xiàn)在其諧波磨耗階數(shù)N和波深A(yù)的取值不同，車(chē)輪滾動(dòng)1周內(nèi)的周向諧波函數(shù)描述為：

式中：

φ——車(chē)輪轉(zhuǎn)過(guò)的角度；

x，y——分別為車(chē)輪諧波磨耗的橫、縱坐標(biāo)；

A——車(chē)輪諧波磨耗的磨耗幅值，即波深；

R——車(chē)輪名義滾動(dòng)圓半徑；

N——車(chē)輪諧波磨耗的諧波階數(shù)，即車(chē)輪滾動(dòng)一周內(nèi)，車(chē)輪實(shí)際滾動(dòng)圓半徑R′與車(chē)輛名義滾動(dòng)圓半徑R之差所形成的諧波周期數(shù)［9］。R1可表示為函數(shù)R′（x，y）。

通過(guò)對(duì)不同的諧波階數(shù)N和波深A(yù)進(jìn)行設(shè)置，可對(duì)不同的車(chē)輪諧波磨耗進(jìn)行設(shè)定。

圖1 1、6、11階諧波磨耗輪對(duì)示意圖

2 數(shù)值模型的建立

高速列車(chē)實(shí)際運(yùn)行中，車(chē)輪諧波磨耗造成的輪軌瞬態(tài)接觸振動(dòng)和沖擊由輪軌蠕滑區(qū)傳遞至鋼軌，鋼軌通過(guò)扣件傳遞至軌道板、路基，軌道板、路基因其自身特性對(duì)瞬態(tài)振動(dòng)和沖擊產(chǎn)生反饋，并通過(guò)鋼軌反作用與輪對(duì)。

列車(chē)-軌道-路基耦合大系統(tǒng)模型是基于限元軟件ANSYS的固定界面綜合模態(tài)法、動(dòng)力學(xué)軟件UM及列車(chē)-軌道-路基相互作用理論建立的剛?cè)狁詈蠑?shù)值仿真模型。列車(chē)車(chē)體采用CRH2型高速列車(chē)頭車(chē)為研究對(duì)象，并運(yùn)用UM軟件對(duì)其進(jìn)行參數(shù)化建模。將頭車(chē)簡(jiǎn)化為車(chē)體、構(gòu)件和輪對(duì)三部分以及其相互連接的一系、二系懸掛部件，橫向止檔、一系懸掛及抗蛇形減震器參數(shù)為非線(xiàn)性參數(shù)，車(chē)體模型共50個(gè)自由度。輪軌接觸使用FASTIM算法，軌道施加5級(jí)UIC不平順譜度［10］。鋼軌采用有限元軟件ANSYS和UM軟件聯(lián)合仿真的柔性體，對(duì)其提取350階模態(tài)，截止頻率為1 493.15 Hz，廓型采用中國(guó)標(biāo)準(zhǔn)的60軌。結(jié)構(gòu)視為連續(xù)彈性離散支承基礎(chǔ)上的無(wú)限長(zhǎng)Timoshenko梁［11］。使用同樣的方法將軌道板進(jìn)行處理，使用高速鐵路的CRTS型雙塊式無(wú)砟軌道板作為路基模型。路基部分作為列車(chē)-軌道-路基耦合系統(tǒng)中振動(dòng)力矩傳遞反饋組成部分，接收并反饋輪軌間瞬態(tài)接觸振動(dòng)加速度及力矩，其自身振動(dòng)特性在本文中不做敘述。對(duì)軌道板提取30階模態(tài)，頻率截止為931.57 Hz，作為路基部分列入耦合大系統(tǒng)模型。列車(chē)-軌道-路基耦合大系統(tǒng)拓?fù)鋱D如圖2所示，所建立的列車(chē)-軌道-路基耦合大系統(tǒng)仿真模型如圖3所示。

依據(jù)實(shí)測(cè)高速列車(chē)車(chē)輪諧波磨耗統(tǒng)計(jì)［12］，取最為常見(jiàn)的3種諧波磨耗階數(shù)，即1階、6階和11階諧波磨耗階數(shù)，每種階數(shù)都有0.1 mm和0.3 mm兩種不同諧波磨耗波深。共對(duì)6種不同車(chē)輪諧波磨耗形態(tài)進(jìn)行研究。實(shí)測(cè)車(chē)輪諧波磨耗階數(shù)及波深統(tǒng)計(jì)如圖4所示。列車(chē)速度為200 km/h，列車(chē)軸重為14 t。

