崔曉璐,徐曉天,文孝霞,呂 東,湯金偉

(1. 重慶交通大學(xué) 機(jī)電與車輛工程學(xué)院,重慶 400074; 2. 廣東鐵路有限公司惠州工務(wù)段,廣東 惠州 516023)

0 引 言

隨著各大城市地鐵網(wǎng)絡(luò)的飛速擴(kuò)張,鋼軌波磨問(wèn)題也日益突出[1]。雖然在附加鋼軌吸振器后,鋼軌波磨問(wèn)題得到了一定程度的改善[2],但鋼軌波磨的影響因素十分復(fù)雜[3],鋼軌吸振器對(duì)鋼軌波磨抑制機(jī)理還需展開(kāi)進(jìn)一步研究。

目前,針對(duì)鋼軌吸振器對(duì)鋼軌波磨的抑制機(jī)理和方法,國(guó)內(nèi)外學(xué)者開(kāi)展了一系列研究。H.P.LIU等[4]通過(guò)建立梁-彈簧-阻尼模型,并模擬了鋼軌吸振器各參數(shù)對(duì)輪對(duì)-鋼軌-吸振器系統(tǒng)振動(dòng)聲輻射和振動(dòng)響應(yīng)的影響,結(jié)果表明:鋼軌吸振器主要是做剛體運(yùn)動(dòng),其次是彎曲變形;孫曉靜等[5]建立了輪對(duì)-鋼軌-吸振器系統(tǒng)的理論模型,并深入探討了質(zhì)量、阻尼和剛度等各參數(shù)對(duì)鋼軌吸振器吸振特性影響,得出了相匹配參數(shù)組合將會(huì)出現(xiàn)較好吸振效果的結(jié)論;文永蓬等[6]基于鋼軌Pinned-Pinned振動(dòng)可能會(huì)引起鋼軌波磨理論,分析了鋼軌在安裝鋼軌吸振器后能抑制Pinned-Pinned振動(dòng)的事實(shí),從而能有效控制鋼軌波磨在指定頻率區(qū)段中鋼軌波磨發(fā)展;劉上[7]建立了輪對(duì)-鋼軌-吸振器系統(tǒng)的三維動(dòng)力學(xué)模型,分析了鋼軌吸振器在不同參數(shù)下對(duì)指定頻率區(qū)段內(nèi)減振降噪效果,并進(jìn)行了實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證和參數(shù)優(yōu)化;J.R.CETTOUR等[8]結(jié)合有限元模型和邊界元法,將鋼軌吸振器附著于鋼軌的軌腰處,分析了鋼軌吸振器的減振效果。

綜上,前期的研究主要是從動(dòng)力學(xué)角度來(lái)分析鋼軌吸振器對(duì)鋼軌波磨的抑制作用,未能結(jié)合鋼軌波磨產(chǎn)生的機(jī)理來(lái)進(jìn)行分析。因此,筆者從輪軌系統(tǒng)摩擦自激振動(dòng)誘導(dǎo)鋼軌波磨的觀點(diǎn)出發(fā),以重慶1號(hào)線雙碑—石井坡區(qū)間的小半徑曲線段鋼軌作為研究對(duì)象,建立了車輛-軌道系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型,并分析了其動(dòng)力學(xué)特性;建立了相應(yīng)區(qū)段輪對(duì)-鋼軌-吸振器系統(tǒng)的有限元模型,采用復(fù)特征值法和瞬時(shí)動(dòng)態(tài)法分析了鋼軌吸振器對(duì)輪軌系統(tǒng)摩擦自激振動(dòng)的抑制機(jī)理,并進(jìn)一步對(duì)比了軌腰吸振器和軌底吸振器抑制鋼軌波磨的效果;最后分析了這兩種吸振器參數(shù)對(duì)鋼軌波磨的影響規(guī)律。

