崔利通，李國(guó)棟,，宋春元,，王安國(guó)，李曉峰，羅 仁

(1.中車(chē)長(zhǎng)春軌道客車(chē)股份有限公司 國(guó)家軌道客車(chē)工程研究中心轉(zhuǎn)向架研發(fā)部，吉林 長(zhǎng)春 130062；2.西南交通大學(xué) 牽引動(dòng)力國(guó)家重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室，四川 成都 610031)

異常振動(dòng)是高速動(dòng)車(chē)組比較常見(jiàn)的動(dòng)力學(xué)問(wèn)題，也是影響車(chē)輛運(yùn)行安全性和平穩(wěn)性的關(guān)鍵問(wèn)題[1-2]。對(duì)某型動(dòng)車(chē)組自投入運(yùn)營(yíng)以來(lái)出現(xiàn)過(guò)的動(dòng)力學(xué)故障問(wèn)題進(jìn)行匯總，如圖1所示。其中影響車(chē)輛運(yùn)行平穩(wěn)性的異常振動(dòng)問(wèn)題包括車(chē)輛晃動(dòng)和車(chē)體抖動(dòng)問(wèn)題，影響車(chē)輛運(yùn)行安全性的問(wèn)題包括車(chē)輛抖動(dòng)、車(chē)輛局部振動(dòng)以及車(chē)輪多邊形問(wèn)題。文獻(xiàn)[3] 針對(duì)車(chē)體低頻橫向晃動(dòng)的影響因素進(jìn)行研究，提出避免車(chē)輛晃動(dòng)的方法。針對(duì)構(gòu)架橫向加速度報(bào)警問(wèn)題，文獻(xiàn)[1，4-5]分別從車(chē)輛和鋼軌角度進(jìn)行研究，通過(guò)優(yōu)化車(chē)輛參數(shù)和鋼軌打磨解決報(bào)警問(wèn)題。針對(duì)車(chē)輪多邊形問(wèn)題，文獻(xiàn)[6-8]研究多邊形的形成機(jī)理、對(duì)車(chē)輛的影響以及控制措施。

圖1 動(dòng)車(chē)組動(dòng)力學(xué)故障問(wèn)題匯總

本文針對(duì)某型動(dòng)車(chē)組出現(xiàn)的異常抖動(dòng)問(wèn)題進(jìn)行研究，分析抖動(dòng)問(wèn)題的根本原因，并通過(guò)懸掛參數(shù)優(yōu)化提升動(dòng)車(chē)組動(dòng)力學(xué)性能，以保證車(chē)輛運(yùn)行安全性和平穩(wěn)性。

1 異常振動(dòng)現(xiàn)象

某型動(dòng)車(chē)組在線路上運(yùn)行時(shí)車(chē)體出現(xiàn)明顯的抖動(dòng)現(xiàn)象，車(chē)輛橫向平穩(wěn)性指標(biāo)[9-10]超過(guò)2.5，如圖2所示。此時(shí)構(gòu)架橫向振動(dòng)加速度[9-10]經(jīng)0.5～10 Hz濾波，幅值接近0.6g(g為重力加速度，1g=10 m/s2)，已達(dá)到預(yù)報(bào)警限值，如圖3所示。對(duì)應(yīng)平穩(wěn)性指標(biāo)偏大位置，在0.5～10 Hz范圍內(nèi)枕梁和構(gòu)架橫向振動(dòng)主頻均為7.2 Hz單一頻率，二者振動(dòng)趨勢(shì)相同，如圖4所示。

圖2 某動(dòng)車(chē)組橫向平穩(wěn)性指標(biāo)

圖3 某動(dòng)車(chē)組構(gòu)架橫向振動(dòng)加速度(Y-0.5～10 Hz濾波)

圖4 抖動(dòng)時(shí)刻構(gòu)架、枕梁橫向振動(dòng)頻譜

2 原因分析

2.1 普查測(cè)試

通過(guò)對(duì)在線運(yùn)營(yíng)的某型動(dòng)車(chē)組運(yùn)行平穩(wěn)性進(jìn)行普查測(cè)試，發(fā)現(xiàn)出現(xiàn)異常振動(dòng)問(wèn)題的車(chē)組車(chē)輪鏇修后走行里程主要集中在20萬(wàn)km以上，振動(dòng)現(xiàn)象發(fā)生在某些線路的個(gè)別區(qū)段，見(jiàn)表1。

表1 2015—2016年車(chē)體抖動(dòng)車(chē)組統(tǒng)計(jì)

對(duì)異常振動(dòng)車(chē)組車(chē)輪踏面外形進(jìn)行測(cè)試，與實(shí)測(cè)抖動(dòng)線路鋼軌廓形匹配計(jì)算實(shí)際UIC 519等效錐度λ[11]。在輪對(duì)橫移量3 mm處等效錐度最大值達(dá)到0.48，均值達(dá)到0.38，且在輪對(duì)橫移0～3 mm范圍內(nèi)等效錐度出現(xiàn)明顯負(fù)斜率增長(zhǎng)，如圖5所示。

圖5 抖動(dòng)車(chē)組與實(shí)測(cè)抖動(dòng)線路鋼軌匹配

與實(shí)測(cè)未抖動(dòng)線路鋼軌廓形匹配，在輪對(duì)橫移量3 mm處等效錐度最大值為0.305，均值為0.19，在輪對(duì)橫移0～3 mm范圍內(nèi)呈正斜率增長(zhǎng)，如圖6所示。

圖6 抖動(dòng)車(chē)組與實(shí)測(cè)未抖動(dòng)線路鋼軌匹配

文獻(xiàn)[12-13]對(duì)非線性輪軌接觸幾何特征參數(shù)開(kāi)展專(zhuān)項(xiàng)研究，提出評(píng)價(jià)等效錐度變化的非線性參數(shù)NP。NP代表輪對(duì)橫移量為2～4 mm之間等效錐度變化率，即

(1)

考慮輪軌間隙的影響，對(duì)NP進(jìn)行修正，即

(2)

當(dāng)(TG-FG)≥7 mm時(shí)，yλ=3 mm

當(dāng)5 mm≤(TG-FG)<7 mm時(shí)，

(3)

當(dāng)(TG-FG)<5 mm時(shí)，yλ=2 mm

式中：TG為軌距；FG為輪背間距。

λ和NP值的大小影響車(chē)輛穩(wěn)定極限環(huán)的分叉形式和車(chē)輛臨界速度，如圖7所示。隨著λ值的增大和NP值的減小，車(chē)輛臨界速度逐漸降低。

圖7 λ和NP值對(duì)車(chē)輛分叉形式和臨界速度的影響

根據(jù)式(2)、式(3)計(jì)算得到某動(dòng)車(chē)組在抖動(dòng)線路上的NP值為-0.08，未抖動(dòng)線路NP值為0.016，如圖8所示。當(dāng)車(chē)輛在抖動(dòng)線路上運(yùn)行時(shí)，輪軌接觸關(guān)系惡劣，車(chē)輛穩(wěn)定臨界速度降低。

圖8 抖動(dòng)線路與未抖動(dòng)線路NP值對(duì)比

2.2 故障再現(xiàn)

根據(jù)動(dòng)車(chē)組的結(jié)構(gòu)參數(shù)和懸掛參數(shù)建立多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)仿真模型，并將實(shí)測(cè)車(chē)輪踏面外形和實(shí)測(cè)抖動(dòng)線路鋼軌廓形代入模型中進(jìn)行相關(guān)計(jì)算，仿真模型如圖9所示。

圖9 動(dòng)力學(xué)仿真模型

當(dāng)車(chē)輛以標(biāo)準(zhǔn)運(yùn)營(yíng)速度運(yùn)行時(shí)，構(gòu)架端部發(fā)生明顯的諧波振動(dòng)，加速度幅值達(dá)到0.6g，振動(dòng)主頻集中在5.5～7.5 Hz，如圖10所示。車(chē)體同步發(fā)生明顯的諧波振動(dòng)，加速度幅值達(dá)到0.075g，振動(dòng)主頻集中在5.5～7.5 Hz，如圖11所示。橫向平穩(wěn)性指標(biāo)在車(chē)速為200 km/h時(shí)達(dá)到2.75，在250 km/h時(shí)達(dá)到3.0，如圖12所示。仿真再現(xiàn)了該動(dòng)車(chē)組在線運(yùn)行時(shí)的異常振動(dòng)現(xiàn)象。

圖10 構(gòu)架橫向振動(dòng)仿真分析結(jié)果(0.5～10 Hz濾波)

圖11 車(chē)體橫向振動(dòng)仿真分析結(jié)果(0.5～10 Hz濾波)

圖12 橫向平穩(wěn)性指標(biāo)

2.3 原因分析

通過(guò)大量車(chē)組平穩(wěn)性和踏面外形普查測(cè)試以及仿真分析可知，該型動(dòng)車(chē)組在線運(yùn)行出現(xiàn)車(chē)體抖動(dòng)的根本原因來(lái)源于輪軌接觸不良。當(dāng)輪軌匹配等效錐度(輪對(duì)橫移3 mm)達(dá)到0.4，且呈負(fù)斜率增長(zhǎng)時(shí)，轉(zhuǎn)向架蛇行運(yùn)動(dòng)將產(chǎn)生較大輪軌橫向力[13]，二系懸掛未能有效衰減這部分能量，致使振動(dòng)傳遞至車(chē)體，引起車(chē)體產(chǎn)生同頻率抖動(dòng)現(xiàn)象。該問(wèn)題的表象為車(chē)體抖動(dòng)，但其根本問(wèn)題是車(chē)輛穩(wěn)定性問(wèn)題。

3 參數(shù)優(yōu)化

3.1 提高車(chē)輛運(yùn)行穩(wěn)定性的方法

國(guó)內(nèi)外學(xué)者對(duì)軌道車(chē)輛橫向運(yùn)行穩(wěn)定性的影響因素進(jìn)行了大量理論研究和試驗(yàn)研究，結(jié)果表明提高車(chē)輛蛇行運(yùn)動(dòng)穩(wěn)定性的方法主要有以下幾點(diǎn)[1-2,14-15]：

(1)合理選擇抗蛇行減振器參數(shù)。

(2)合理選擇軸箱定位剛度。

(3)合理選擇二系橫向減振器參數(shù)。

(4)合理選擇車(chē)輪踏面等效錐度。

車(chē)輪踏面等效錐度隨車(chē)輪磨耗逐漸增大，且與線路狀態(tài)相關(guān)，為非完全受控因素，因此為提高某型動(dòng)車(chē)組在車(chē)輪磨耗后期輪軌匹配關(guān)系惡化時(shí)的車(chē)輛穩(wěn)定性，仿真分析主要針對(duì)(1)～(3)進(jìn)行參數(shù)優(yōu)化。

3.2 車(chē)輛運(yùn)行穩(wěn)定性線性?xún)?yōu)化分析

對(duì)車(chē)輛非線性系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)仿真模型進(jìn)行線性化處理，通過(guò)懸掛模態(tài)計(jì)算，分析車(chē)輛主要懸掛參數(shù)對(duì)車(chē)輛系統(tǒng)最小阻尼比的影響。

(1)抗蛇行減振器參數(shù)優(yōu)化

根據(jù)仿真計(jì)算結(jié)果，增大抗蛇行減振器阻尼和剛度可以提高大等效錐度下的橫向穩(wěn)定性，如圖13所示。

圖13 抗蛇行減振器阻尼和剛度優(yōu)化

(2)軸箱定位剛度參數(shù)優(yōu)化

根據(jù)仿真計(jì)算結(jié)果，增大軸箱縱向和橫向定位剛度，有利于大等效錐度工況下的橫向穩(wěn)定性，如圖14、圖15所示。

圖14 軸箱縱向定位剛度優(yōu)化

圖15 軸箱橫向定位剛度優(yōu)化

(3)二系橫向減振器參數(shù)優(yōu)化

根據(jù)仿真計(jì)算結(jié)果，較大的二系橫向減振器剛度和阻尼能夠滿(mǎn)足橫向運(yùn)動(dòng)穩(wěn)定性要求，如圖16所示。

圖16 二系橫向減振器阻尼和剛度優(yōu)化

根據(jù)以上懸掛參數(shù)優(yōu)化結(jié)果，同時(shí)考慮新輪狀態(tài)下車(chē)輛低錐度晃車(chē)問(wèn)題[3]，結(jié)合車(chē)輛現(xiàn)有懸掛參數(shù)，重點(diǎn)對(duì)抗蛇行減振器進(jìn)行深度優(yōu)化，如圖17～圖19所示。綜合考慮抗蛇行減振器剛度和阻尼對(duì)新輪和磨耗輪狀態(tài)下車(chē)輛臨界速度、構(gòu)架橫向振動(dòng)加速度以及橫向平穩(wěn)性的影響，確定抗蛇行減振器新參數(shù)。

圖17 抗蛇行減振器參數(shù)對(duì)臨界速度的影響

圖18 抗蛇行減振器參數(shù)對(duì)構(gòu)架橫向加速度的影響

圖19 抗蛇行減振器參數(shù)對(duì)橫向平穩(wěn)性的影響

3.3 抗蛇行減振器動(dòng)態(tài)參數(shù)

抗蛇行減振器性能參數(shù)分為靜態(tài)和動(dòng)態(tài)參數(shù)，均可通過(guò)臺(tái)架試驗(yàn)獲得實(shí)際數(shù)據(jù)。