圖2 列車(chē)-軌道-路基耦合大系統(tǒng)拓?fù)鋱D

圖3 列車(chē)-軌道-路基耦合大系統(tǒng)仿真模型

3 車(chē)輪諧波磨耗對(duì)列車(chē)運(yùn)行安全的影響

3.1 輪軌橫向振動(dòng)加速度

高速列車(chē)運(yùn)行過(guò)程是一個(gè)在輪軌激勵(lì)下沿前進(jìn)方向蛇形運(yùn)動(dòng)的過(guò)程，車(chē)輪諧波磨耗在輪軌間產(chǎn)生動(dòng)態(tài)力，其在輪對(duì)上的橫向和縱向分力造成輪對(duì)的橫移和縱向振動(dòng)。輪軌間的動(dòng)態(tài)力同樣影響輪軌橫向、縱向黏著蠕滑區(qū)分布。車(chē)輪諧波磨耗導(dǎo)致輪軌間高頻振動(dòng)及沖擊，垂向和橫向振動(dòng)加速度瞬態(tài)變化惡化了輪軌瞬態(tài)接觸條件，對(duì)車(chē)輛運(yùn)行安全性產(chǎn)生不利影響。以輪軌橫向振動(dòng)加速度為切入點(diǎn)，研究車(chē)輪諧波磨耗下輪軌高頻振動(dòng)接觸狀態(tài)，分析其對(duì)車(chē)輛運(yùn)行安全性的影響。不同階數(shù)、不同波深諧波磨耗輪軌橫向振動(dòng)加速度比較如圖5所示。

由圖5可知：輪軌橫向振動(dòng)加速度存在峰值，同樣階數(shù)諧波磨耗下，波深對(duì)振動(dòng)加速度的影響高于波深；同樣波深諧波磨耗下，階數(shù)的增加也引起振動(dòng)加速度的增加。不同階數(shù)、不同波深諧波磨耗的輪軌橫向振動(dòng)加速度數(shù)據(jù)分析見(jiàn)表1。最大輪軌橫向振動(dòng)加速度在6階0.3 mm和11階0.3 mm時(shí)達(dá)到峰值，分別為8.776 m/s2和12.639 m/s2，輪軌橫向接觸在這兩個(gè)車(chē)輪諧波磨耗狀態(tài)下瞬態(tài)沖擊最大，易產(chǎn)生較大輪重減載率，影響行車(chē)安全。

3.2 輪重減載率

列車(chē)運(yùn)行過(guò)程中，輪軌間接觸振動(dòng)及接觸蠕滑將導(dǎo)致輪軸間兩側(cè)輪對(duì)的輪重不一致，而輪重變化容易發(fā)生車(chē)輛脫軌事故。因此，有必要對(duì)車(chē)輪輪重的減少程度（輪重減載率）進(jìn)行指標(biāo)限定。GB 5599—1985《鐵道車(chē)輛動(dòng)力學(xué)性能評(píng)定和試驗(yàn)鑒定規(guī)范》規(guī)定［13］，在輪軌橫向力為0時(shí)，即靜態(tài)或準(zhǔn)靜態(tài)下輪重減載率應(yīng)小于等于0.6。列車(chē)高速運(yùn)行，輪軌橫向力大于0時(shí)，輪軌間可能產(chǎn)生沖擊振動(dòng)而引起較大的瞬態(tài)輪重減載現(xiàn)象，對(duì)于動(dòng)態(tài)輪重減載率，標(biāo)準(zhǔn)建議限值為0.9。

圖4 實(shí)測(cè)車(chē)輪諧波磨耗階數(shù)及波深統(tǒng)計(jì)圖

表1 不同階數(shù)、不同波深諧波磨耗的輪軌橫向振動(dòng)加速度對(duì)比

使用1階、6階及11階波深0.1mm和無(wú)諧波磨耗車(chē)輪對(duì)比階數(shù)對(duì)輪重減載率的影響。將各自階數(shù)波深0.1mm和波深0.3mm時(shí)的數(shù)據(jù)進(jìn)行對(duì)比，分析波深對(duì)輪重減載率的影響。不同階數(shù)、不同波深諧波磨耗輪重減載率比較如圖6所示。