1 鋼軌吸振器現(xiàn)場(chǎng)測(cè)試

筆者對(duì)重慶地鐵1號(hào)線雙碑—石井坡區(qū)間的鋼軌進(jìn)行了長(zhǎng)期的現(xiàn)場(chǎng)調(diào)研,發(fā)現(xiàn)小半徑曲線軌道上的鋼軌波磨問(wèn)題較為嚴(yán)重。為此,重慶軌道交通集團(tuán)對(duì)該區(qū)間的鋼軌進(jìn)行了打磨處理并附加了鋼軌吸振器,之后的7個(gè)月內(nèi)鋼軌表面波磨有了很大程度改善,如圖1。據(jù)鋼軌表面粗糙度實(shí)測(cè)數(shù)據(jù),在安裝吸振器后的鋼軌幾乎無(wú)波磨現(xiàn)象,而未安裝鋼軌吸振器的鋼軌則出現(xiàn)了明顯波磨,且鋼軌表面粗糙度級(jí)最大值為17.8 dB,存在嚴(yán)重超限情況,如圖2。

圖1 鋼軌波磨現(xiàn)象Fig. 1 Rail corrugation phenomenon

圖2 鋼軌表面粗糙度級(jí)對(duì)比Fig. 2 Comparison diagram of rail surface roughness level

該區(qū)段鋼軌為短軌枕支撐結(jié)構(gòu),圓曲線半徑為300 m,軌距為1 440 mm,鋼軌型號(hào)為60 kg/m,軌底坡為1/40,扣件為DTVI2型,扣件間距為625 mm,列車通過(guò)該區(qū)段速度約為60～80 km/h。經(jīng)測(cè)量發(fā)現(xiàn),該路段鋼軌上出現(xiàn)了波長(zhǎng)約為30～50 mm的波磨,由此可計(jì)算出誘發(fā)鋼軌波磨的振動(dòng)頻率(λ=v/f)約為330～740 Hz。結(jié)合長(zhǎng)期調(diào)研結(jié)果發(fā)現(xiàn):在安裝吸振器后,鋼軌波磨得到很大程度緩解;軌腰處的附加鋼軌吸振器對(duì)鋼軌波磨的產(chǎn)生與發(fā)展具有一定抑制作用。

2 鋼軌波磨數(shù)值仿真

2.1 車輛-軌道系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模型

為研究短軌枕支撐小半徑曲線區(qū)段的輪軌間蠕滑特性,根據(jù)重慶地鐵1號(hào)線雙碑—石井坡區(qū)間的相關(guān)參數(shù)建立了車輛-軌道系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型[9],車輛為B型地鐵,如圖3。車輛主要包括了車體、轉(zhuǎn)向架、導(dǎo)向-從動(dòng)組合輪對(duì),兩兩之間均采用彈簧阻尼單元方式連接,以此方式模擬了一系、二系懸掛裝置上3個(gè)方向的剛度和阻尼。整條軌道線路的設(shè)置共分為5段(直線段L1、L5,長(zhǎng)度為100 m;緩和曲線段L2、L4,長(zhǎng)度為65 m;圓曲線段L3,長(zhǎng)度為265 m,曲線小半徑為300 m,線路超高均為0.11 m)。車輛參數(shù)和軌道線路參數(shù)設(shè)置與實(shí)際一致。

圖3 車輛-軌道系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)模型Fig. 3 Dynamic model of vehicle-rail system

2.2 輪對(duì)-鋼軌-吸振器有限元模型

筆者考慮了軌腰式和軌底式兩種吸振器。結(jié)合現(xiàn)場(chǎng)測(cè)試和車輛-軌道系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)結(jié)果,分析了輪對(duì)與鋼軌之間的接觸情況和受力形式,輪軌系統(tǒng)接觸模型如圖4(a)。圖4(a)中:導(dǎo)向輪對(duì)左右兩邊與鋼軌的接觸角分別為δL、δR;輪對(duì)兩頭軸箱處分別受到來(lái)自垂直方向的懸掛力FSVR、FSVL和水平方向的懸掛力FSLR、FSLL的作用;垂直于輪軌接觸面的法向接觸力分別為NR、NL;輪軌間的蠕滑力分別為FR、FL;DTVI2扣件中橫、垂兩個(gè)方向剛度分別為KRL、KRV;橫、垂兩向的阻尼分別為CRL、CRV。軌腰吸振器與軌底吸振器安裝示意如圖4(b)。圖4(b)中:軌腰吸振器質(zhì)量塊安裝在鋼軌軌腰兩側(cè),軌底吸振器質(zhì)量塊安裝在鋼軌底部,這兩者間為彈性材料層;在建模中,質(zhì)量塊采用彈性體進(jìn)行模擬,彈性材料層采用彈簧-阻尼系統(tǒng)進(jìn)行模擬,故鋼軌吸振器能簡(jiǎn)化成質(zhì)量-彈簧-阻尼系統(tǒng)。

結(jié)合輪軌模型,建立了輪對(duì)-鋼軌-吸振器系統(tǒng)的有限元模型,如圖5。為降低鋼軌末端所產(chǎn)生的端面效應(yīng)對(duì)有限元分析結(jié)果產(chǎn)生影響[10],短軌枕的數(shù)量設(shè)為60;鋼軌底部與短軌枕接觸部分采取點(diǎn)對(duì)點(diǎn)彈簧-阻尼單元連接,用以替代扣件在系統(tǒng)中的減振作用;短軌枕底部采用接地彈簧單元支撐,用來(lái)模擬地基支撐作用。軌腰吸振器如圖5(a),軌腰吸振器質(zhì)量塊是由合金鋼外殼和內(nèi)部吸振材料組成,左右對(duì)稱的兩塊吸振器質(zhì)量約為11 kg[11]。軌底吸振器如圖5(b),軌底吸振器設(shè)置在兩扣件間鋼軌的底部,單個(gè)吸振器質(zhì)量與兩個(gè)軌腰吸振器質(zhì)量之和相同,質(zhì)量比(吸振器質(zhì)量與一跨長(zhǎng)鋼軌的質(zhì)量之比)約為0.3。為保證兩者可比性,需要將軌底吸振器的質(zhì)量、剛度和阻尼等影響系數(shù)設(shè)置為軌腰吸振器的2倍[12]。根據(jù)重慶地鐵1號(hào)線現(xiàn)場(chǎng)測(cè)試數(shù)據(jù)和相關(guān)數(shù)據(jù),筆者所選取的有限元模型中各部分材料參數(shù)如表1[9],連接參數(shù)如表2。

圖4 短軌枕區(qū)段的輪軌模型Fig. 4 Model of the wheel-rail system in the short sleeper section

圖5 輪對(duì)-鋼軌-吸振器系統(tǒng)有限元模型Fig. 5 Finite element model of wheelset-rail-absorber system

表1 有限元模型材料參數(shù)Table 1 Material parameters of finite element model

表2 有限元模型的連接參數(shù)Table 2 Connection parameters of finite element model

2.3 摩擦自激振動(dòng)分析

在前期研究中,學(xué)界普遍認(rèn)為波動(dòng)的摩擦功會(huì)導(dǎo)致鋼軌波磨。C.A.BROCKLEY等[13]提出了修正的磨損方程,如式(1):

W=K(H-C)

(1)

式中:W為單位時(shí)間磨損量;K為磨損常數(shù);H為摩擦功率;C為耐久性摩擦功率。

W可解釋因輪軌系統(tǒng)的摩擦自激振動(dòng)而形成的鋼軌波磨。在復(fù)特征值分析中,考慮輪軌間存在摩擦滑動(dòng)作用,故系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)方程[14]如式(2):

(2)

式中:Mf為系統(tǒng)質(zhì)量矩陣;Cf為系統(tǒng)阻尼矩陣;Kf為系統(tǒng)剛度矩陣;x為節(jié)點(diǎn)位移向量。

當(dāng)輪軌間的蠕滑力與滑動(dòng)摩擦力接近時(shí),意味著達(dá)到飽和狀態(tài)[15],將導(dǎo)致輪軌系統(tǒng)失穩(wěn)。依據(jù)特征方程,可得到通解如式(3)、式(4):

(3)

ξ=-α/(π|ω|)

(4)

式中:x(t)為輪對(duì)-鋼軌-吸振器系統(tǒng)特征向量;t為時(shí)間;λf=αf+ jωf為復(fù)特征值,當(dāng)復(fù)特征值實(shí)部出現(xiàn)正值后,則該系統(tǒng)將會(huì)出現(xiàn)一定程度的不穩(wěn)定振動(dòng);αf為特征值的實(shí)部; j為特征值的虛部單位;ωf為輪軌系統(tǒng)固有頻率;ξ為系統(tǒng)的等效阻尼比。

等效阻尼比也可用來(lái)判斷系統(tǒng)摩擦自激振動(dòng)發(fā)生的趨勢(shì)。瞬時(shí)動(dòng)態(tài)分析相對(duì)于復(fù)特征值而言,這兩者差異來(lái)自于研究角度不同。前者是從時(shí)域角度得到系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)響應(yīng),后者則是從頻域角度得到系統(tǒng)模態(tài)仿真結(jié)果。

在分析中,整個(gè)系統(tǒng)平衡方程是通過(guò)每個(gè)時(shí)間增量步的方式來(lái)建立(時(shí)刻t),如式(5)、式(6):

(5)

(6)

式中:Fp(t)為外部力向量;FI(t)為內(nèi)部力向量;Δt為時(shí)間增量。

3 結(jié)果與分析

3.1 車輛-軌道動(dòng)力學(xué)模型動(dòng)力學(xué)分析

根據(jù)地鐵車輛動(dòng)力學(xué)特性,當(dāng)?shù)罔F車輛運(yùn)行到圓曲線區(qū)間時(shí),低軌處的蠕滑合力非常靠近于摩擦力,而高軌處的蠕滑合力與摩擦力相差較遠(yuǎn)。因此可認(rèn)為地鐵在整個(gè)圓曲線區(qū)間行駛時(shí),低軌處的輪軌間蠕滑力趨于飽和,如圖6。

圖6 輪軌間蠕滑力和摩擦力的變化關(guān)系Fig. 6 The relationship between the creeping force and friction between the wheels and rails

3.2 輪對(duì)-鋼軌-吸振器系統(tǒng)的摩擦自激振動(dòng)分析

基于輪軌摩擦自激振動(dòng)理論,當(dāng)車輛通過(guò)未設(shè)置鋼軌吸振器的小半徑曲線區(qū)段時(shí),低軌處的車輪與鋼軌之間蠕滑力趨于飽和,從而會(huì)誘導(dǎo)輪軌系統(tǒng)發(fā)生摩擦自激振動(dòng)。因此筆者運(yùn)用復(fù)特征值法和瞬時(shí)動(dòng)態(tài)法別分析了輪對(duì)-鋼軌-吸振器系統(tǒng)在頻域和時(shí)域中的摩擦自激振動(dòng)特性,對(duì)比分析了輪軌系統(tǒng)附加軌腰吸振器和軌底吸振器后對(duì)鋼軌波磨的抑制效果。從頻域上可得出輪軌系統(tǒng)摩擦自激振動(dòng)頻率和等效阻尼比的分布情況,如圖7。

圖7 等效阻尼比分布情況及模態(tài)Fig. 7 The distribution and mode of the equivalent damping ratio

未安裝吸振器的輪軌系統(tǒng)中阻尼比最小值對(duì)應(yīng)的振動(dòng)頻率為500.47 Hz,在此頻率下輪軌系統(tǒng)最有可能發(fā)生摩擦自激振動(dòng)。根據(jù)所對(duì)應(yīng)的模態(tài)圖可知:摩擦自激振動(dòng)僅發(fā)生在低軌處,而高軌處未有變動(dòng)。此外,分別對(duì)安裝軌腰和軌底鋼軌吸振器后的輪對(duì)-鋼軌-吸振器系統(tǒng)復(fù)特征值分析結(jié)果顯示:不穩(wěn)定振動(dòng)的主要頻率相對(duì)于安裝鋼軌吸振器前幾乎保持不變,但其對(duì)應(yīng)的等效阻尼比明顯增大,這說(shuō)明輪對(duì)-鋼軌-吸振器系統(tǒng)發(fā)生摩擦自激振動(dòng)的可能性降低。該系統(tǒng)的摩擦自激振動(dòng)頻率與誘導(dǎo)現(xiàn)場(chǎng)鋼軌波磨產(chǎn)生的振動(dòng)頻率相接近,且不穩(wěn)定振動(dòng)模態(tài)與實(shí)際線路波磨發(fā)生位置一致,因此輪軌系統(tǒng)產(chǎn)生摩擦自激振動(dòng)可能是導(dǎo)致該區(qū)段低軌出現(xiàn)鋼軌波磨的主要原因;同時(shí)不論是安裝軌腰吸振器還是軌底吸振器都能明顯緩解輪軌系統(tǒng)的摩擦自激振動(dòng),并且軌底吸振器與軌腰吸振器的減振效果相近。綜上所述,安裝軌腰和軌底吸振器均可抑制鋼軌波磨的產(chǎn)生和發(fā)展。

對(duì)輪對(duì)-鋼軌-吸振器系統(tǒng)進(jìn)行了瞬時(shí)動(dòng)態(tài)分析結(jié)果如圖8。

圖8 附加鋼軌吸振器前后瞬時(shí)動(dòng)態(tài)分析Fig. 8 Instantaneous dynamic analysis before and after installing the rail vibration absorber

在未附加鋼軌吸振器,當(dāng)輪對(duì)以60～80 km/h勻速滾過(guò)軌面時(shí),輪軌系統(tǒng)發(fā)生了劇烈的振動(dòng);當(dāng)分別安裝軌腰和軌底吸振器后,輪對(duì)-鋼軌-吸振器系統(tǒng)的摩擦自激振動(dòng)有大幅減小,且軌底吸振器與軌腰吸振器的效果很接近。時(shí)域分析結(jié)果顯示:軌腰吸振器和軌底吸振器都能在很大程度減弱該系統(tǒng)的摩擦自激振動(dòng)強(qiáng)度,進(jìn)而抑制鋼軌波磨的產(chǎn)生。

在輪對(duì)-鋼軌-吸振器系統(tǒng)瞬時(shí)動(dòng)態(tài)分析的基礎(chǔ)上,進(jìn)行了振動(dòng)加速度的功率譜密度(PSD)分析,如圖9。當(dāng)輪軌系統(tǒng)未附加鋼軌吸振器時(shí),不穩(wěn)定振動(dòng)的主要頻率為480.46 Hz,與上文復(fù)特征值分析結(jié)果(500.47 Hz)相接近;當(dāng)附加了軌腰吸振器和軌底吸振器之后,輪對(duì)-鋼軌-吸振器系統(tǒng)的摩擦自激振動(dòng)強(qiáng)度顯著減輕,其振動(dòng)主要頻率為474.86 Hz。

圖9 功率譜密度分析Fig. 9 Analysis for power spectral density

為探明鋼軌吸振器的吸振頻段,筆者對(duì)軌腰吸振器的諧響應(yīng)進(jìn)行了分析[10],如圖10。

圖10中:當(dāng)頻率為480.95 Hz時(shí),軌腰吸振器豎直方向的振動(dòng)位移最大;吸振頻率與輪對(duì)-鋼軌系統(tