陸海英 舒 友 李 穩(wěn) 薛文根 王建斌

(1.中車長春軌道客車股份有限公司國家軌道客車工程研究中心，130062，長春；2.西南交通大學(xué)牽引動力國家重點實驗室，610031，成都//第一作者，正高級工程師)

0 引言

中車長春軌道客車股份有限公司于2015年至2017年間，首次研制成功用于出口項目的時速160 km低地板鉸接動車組。整列動車組由四車體五轉(zhuǎn)向架組成,全列車包括2臺端部動力轉(zhuǎn)向架、2臺中間鉸接動力轉(zhuǎn)向架和1臺中間鉸接非動力轉(zhuǎn)向架。為研究此類動車組列車獨有的動力學(xué)特性，針對既有動車組發(fā)生的列車嚴(yán)重晃動和限速運營問題進(jìn)行了線路動力學(xué)試驗研究，以找出問題發(fā)生的根本原因，確保在新車研制中避免同樣問題的發(fā)生。

鐵道車輛的低頻振動問題普遍存在，直接影響旅客乘坐舒適性。鉸接車輛與傳統(tǒng)車輛存在顯著差異，相鄰車體間鉸接轉(zhuǎn)向架的運動行為和振動狀態(tài)直接影響相鄰車廂的平穩(wěn)性[1-3]?，F(xiàn)有研究已經(jīng)從理論、仿真和試驗的角度進(jìn)行了多方面分析，涵蓋了輪軌關(guān)系、轉(zhuǎn)向架蛇行運動、轉(zhuǎn)向架有源激勵、車上設(shè)備的有源振動、地板以及座椅的低頻模態(tài)耦合振動等，這些都會引起車體的低頻振動，進(jìn)而導(dǎo)致車輛平穩(wěn)性超標(biāo)。

國內(nèi)時速為300 km 的高速動車組也曾發(fā)生類似問題，動車組輪對與鋼軌匹配關(guān)系異常，踏面等效錐度達(dá)到0.65，導(dǎo)致轉(zhuǎn)向架蛇行運動頻率達(dá)到9～10 Hz，與動車組車體一階菱形模態(tài)頻率接近，從而導(dǎo)致車體產(chǎn)生異常振動[4]。

轉(zhuǎn)向架牽引傳動系統(tǒng)的異常振動也會傳遞至車體，進(jìn)而引起平穩(wěn)性超標(biāo)問題。例如，牽引電機(jī)和齒輪箱之間的聯(lián)軸器，由于動態(tài)不對中效應(yīng)過大將導(dǎo)致電機(jī)二倍轉(zhuǎn)頻振動異常增大，進(jìn)而傳遞給車體引起地板的局部振動[5]。

文獻(xiàn)[6]針對某型號高速動車組指出，車下旋轉(zhuǎn)設(shè)備的不均衡振動是造成其上方車體地板局部異常振動的主要原因。文獻(xiàn)[7]研究了某高速動車組列車異常顫動的實際問題，指出座椅和車體及其他設(shè)備存在低頻振動耦合，當(dāng)線路出現(xiàn)對應(yīng)激擾源頻率且能量達(dá)到一定程度時，會引發(fā)車體和座椅的異常顫振。文獻(xiàn)[8-9]研究了高速動車組因輪軌匹配不良產(chǎn)生高等效錐度，進(jìn)而引起轉(zhuǎn)向架高頻蛇行運動，最終導(dǎo)致車輛平穩(wěn)性降低的問題。但關(guān)于鉸接車輛的平穩(wěn)性超標(biāo)問題研究不多。

針對鉸接車輛的平穩(wěn)性指標(biāo)超標(biāo)問題，通過線路測試的方法開展激擾源研究。除傳統(tǒng)的輪軌匹配和懸掛系統(tǒng)振動傳遞分析之外，還進(jìn)行了車體運動姿態(tài)分析，并首次引入了視頻監(jiān)測方法。這些新型測試手段和方法能夠有效分析鐵道車輛的異常振動問題。

1 低地板鉸接動車組平穩(wěn)性超標(biāo)問題

假定車輛在直線路段上運行，且最高運行速度為80～160 km/h。計算車體的平穩(wěn)性，結(jié)果如圖1所示。根據(jù)GB 5599—1985中的相關(guān)規(guī)定，車體平穩(wěn)性指標(biāo)超過3.0即為不合格，不超過2.5為優(yōu)秀。圖1中，標(biāo)準(zhǔn)限值均為2.5；車體的橫向平穩(wěn)性指標(biāo)最大達(dá)到3.3，垂向平穩(wěn)性指標(biāo)在2.5以內(nèi)，即橫向平穩(wěn)性顯著超標(biāo)；車體橫向頻譜主頻為 1 Hz，以單一諧波振動，即車體始終為橫向晃動狀態(tài)。因此，業(yè)主從歐洲進(jìn)口的既有舊型時速為160 km的動車組，由于車體嚴(yán)重晃動問題只能限速120 km/h運營。