當(dāng)減振器活塞桿以不同速度V按照固定幅值S進(jìn)行往復(fù)拉伸和壓縮，可得到減振器力-位移曲線，該曲線也稱(chēng)為示功圖，通過(guò)示功圖可以得到減振器力-速度曲線。一般在S=12.5 mm或S=25 mm條件下得到的力-速度曲線稱(chēng)為減振器靜態(tài)參數(shù)，如圖20所示。

圖20 抗蛇行減振器靜態(tài)參數(shù)示意圖

動(dòng)車(chē)組在線運(yùn)行時(shí)，除小曲線及道岔區(qū)段，抗蛇行減振器實(shí)際工作位移在±5 mm以?xún)?nèi)，且隨著車(chē)輪磨耗的增加工作頻率逐漸增大，與轉(zhuǎn)向架蛇行頻率保持一致。因靜態(tài)參數(shù)是指大位移下的減振器性能特征，測(cè)試頻率偏低，遲滯效應(yīng)不明顯，不能代表減振器實(shí)際工作狀態(tài)，因此需要得到減振器在小幅運(yùn)動(dòng)時(shí)不同頻率下的力-位移曲線，進(jìn)而得到剛度-頻率曲線和阻尼-頻率曲線，稱(chēng)為減振器動(dòng)態(tài)參數(shù)，動(dòng)態(tài)參數(shù)更能反映減振器的實(shí)際性能。目前抗蛇行減振器動(dòng)態(tài)理論模型普遍采用Maxwell模型，臺(tái)架測(cè)試方法采用掃頻法，計(jì)算方法采用BS EN 13802[16]標(biāo)準(zhǔn)中規(guī)定的方法，即

(4)

式中:kd為動(dòng)態(tài)剛度，kN/m；d0為減振器位移幅值，m；F0為減振器阻力幅值，kN; φ為阻尼力-位移的相位角。

(5)

式中:cd為動(dòng)態(tài)阻尼，kN·s/m；f為激勵(lì)頻率，Hz。

利用掃頻的方法對(duì)優(yōu)化前后的抗蛇行減振器進(jìn)行臺(tái)架試驗(yàn)，相比于原參數(shù)減振器，新參數(shù)減振器高頻下的動(dòng)態(tài)剛度和動(dòng)態(tài)阻尼均得到明顯提升。如圖21所示。

圖21 優(yōu)化前后抗蛇行減振器動(dòng)態(tài)特性參數(shù)對(duì)比(1 mm幅值)

3.4 車(chē)輛動(dòng)力學(xué)性能預(yù)測(cè)

將新參數(shù)抗蛇行減振器實(shí)測(cè)動(dòng)態(tài)特性作為輸入條件進(jìn)行多體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)仿真，預(yù)測(cè)動(dòng)車(chē)組動(dòng)力學(xué)性能，并與原參數(shù)車(chē)組進(jìn)行對(duì)比，如圖22～圖26所示。在車(chē)輪磨耗后期輪軌匹配關(guān)系惡化時(shí)，采用新參數(shù)抗蛇行減振器的動(dòng)車(chē)組在250 km/h運(yùn)行條件下安全性和平穩(wěn)性均得到明顯提升，等效錐度上限值可由0.38提高至0.5；臨界速度由280 km/h提高至368 km/h；構(gòu)架端部橫向振動(dòng)加速度幅值明顯減小，諧波頻次也顯著降低。

圖22 原車(chē)狀態(tài)等效維度上限預(yù)測(cè)

圖23 裝用新參數(shù)抗蛇行減振器等效錐度上限預(yù)測(cè)

圖24 磨耗輪狀態(tài)車(chē)輛臨界速度預(yù)測(cè)

圖25 磨耗輪狀態(tài)構(gòu)架橫向加速度預(yù)測(cè)

圖26 裝用新參數(shù)抗蛇行減振器平穩(wěn)性指標(biāo)預(yù)測(cè)

4 線路試驗(yàn)驗(yàn)證

將試制新抗蛇行減振器產(chǎn)品在某型動(dòng)車(chē)組上試裝并與原參數(shù)車(chē)組進(jìn)行線路跟蹤對(duì)比試驗(yàn)。

4.1 車(chē)輪踏面磨耗對(duì)比

對(duì)比裝用不同抗蛇行減振器且長(zhǎng)期運(yùn)行在相同線路的動(dòng)車(chē)組磨耗后期的車(chē)輪踏面外形，裝用新參數(shù)減振器車(chē)組與原參數(shù)車(chē)組相比無(wú)明顯差異，如圖27所示。鏇修周期內(nèi)等效錐度(與標(biāo)準(zhǔn)CN60鋼軌匹配)、滾動(dòng)圓磨耗量、踏面凹陷量增長(zhǎng)趨勢(shì)以及最大磨耗位置分布基本相同，如圖28所示。說(shuō)明新參數(shù)抗蛇行減振器并未顯著影響車(chē)輪磨耗。