圖5 不同階數(shù)、不同波深諧波磨耗的輪軌橫向振動(dòng)加速度

圖6 不同階數(shù)、不同波深諧波磨耗的輪重減載率

由圖6可知：輪重減載率受不同階數(shù)、不同波深影響很大；隨著諧波磨耗階數(shù)增加，輪重減載率顯著增加，諧波磨耗階數(shù)越高，其輪重減載率越大，其原因是輪軌高頻振動(dòng)越來(lái)越激烈，導(dǎo)致輪對(duì)跳起現(xiàn)象嚴(yán)重；諧波磨耗波深增加也能明顯增大輪重減載率，波深越大，減載率越大，引起的輪軌瞬時(shí)接觸沖擊也越大。不同階數(shù)、不同波深諧波磨耗的輪重減載率數(shù)據(jù)分析見(jiàn)表2。同樣有明顯變化的是輪軌接觸脫離時(shí)間，即當(dāng)輪對(duì)和軌道的間距大于零時(shí)，輪軌之間不發(fā)生接觸（稱(chēng)為輪軌接觸脫離）。在輪軌接觸脫離時(shí)間比例中，階數(shù)對(duì)其的影響小于波深的影響，但都保持持續(xù)增加的趨勢(shì)。

由表2知：最大輪重減載率在6階0.3mm和11階0.3mm時(shí)均超過(guò)了最大動(dòng)態(tài)輪重減載率0.9的安全限值，分別達(dá)到了1.091和1.664，在6階0.3 mm和11階0.3mm時(shí)最大輪軌橫向振動(dòng)加速度也分別達(dá)到峰值，對(duì)輪重減載率造成不利影響；平均輪重減載率與車(chē)輪諧波磨耗關(guān)系不大，一直保持一個(gè)穩(wěn)定的數(shù)值；而最大輪重減載率發(fā)生了顯著變化，其變化趨勢(shì)與輪對(duì)接觸脫離時(shí)間比例變化趨勢(shì)大致一致；階數(shù)增加，平均輪重減載率增加，其增幅小于同階數(shù)下波深增加帶來(lái)的增幅。

表2 不同階數(shù)、不同波深諧波磨耗的輪重減載率對(duì)比

3.3 脫軌系數(shù)

動(dòng)車(chē)組在運(yùn)行時(shí)，在線(xiàn)路狀態(tài)、車(chē)輛結(jié)構(gòu)參數(shù)等因素的最不利組合下可能導(dǎo)致車(chē)輪脫軌，直接危及行車(chē)安全。在評(píng)定防止車(chē)輪脫軌安全性的指標(biāo)中，一般采用輪軌間的橫向力和垂向力的比值，也即脫軌系數(shù)。TB/T 2360—1993《鐵道機(jī)車(chē)動(dòng)力學(xué)性能試驗(yàn)鑒定方法及評(píng)定標(biāo)準(zhǔn)》規(guī)定［13］，車(chē)輛運(yùn)行安全性的合格標(biāo)準(zhǔn)為脫軌系數(shù)最大值小于等于0.9，車(chē)輛運(yùn)行安全性的良好標(biāo)準(zhǔn)為脫軌系數(shù)最大值小于0.8，如表3所示。

表3 TB/T 2306—1993規(guī)定的機(jī)車(chē)脫軌系數(shù)界限值

同樣使用不同波深和不同階數(shù)諧波磨耗對(duì)比無(wú)諧波磨耗，分析其對(duì)脫軌系數(shù)的影響。不同階數(shù)、不同波深諧波磨耗脫軌系數(shù)比較如圖7所示。

圖7 不同階數(shù)、不同波深諧波磨耗的脫軌系數(shù)

由圖7可知：脫軌系數(shù)數(shù)值隨諧波磨耗階數(shù)變化而變化，在6階和11階時(shí)產(chǎn)生顯著震蕩；同階數(shù)諧波磨耗下，波深變化對(duì)脫軌系數(shù)變化影響不大。不同階數(shù)、不同波深諧波磨耗脫軌系數(shù)對(duì)比見(jiàn)表4。

由表4可知：平均脫軌系數(shù)隨諧波磨耗階數(shù)增加而增加，同階數(shù)下波深越大，平均脫軌系數(shù)越大；最大脫軌系數(shù)隨車(chē)輪諧波磨耗狀態(tài)變化規(guī)律不明顯，且不同形態(tài)諧波磨耗車(chē)輪下的最大脫軌系數(shù)均在安全限度范圍內(nèi)，不會(huì)發(fā)成脫軌現(xiàn)象。

表4 不同階數(shù)、不同波深諧波磨耗的脫軌系數(shù)對(duì)比

3.4 輪軌橫向力

隨著高速動(dòng)車(chē)組運(yùn)行速度的提高，輪軌間的動(dòng)力作用相應(yīng)隨之增加。GB 5599—1985規(guī)定，對(duì)采用彈性扣件的軌道，輪軌橫向力應(yīng)小于扣件的橫向設(shè)計(jì)荷載，一般取軸重的0.4倍作為輪軌橫向力的極限值，如式（2）所示。