圖1 車體平穩(wěn)性測試結(jié)果

2 線路測試方法

圖2為被測試列車示意圖。為研究該鉸接車輛的平穩(wěn)性超標(biāo)問題，進(jìn)行輪軌匹配測試。測試內(nèi)容包括車輪踏面磨耗普查和線路軌面測試、車輛振動傳遞測試、車體線路模態(tài)測試和輪對姿態(tài)視頻采集等。

圖2 被測試轉(zhuǎn)向架在列車中的位置

2.1 振動傳遞測試

為分析導(dǎo)致車體平穩(wěn)性超標(biāo)的振動源，開展懸掛系統(tǒng)振動傳遞關(guān)系測試。分別測試輪對、構(gòu)架以及車體的振動加速度信號。在構(gòu)架端部和中部，車體地板前、中、后端均布置測點。通過對振動幅值、振動主頻差異對比分析，可以判斷車體異常振動的特征以及振動激擾源和傳遞路徑。 測試轉(zhuǎn)向架上的傳感器布置如圖3所示。

圖3 測試轉(zhuǎn)向架上的傳感器布置

2.2 輪軌型面測試

選取多個路段測量鋼軌型面，采用Railmonitor非接觸鋼軌激光測量儀進(jìn)行鋼軌廓形測試。利用MiniProf系列測量儀測量車輪踏面廓形，得到實測軌和實測車輪的廓形后，進(jìn)行輪軌匹配研究。

2.3 車體運動模態(tài)測試

在拖車客室前、中、后3個斷面布置加速度傳感器，且在每個斷面的左上角、左下角、右上角和右下角分別粘貼加速度傳感器，共計12個測點，測試車體在平穩(wěn)性超標(biāo)路段的振動加速度，然后利用LMS Test.Lab系統(tǒng)進(jìn)行車體模態(tài)識別。

2.4 輪對運動姿態(tài)視頻監(jiān)測

為了解平穩(wěn)性超標(biāo)時刻車體的輪對姿態(tài)，采用最直接、最客觀的方法，利用高清攝像頭進(jìn)行構(gòu)架、輪對運行姿態(tài)的全程錄像。測試結(jié)束后，分析視頻資料，識別輪對蛇行頻率。

3 線路測試數(shù)據(jù)分析

3.1 振動傳遞分析

截取軸箱、構(gòu)架端部、空簧座和車體的10 s振動加速度數(shù)據(jù)，如圖4所示。從時域來看，軸箱振動加速度約為30g，傳遞到構(gòu)架的振動加速度約為3g，傳遞到車體的振動加速度約為0.2g，基本符合100…10…1的關(guān)系。

圖4 車輛振動時域分析圖

圖5為車輛FFT(快速傅里葉變換)頻域分析圖。通過FFT分析發(fā)現(xiàn)，車體橫向存在1 Hz低頻振動，加速度幅值約為0.05g；構(gòu)架橫向也存在同等頻率的低頻振動，加速度幅值約為0.03g；軸箱橫向10 Hz內(nèi)頻率成分豐富，且能量較大，主頻被掩蓋；軸箱-構(gòu)架-車體垂向10 Hz內(nèi)無明顯主頻成分；車體1 Hz低頻橫向振動可能是從輪對經(jīng)構(gòu)架傳遞到車體的，且很可能是輪對的蛇行頻率。

圖5 車輛FFT頻域分析圖

3.2 輪軌匹配關(guān)系分析

依照EN 13715—2006《鐵路應(yīng)用-輪對和轉(zhuǎn)向架-車輪-車輪踏面》中的坐標(biāo)點平移法制定薄輪緣鏇修方案，車輪鏇修后出現(xiàn)車輛平穩(wěn)性超標(biāo)現(xiàn)象。對車輪踏面進(jìn)行磨耗普查，并將鏇修理論廓形與實測軌廓進(jìn)行輪軌匹配分析，以便進(jìn)行相互驗證。

3.2.1 理論匹配分析

依據(jù)EN 13715—2006《鐵路應(yīng)用-輪對和轉(zhuǎn)向架-車輪-車輪踏面》中的坐標(biāo)點平移法得到不同輪緣厚度下的踏面幾何廓形。對比輪緣厚度分別為32.5 mm、30.5 mm及28.5 mm時的踏面幾何形狀發(fā)現(xiàn)，輪緣厚度減薄后，常接觸區(qū)趨平，可能導(dǎo)致匹配錐度偏低。不同輪緣厚度踏面對比見圖6。

圖6 不同輪緣厚度時踏面外形及等效錐度對比圖

實測軌廓和不同輪緣厚度的輪對并進(jìn)行輪軌匹配分析。輪緣厚度分別為28.5 mm、30.5 mm和32.5 mm時的輪軌接觸幾何關(guān)系如圖7所示。

