張志超， 李 谷， 杜瑞濤， 儲(chǔ)高峰

(中國鐵道科學(xué)研究院集團(tuán)有限公司 機(jī)車車輛研究所， 北京 100081)

動(dòng)力集中動(dòng)車組是根據(jù)我國鐵路發(fā)展需要自主研發(fā)設(shè)計(jì)的新一代既有干線主要車型，列車動(dòng)力僅由端部動(dòng)力車提供。動(dòng)力車的動(dòng)力學(xué)性能對(duì)于整個(gè)列車的運(yùn)行安全性、平穩(wěn)性以及維護(hù)經(jīng)濟(jì)性都具有重要影響[1]。在對(duì)動(dòng)力集中動(dòng)車組樣車進(jìn)行動(dòng)力學(xué)試驗(yàn)過程中發(fā)現(xiàn)，動(dòng)力車在直線工況運(yùn)行時(shí)會(huì)出現(xiàn)明顯的晃車現(xiàn)象，車體橫向加速度存在明顯的周期性波動(dòng)[2]。問題的出現(xiàn)雖然不會(huì)對(duì)列車運(yùn)行安全性和其后部載客車輛的運(yùn)行平穩(wěn)性產(chǎn)生影響，但是由于動(dòng)力車運(yùn)行平穩(wěn)性的降低，使司機(jī)操作人員的工作環(huán)境變得惡化，同時(shí)也會(huì)對(duì)動(dòng)力車關(guān)鍵結(jié)構(gòu)部件的疲勞損傷構(gòu)成隱患。需要對(duì)該問題開展深入的研究分析，提出切實(shí)有效的解決方案和措施。

首先系統(tǒng)分析了動(dòng)力車在歷次實(shí)車動(dòng)力學(xué)線路試驗(yàn)中的檢測(cè)數(shù)據(jù)，研究了該問題與輪軌等效錐度、抗蛇行減振器安裝角度的關(guān)聯(lián)性；然后借助于動(dòng)力學(xué)分析軟件建立了仿真分析模型，復(fù)現(xiàn)了該車曾經(jīng)出現(xiàn)的各種晃車試驗(yàn)現(xiàn)象，從而驗(yàn)證了所建立模型的正確性。在此基礎(chǔ)上，采用模態(tài)分析法對(duì)動(dòng)力車晃車問題進(jìn)行了機(jī)理研究，從而查找出引發(fā)晃車現(xiàn)象的主要因素。

1 試驗(yàn)研究

動(dòng)力集中動(dòng)車組在進(jìn)行現(xiàn)場(chǎng)試驗(yàn)時(shí)，發(fā)現(xiàn)其中動(dòng)力車在直線運(yùn)行工況下140 km/h及以上速度時(shí)會(huì)出現(xiàn)晃車現(xiàn)象，圖1給出了動(dòng)力車直線工況晃車時(shí)的動(dòng)力學(xué)響應(yīng)波形圖。從圖中可以看出，車體前端、后端橫向振動(dòng)加速度信號(hào)都存在明顯的周期性波動(dòng)，振動(dòng)頻率約為1.1 Hz，振幅最大值接近1.0 m/s2；與此同時(shí)，車體晃動(dòng)還帶動(dòng)輪對(duì)產(chǎn)生輕微晃動(dòng)，使得輪軌橫向力出現(xiàn)了相同頻率的小幅波動(dòng)。研究發(fā)現(xiàn)，雖然動(dòng)力車晃車問題對(duì)其運(yùn)行安全性影響較小，但是對(duì)車體橫向平穩(wěn)性指標(biāo)具有較大影響，導(dǎo)致其最大值已經(jīng)接近合格限度值。

針對(duì)動(dòng)力車直線運(yùn)行工況晃車問題，曾先后開展了多次專項(xiàng)試驗(yàn)，檢測(cè)了不同結(jié)構(gòu)參數(shù)和車輪踏面狀態(tài)下的動(dòng)力學(xué)響應(yīng)數(shù)據(jù)。研究中系統(tǒng)梳理了歷次試驗(yàn)數(shù)據(jù)，通過深入對(duì)比分析來探尋規(guī)律，查找影響因素。

1.1 結(jié)構(gòu)參數(shù)調(diào)整

專項(xiàng)試驗(yàn)過程中對(duì)動(dòng)力車部分懸掛參數(shù)進(jìn)行了調(diào)整，包括：軸箱拉桿關(guān)節(jié)剛度由40 kN/mm減小為18 kN/mm；抗蛇行減振器關(guān)節(jié)剛度由50 kN/mm減小為25 kN/mm，車輪踏面外形保持不變。圖2給出了結(jié)構(gòu)參數(shù)改變前后測(cè)得的車體橫向振動(dòng)加速度對(duì)比波形圖，圖3給出了相應(yīng)的車體橫向平穩(wěn)性指標(biāo)對(duì)比散點(diǎn)圖?？梢钥闯?，改變結(jié)構(gòu)參數(shù)后，雖然車體橫向振動(dòng)加速度幅值有所減小，但是1.1Hz的周期性波動(dòng)依然存在；車體橫向平穩(wěn)性指標(biāo)有所減小，但最大值仍處于較大水平。這說明晃車問題并未通過軸箱拉桿關(guān)節(jié)剛度、抗蛇行減振器關(guān)節(jié)剛度的調(diào)整而徹底解決。

圖1 動(dòng)力車直線工況晃車波形圖

圖2 調(diào)整結(jié)構(gòu)參數(shù)前后車體橫向振動(dòng)加速度實(shí)測(cè)波形圖

圖3 調(diào)整結(jié)構(gòu)參數(shù)前后車體橫向平穩(wěn)性指標(biāo)對(duì)比散點(diǎn)圖

1.2 車輪踏面狀態(tài)影響

保持動(dòng)力車原有結(jié)構(gòu)參數(shù)不變，使用如圖4所示的磨耗后JM3踏面進(jìn)行動(dòng)力學(xué)試驗(yàn)。由于踏面出現(xiàn)凹磨，輪軌等效錐度由新輪時(shí)的0.06增大至磨耗后的0.30。圖5給出了在磨耗車輪踏面下實(shí)測(cè)動(dòng)力學(xué)響應(yīng)波形圖，圖6給出了新輪與磨耗車輪踏面下車體橫向平穩(wěn)性指標(biāo)的對(duì)比散點(diǎn)圖。綜合對(duì)比可知：在采用磨耗車輪后，動(dòng)力車車體橫向振動(dòng)加速度周期性波動(dòng)消失，晃車現(xiàn)象基本消除，車體橫向平穩(wěn)性指標(biāo)明顯減小，其最大值減小至2.50左右。

在進(jìn)行對(duì)比分析的兩次試驗(yàn)中，試驗(yàn)線路、運(yùn)行速度等試驗(yàn)條件相同，動(dòng)力車懸掛參數(shù)也相同，只有車輪踏面磨耗情況不同，也即在車輪磨耗后，動(dòng)力車晃車現(xiàn)象有顯著改善。因此可以初步判斷動(dòng)力車晃車現(xiàn)象屬于低等效錐度下的車體蛇行失穩(wěn)性質(zhì)。

圖4 JM3新輪和磨耗車輪踏面外形對(duì)比圖

1.3 抗蛇行減振器安裝角度影響

恢復(fù)車輪踏面的JM3新輪狀態(tài)，將動(dòng)力車抗蛇行減振器安裝角度由原來的11°減小為4°，再次進(jìn)行動(dòng)力學(xué)試驗(yàn)。圖7給出了抗蛇行減振器安裝角度4°時(shí)實(shí)測(cè)動(dòng)力學(xué)響應(yīng)波形圖，圖8給出了不同抗蛇行減振器安裝角度時(shí)的車體橫向平穩(wěn)性指標(biāo)對(duì)比散點(diǎn)圖。可以看出，減小抗蛇行減振器安裝角度后，動(dòng)力車晃車現(xiàn)象得到明顯改善，車體橫向振動(dòng)加速度僅在個(gè)別區(qū)段出現(xiàn)小幅周期性波動(dòng)，車體橫向平穩(wěn)性指標(biāo)明顯減小，其最大值約為2.20。這說明動(dòng)力車直線運(yùn)行工況晃車現(xiàn)象與抗蛇行減振器安裝角度存在明顯關(guān)聯(lián)性。

圖5 磨耗車輪踏面下動(dòng)力車動(dòng)力學(xué)響應(yīng)實(shí)測(cè)波形圖

圖6 新輪和磨耗車輪踏面下車體橫向平穩(wěn)性指標(biāo)對(duì)比散點(diǎn)圖

通過試驗(yàn)數(shù)據(jù)綜合分析可以看出，動(dòng)力車直線運(yùn)行晃車問題主要與輪軌等效錐度和抗蛇行減振器安裝角度有直接關(guān)系，在大的抗蛇行減振器安裝角度和小的輪軌等效錐度條件下，會(huì)出現(xiàn)車體蛇行失穩(wěn)現(xiàn)象。

2 仿真計(jì)算分析

為了深入分析動(dòng)力車晃車現(xiàn)象產(chǎn)生的原因、作用機(jī)理以及改進(jìn)措施，借助于動(dòng)力學(xué)仿真計(jì)算軟件進(jìn)行了分析。將動(dòng)力車假設(shè)為復(fù)雜的多剛體、多自由度系統(tǒng)，整個(gè)系統(tǒng)主要由車體、構(gòu)架、輪對(duì)、驅(qū)動(dòng)單元、空心軸、軸箱等質(zhì)量以及彈簧、減振器等元件組成，整個(gè)模型共計(jì)90個(gè)自由端，如圖9所示。模型中鋼軌采用國內(nèi)客專線路的60N廓形(與試驗(yàn)線路鋼軌廓形相同)。

圖10給出了原車初始結(jié)構(gòu)狀態(tài)下試驗(yàn)和仿真所得車體橫向振動(dòng)加速度對(duì)比波形圖，可以看出計(jì)算所得車體橫向振動(dòng)加速度最大值約為1 m/s2，頻率約為1 Hz，幅值和頻率均與試驗(yàn)數(shù)據(jù)相一致。

圖11和圖12分別給出了采用JM3新輪(小等效錐度)和磨耗車輪(大等效錐度)時(shí)計(jì)算所得車體橫向振動(dòng)加速度對(duì)比波形圖和頻譜圖。當(dāng)采用小等效錐度車輪踏面時(shí)，車體橫向加速度存在明顯的周期性波動(dòng)，振動(dòng)頻率均為1.1 Hz左右。而當(dāng)采用大等效錐度車輪踏面時(shí)，車體橫向振動(dòng)加速度不存在1.1 Hz周期性波動(dòng)，晃車現(xiàn)象消失。與前述動(dòng)力車實(shí)際試驗(yàn)現(xiàn)象相符。另外，采用該模型進(jìn)一步計(jì)算了抗蛇行減振器安裝角度為11°和4°時(shí)的情況，同樣復(fù)現(xiàn)了實(shí)際試驗(yàn)現(xiàn)象，抗蛇行減振器角度減小為4°后計(jì)算所得車體橫向振動(dòng)加速度不存在周期性波動(dòng)，與試驗(yàn)現(xiàn)象相符。由于篇幅所限，這里不作介紹。

圖7 抗蛇行減振器安裝角度4°時(shí)動(dòng)力學(xué)響應(yīng)實(shí)測(cè)波形圖

圖8 不同抗蛇行減振器安裝角度時(shí)車體橫向平穩(wěn)性指標(biāo)對(duì)比散點(diǎn)圖

圖9 動(dòng)力學(xué)分析模型

通過以上的試驗(yàn)現(xiàn)象復(fù)現(xiàn)，充分驗(yàn)證了所建立的動(dòng)力學(xué)仿真計(jì)算模型的正確性。同時(shí)也進(jìn)一步說明了動(dòng)力車晃車問題與輪軌等效錐度和抗蛇行減振器安裝角度具有明顯的關(guān)聯(lián)性。

3 作用機(jī)理分析

分析結(jié)果表明，動(dòng)力車晃車問題主要與輪軌等效錐度和抗蛇行減振器安裝角度具有明顯關(guān)聯(lián)性，該問題屬于低等效錐度下的車體蛇行失穩(wěn)性質(zhì)。機(jī)車車輛出現(xiàn)車體低頻橫向晃動(dòng)現(xiàn)象時(shí)均與系統(tǒng)模態(tài)特征的異常變化相關(guān)，因此需要通過動(dòng)力車系統(tǒng)模態(tài)分析來研究其產(chǎn)生原因和作用機(jī)理。系統(tǒng)每一階模態(tài)都會(huì)有模態(tài)頻率和模態(tài)阻尼比，模態(tài)阻尼比主要表征對(duì)應(yīng)模態(tài)的穩(wěn)定性，模態(tài)阻尼比數(shù)值越大說明對(duì)應(yīng)模態(tài)收斂性越好，越不易出現(xiàn)晃車。相反模態(tài)阻尼比小于0或接近0時(shí)說明對(duì)應(yīng)的模態(tài)已經(jīng)發(fā)散失穩(wěn)或收斂很慢，很容易引起晃車。

圖10 動(dòng)力車車體橫向加速度計(jì)算波形圖-仿真與試驗(yàn)

圖11 不同輪軌等效錐度下計(jì)算所得車體橫向振動(dòng)加速度波形圖

圖12 不同輪軌等效錐度下計(jì)算所得車體橫向振動(dòng)加速度頻譜圖

3.1 車體模態(tài)隨等效錐度變化

動(dòng)力車車體存在點(diǎn)頭、沉浮、橫移、側(cè)滾和搖頭等模態(tài)，其中橫移和側(cè)滾模態(tài)耦合為上心滾擺運(yùn)動(dòng)和下心滾擺運(yùn)動(dòng)。除此以外，車體還存在由前、后轉(zhuǎn)向架引起的兩階蛇行運(yùn)動(dòng)模態(tài)，這里對(duì)其做出如下定義：由后轉(zhuǎn)向架引起的蛇行運(yùn)動(dòng)稱為車體一階蛇行模態(tài)，由前轉(zhuǎn)向架引起的蛇行運(yùn)動(dòng)稱為車體二階蛇行模態(tài)。

圖13和圖14分別給出了不同輪軌等效錐度下車體模態(tài)的頻率和阻尼比曲線。從圖13中可以明顯看出，除車體二階蛇行模態(tài)外，其他運(yùn)動(dòng)模態(tài)的阻尼比均大于0.40，處于較大水平，說明這些模態(tài)的振型在不同輪軌等效錐度下均能夠較好地收斂。而車體二階蛇行的模態(tài)阻尼比在輪軌等效錐度很小時(shí)為負(fù)值，隨著輪軌等效錐度的增大會(huì)逐漸增大，這表明該模態(tài)在輪軌等效錐度較小時(shí)會(huì)出現(xiàn)發(fā)散失穩(wěn)或收斂很慢的現(xiàn)象，此時(shí)該模態(tài)的固有頻率約在0.8～1.2 Hz范圍內(nèi)，這與試驗(yàn)中動(dòng)力車出現(xiàn)晃車時(shí)的車體橫向振動(dòng)加速度主頻相吻合。由此可判斷動(dòng)力車的晃車問題是由該動(dòng)力車存在阻尼比較低的車體二階蛇行模態(tài)所引發(fā)的。

通過計(jì)算分析可知，隨著輪軌等效錐度的增大，動(dòng)力車的車體二階蛇行模態(tài)阻尼比逐漸增大，晃車現(xiàn)象逐漸消弱，相應(yīng)地車體橫向平穩(wěn)性逐漸提高。這說明隨著車輪踏面磨耗的產(chǎn)生發(fā)展，動(dòng)力車晃車現(xiàn)象會(huì)趨于好轉(zhuǎn)，甚至消失。

圖13 車體模態(tài)頻率隨輪軌等效錐度變化曲線圖

圖14 車體模態(tài)阻尼比隨輪軌等效錐度變化曲線圖

另外，目前我國鐵路線路的鋼軌主要存在60N軌(客專線路)和60軌(普速線路)兩種廓形，如圖15所示。60軌廓形與標(biāo)準(zhǔn)JM3踏面匹配時(shí)的計(jì)算等效錐度約為0.10，大于60N軌廓形與標(biāo)準(zhǔn)JM3踏面匹配時(shí)的0.06。因此該動(dòng)力車在客專線路上直線運(yùn)行晃車現(xiàn)象與普速線路相比會(huì)更加明顯。

圖15 60軌和60N軌廓形對(duì)比圖

3.2 車體模態(tài)隨抗蛇行減振器角度變化

圖16和圖17分別給出了不同抗蛇行減振器安裝角度下車體各階模態(tài)的頻率和阻尼比變化趨勢(shì)曲線。從圖16中可以看出，除車體二階蛇行模態(tài)外，其他模態(tài)的阻尼比均大于0.40，處于較大水平。而車體二階蛇行模態(tài)的阻尼比隨著安裝角度的增大而逐漸減小，在安裝角度達(dá)到11°時(shí)，其值已經(jīng)減小為負(fù)值。這說明該模態(tài)在安裝角度較大時(shí)會(huì)出現(xiàn)發(fā)散失穩(wěn)或收斂很慢的現(xiàn)象，易引起晃車。且車體二階蛇行模態(tài)頻率隨著安裝角度的增大基本都保持在1 Hz左右，與試驗(yàn)中動(dòng)力車晃車時(shí)車體橫向振動(dòng)加速度主頻相吻合。

圖16 動(dòng)力車車體振動(dòng)頻率隨抗蛇行減振器安裝角度變化曲線圖

圖17 動(dòng)力車車體模態(tài)阻尼比隨抗蛇行減振器安裝角度變化曲線圖

3.3 作用機(jī)理

通過以上3個(gè)小節(jié)的分析可以確定，試驗(yàn)中出現(xiàn)的動(dòng)力車晃車現(xiàn)象是由該車存在阻尼比較小的車體二階蛇行模態(tài)所導(dǎo)致，而該模態(tài)的產(chǎn)生與抗蛇行減振器的安裝角度有直接關(guān)系，本節(jié)通過受力分析來對(duì)其作用機(jī)理進(jìn)行分析。

動(dòng)力車抗蛇行減振器采用了左右對(duì)稱但非平行布置的安裝方式，圖18給出了前轉(zhuǎn)向架順時(shí)針搖頭運(yùn)動(dòng)時(shí)系統(tǒng)的受力分析圖。當(dāng)轉(zhuǎn)向架具有順時(shí)針搖頭角速度時(shí)，車體前端左側(cè)抗蛇行減振器受拉力為F1，它在橫向和縱向的分力分別為F1x和F1y；右側(cè)抗蛇行減振器受壓力為Fr，它在橫向和縱向的分力分別為Frx和Fry。從圖中可以看出，左右抗蛇行減振器的縱向分力F1x和Frx數(shù)值相等，方向相反，可以相互抵消，而左右抗蛇行減振器的橫向分力F1y和Fry數(shù)值相等且方向相同，其合力為FH。因此，由于抗蛇行減振器的這種左右對(duì)稱但非平行布置方式，只要車體和構(gòu)架間產(chǎn)生相對(duì)搖頭或橫移運(yùn)動(dòng)，都會(huì)在它們之間產(chǎn)生額外的橫向作用力，該作用力會(huì)激發(fā)起車體的蛇行運(yùn)動(dòng)。這一分析與參考文獻(xiàn)[3]中的論述相類似。

圖18 車體搖頭時(shí)受力分析圖

4 結(jié) 論

采用實(shí)車試驗(yàn)和仿真分析相結(jié)合手段對(duì)動(dòng)力車直線運(yùn)行工況晃車問題開展了研究工作。通過試驗(yàn)數(shù)據(jù)綜合分析明確了晃車問題主要與輪軌等效錐度、抗蛇行減振器安裝角度有直接關(guān)聯(lián)性。采用動(dòng)力學(xué)仿真計(jì)算準(zhǔn)確復(fù)現(xiàn)了動(dòng)力車在歷次試驗(yàn)中出現(xiàn)的晃車現(xiàn)象，對(duì)其產(chǎn)生原因和作用機(jī)理進(jìn)行了研究。主要得出以下幾點(diǎn)結(jié)論：

(1)動(dòng)力車歷次試驗(yàn)中晃車現(xiàn)象的復(fù)現(xiàn)充分說明了文中所建立動(dòng)力學(xué)分析模型的正確性，證明能夠采用該模型開展后續(xù)機(jī)理分析工作。

(2)動(dòng)力車模態(tài)分析發(fā)現(xiàn)，引起車體晃車的主要是車體二階蛇行模態(tài)，其主要作用機(jī)理為抗蛇行減振器安裝角度設(shè)置不當(dāng)，引起了動(dòng)力車在低輪軌等效錐度下的車體二階蛇行模態(tài)失穩(wěn)。

(3)隨著車輪踏面磨耗的發(fā)展，輪軌等效錐度逐漸增大，該動(dòng)力車直線運(yùn)行晃車現(xiàn)象反而會(huì)趨于改善。并且與普速線路(60軌)相比，動(dòng)力車直線運(yùn)行晃車現(xiàn)象在客專線路(60N軌)上更為明顯。

雖然通過系統(tǒng)模態(tài)分析方法闡明了動(dòng)力車直線工況晃車問題的產(chǎn)生原因和作用機(jī)理，但是尚未經(jīng)過實(shí)際現(xiàn)場(chǎng)試驗(yàn)來檢驗(yàn)，后續(xù)還需要開展相關(guān)試驗(yàn)驗(yàn)證工作。