式中：

Pst——車(chē)輪軸重。

前文設(shè)定列車(chē)車(chē)輪軸重為14 t，也即輪軌橫向力極限值取54.88 kN。過(guò)大的輪軌垂向力和橫向力不僅對(duì)鋼軌、扣件、軌枕等部件產(chǎn)生損傷和破壞，而且可能導(dǎo)致軌道不平順的急劇增加，影響線(xiàn)路的養(yǎng)護(hù)、維護(hù)工作量及其費(fèi)用，嚴(yán)重時(shí)還將危及行車(chē)安全［12］。諧波磨耗的影響體現(xiàn)在輪軌接觸產(chǎn)生的高頻振動(dòng)引起輪軌接觸特性惡化，產(chǎn)生較大的橫移和沖角［14］，進(jìn)一步加劇自激振動(dòng)，同時(shí)產(chǎn)生很大輪軌接觸瞬態(tài)接觸力，破壞鋼軌結(jié)構(gòu)，進(jìn)而對(duì)輪對(duì)磨耗產(chǎn)生影響，加劇諧波磨耗發(fā)展，進(jìn)一步惡化行車(chē)品質(zhì)。不同階數(shù)、不同波深諧波磨耗的輪軌橫向力如圖8所示。

鋼軌軌底坡使車(chē)輪在滾動(dòng)過(guò)程中具有相對(duì)輪對(duì)中心斜向下的運(yùn)動(dòng)趨勢(shì)，即輪對(duì)對(duì)中運(yùn)動(dòng)，造成輪軌滾動(dòng)接觸摩擦自激振動(dòng)，使輪軌橫向力出現(xiàn)正負(fù)值，也即輪軌橫向力方向發(fā)生變化。不同階數(shù)、不同波深諧波磨耗輪軌橫向力對(duì)比見(jiàn)表5。

由表5可知，所有不同形態(tài)諧波磨耗車(chē)輪下的最大輪軌橫向力均小于54.88 kN的極限值，其中6階0.3 mm和11階0.3 mm時(shí)最大輪軌橫向力最大，分別達(dá)到54.84 kN和54.11 kN，非常接近極限值。最大輪軌橫向力受諧波磨耗影響非常明顯，與輪對(duì)接觸脫離時(shí)間比例變化趨勢(shì)一致；諧波磨耗階數(shù)越高，輪軌高速滾動(dòng)接觸時(shí)的高頻振動(dòng)越明顯；瞬時(shí)接觸力越大，輪軌接觸蠕滑狀態(tài)越惡劣；最大輪軌橫向力的最小和最大值分別發(fā)生在無(wú)諧波磨耗與6階0.3 mm時(shí)，二者相差2.48倍。

圖8 不同階數(shù)、不同波深諧波磨耗的輪軌橫向力

4 結(jié)語(yǔ)

表5 不同階數(shù)、不同波深諧波磨耗輪軌橫向力對(duì)比

車(chē)輪諧波磨耗影響高速列車(chē)輪軌瞬態(tài)接觸特性，不同形態(tài)車(chē)輪諧波磨耗下輪軌間沖擊振動(dòng)的頻率及振幅均不相同，對(duì)列車(chē)運(yùn)行安全性有一定影響。

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Influence of Wheel Harmonic Wear on Vehicle Operation Safety under Spatial Coupled Vibration

HU Chunhong

Harmonic wear wheel leads to high-frequency wheel/rail contact vibration and rolling noise，directly affects the safety of train operation.In order to study the this problem，the form of wheel harmonic wear is firstly expounded，then a simulation model of train-track-subgrade coupling system is established.According to the measured data of harmonic wears in the common first-order，sixth-order and eleventh-order，as well as 6 typical harmonic wear wheels with 0.1mm and 0.3mm depth of convolution respectively，the wheel/rail lateral vibration acceleration is analyzed，3 safety index including wheel-load reduction rate，derailment coefficient and wheel/rail lateral force are studied.The results show that the maximum wheel/rail lateral vibration acceleration in the 6 order 0.3mm or the 11 order 0.3mm reaches the peak value， the maximum wheel/rail lateral force in the 6 order 0.3mm or the 11 order 0.3mm is close to the national standard limit value，and the maximum wheel-load reduction rate in the 6 order 0.3mm or the 11 order 0.3mm exceeds the safety limit.When the maximum derailment coefficient is controlled in the range of safety limit under different harmonic wear wheel forms，the derailment phenomenon will not occur.

high-speed train；wheel rail；wheel harmonic wear；spatial coupled vibration

U270.1+1；U238

10.16037/j.1007-869x.2017.08.011

2017-02-07）

*國(guó)家開(kāi)放大學(xué)2016年度項(xiàng)目（G16A2602Y）