圖7 不同輪緣厚度時的輪軌匹配分析圖

輪緣厚度為28.5 mm時的輪徑差曲線及等效錐度曲線如圖8所示。由圖8可知，3 mm車輪諧波橫向位移對應(yīng)的等效錐度為0.04。

圖8 輪緣厚度為28.5 mm時的輪徑差和等效錐度

輪緣厚度為30.5 mm時的輪徑差曲線及等效錐度曲線如圖9所示。由圖9可知，3 mm車輪諧波橫向位移對應(yīng)的等效錐度為0.045。

圖9 輪緣厚度為30.5 mm時的輪徑差和等效錐度

輪緣厚度為32.5 mm的輪徑差曲線及等效錐度曲線如圖10所示。由圖10可知，3 mm車輪諧波橫向位移對應(yīng)的等效錐度為0.17。

圖10 輪緣厚度為32.5 mm時的輪徑差和等效錐度

對比3種輪緣厚度下的輪徑差曲線(見圖11)可知，相較于輪緣厚度為32.5 mm的踏面幾何，輪緣厚度為30.5 mm與28.5 mm的踏面幾何分別將相關(guān)坐標(biāo)點平移2 mm與4 mm以補償踏面減薄厚度。這樣就造成了車輪常接觸區(qū)過于平坦，車輪橫移產(chǎn)生較小的輪徑差，導(dǎo)致實際匹配等效錐度過小，輪對產(chǎn)生低頻大幅蛇行，嚴(yán)重時可能碰到輪緣而發(fā)生兩點接觸。

圖11 不同輪緣厚度時的輪徑差曲線

3.2.2 實測匹配關(guān)系

對車輪踏面進(jìn)行磨耗普查，并與實測軌廓進(jìn)行輪軌匹配分析，如圖12所示。由圖12可知，絕大部分車輪輪緣厚度均在30 mm以下，常接觸區(qū)過于平坦。這是由于業(yè)主誤用EN 13715—2006定義的薄輪緣幾何形狀，導(dǎo)致大部分車輪等效錐度過低，由此產(chǎn)生1 Hz主頻的車體大幅晃動。

圖12 車輪踏面輪徑差普查數(shù)據(jù)匯總

對晃動較為嚴(yán)重的兩組車輪進(jìn)行等效錐度計算，如圖13～14所示。由圖13～14可知，等效錐度均值分別為0.05和0.03。

圖13 車組1車輪等效錐度

圖14 車組2車輪等效錐度

3.3 車體運動模態(tài)分析

在車體前、中、后3個斷面各布置4個加速度計，測試其橫向和垂向加速度，并利用LMS Test.Lab軟件中的PolyMAX分析方法對車體模態(tài)進(jìn)行識別。讀入平穩(wěn)性超標(biāo)路段各測點的加速度數(shù)據(jù)，選擇加速度值較小的測點作為基準(zhǔn)點，做互功率譜，之后選擇譜中的極值點作為模態(tài)頻率。車體各測點布置及振型如圖15所示。圖15中，車體主要存在1 Hz的特征頻率，該頻率對應(yīng)的車體振型為“側(cè)滾+橫移”。

圖15 車體各測點布置及振型圖

3.4 車體失穩(wěn)狀態(tài)視頻監(jiān)測

在構(gòu)架端部安裝高清攝像頭，拍攝輪對相對于構(gòu)架的蛇行運動姿態(tài)，如圖16所示。

圖16 輪對相對于構(gòu)架的蛇行運動姿態(tài)截圖

此外，調(diào)整攝像頭拍攝角度，從車體拍攝轉(zhuǎn)向架，從2車端部拍攝1車端部，均可以看到1 Hz低頻振動。

4 結(jié)論

1) 車體1 Hz低頻振動導(dǎo)致車體平穩(wěn)性指標(biāo)超標(biāo)，該頻率激擾來源于輪對。

2) 輪對錯誤鏇修導(dǎo)致常接觸區(qū)過于平坦，左右車輪輪徑差過小，實際匹配等效錐度過低，引起輪對1 Hz低頻蛇行運動。

3) 車體在平穩(wěn)性超標(biāo)路段表現(xiàn)為“側(cè)滾+橫移”模態(tài)振動。

4) 視頻測試作為一種有效測試手段，驗證了輪對1 Hz低頻蛇行運動，客觀且最為直接地揭示了事物的本質(zhì)特征。

5) 按照實際薄輪緣方案鏇修，將薄輪緣位置做適當(dāng)過渡，常接觸區(qū)基本保持不變，以此來保證±3 mm附近的輪徑差，確保錐度合理，這是最為根本的解決方法。

6) 適當(dāng)降低抗蛇行減振器剛度，提高其阻尼，利用車體抑制轉(zhuǎn)向架1 Hz低頻振動，可適當(dāng)緩解車體1 Hz低頻晃動。