圖27 磨耗后期車(chē)輪踏面外形對(duì)比

圖28 車(chē)輪踏面磨耗趨勢(shì)對(duì)比

4.2 車(chē)輛運(yùn)行穩(wěn)定性對(duì)比

在車(chē)輪磨耗后期，相同運(yùn)行線路條件下原參數(shù)車(chē)組構(gòu)架端部橫向振動(dòng)加速度出現(xiàn)明顯的連續(xù)性諧波，幅值達(dá)到0.6g；裝用新參數(shù)抗蛇行減振器車(chē)組為非連續(xù)性諧波，幅值為0.4g。裝用新參數(shù)減振器車(chē)組構(gòu)架橫向振動(dòng)能量遠(yuǎn)小于原參數(shù)車(chē)組，車(chē)輛運(yùn)行穩(wěn)定性得到顯著提高，如圖29、圖30所示。

圖29 構(gòu)架橫向振動(dòng)加速度對(duì)比

圖30 構(gòu)架橫向振動(dòng)加速度時(shí)頻對(duì)比

4.3 車(chē)輛運(yùn)行平穩(wěn)性對(duì)比

在車(chē)輪磨耗后期，相同運(yùn)行線路條件下原參數(shù)車(chē)組橫向平穩(wěn)性指標(biāo)已超過(guò)2.5；裝用新參數(shù)抗蛇行減振器車(chē)組小于2.5，車(chē)輛運(yùn)行平穩(wěn)性得到顯著提高，如圖31所示。

圖31 平穩(wěn)性指標(biāo)對(duì)比

4.4 新參數(shù)抗蛇行減振器動(dòng)態(tài)力

對(duì)新參數(shù)抗蛇行減振器進(jìn)行標(biāo)定，在活塞桿布置應(yīng)變片，測(cè)試車(chē)輛在不同狀態(tài)下減振器作用力的響應(yīng)情況，如圖32所示。在車(chē)輪磨耗后期，當(dāng)構(gòu)架橫向出現(xiàn)0.4g諧波振動(dòng)時(shí)，減振器作用力也出現(xiàn)同頻率諧波振動(dòng)，幅值在10 kN左右，如圖33、圖34所示。在該頻率下實(shí)測(cè)減振器的F-S曲線如圖35所示，圍成的面積即為減振器在一個(gè)周期內(nèi)的阻力功，利用積分法[17]可得阻力功約為5 J。

圖32 新參數(shù)減振器標(biāo)定

圖33 構(gòu)架橫向振動(dòng)加速度諧波(0.5～10 Hz濾波)

圖34 諧波時(shí)刻新參數(shù)減振器動(dòng)態(tài)力響應(yīng)頻率

圖35 諧波時(shí)刻新參數(shù)減振器實(shí)測(cè)F-S曲線

5 結(jié)論

(1)某型動(dòng)車(chē)組在線運(yùn)行時(shí)部分區(qū)段出現(xiàn)車(chē)體異常振動(dòng)現(xiàn)象，其根本原因?yàn)檐?chē)輪在磨耗后期對(duì)線路比較敏感，當(dāng)線路條件相對(duì)較差時(shí)輪軌匹配接觸不良，轉(zhuǎn)向架蛇行運(yùn)動(dòng)產(chǎn)生較大輪軌橫向力，二系懸掛未能有效衰減這部分能量，致使振動(dòng)傳遞至車(chē)體，引起車(chē)體產(chǎn)生同頻率抖動(dòng)現(xiàn)象。

(2)仿真表明，提高軸箱定位剛度、增大抗蛇行減振器、橫向減振器的動(dòng)態(tài)剛度和動(dòng)態(tài)阻尼可提高該型動(dòng)車(chē)組在車(chē)輪磨耗后期運(yùn)行穩(wěn)定性。結(jié)合該型動(dòng)車(chē)組實(shí)際情況，通過(guò)深入優(yōu)化抗蛇行減振器能夠保證新輪和磨耗輪狀態(tài)下車(chē)輛穩(wěn)定性和平穩(wěn)性要求。

(3)線路試驗(yàn)表明，采用新參數(shù)抗蛇行減振器不會(huì)對(duì)車(chē)輪磨耗造成不利影響，且能夠在車(chē)輪磨耗后期顯著提高車(chē)輛運(yùn)行穩(wěn)定性和平穩(wěn)性，確保車(chē)輛安全運(yùn)營(yíng)，進(jìn)一步驗(yàn)證了仿真優(yōu)化的結(jié)果。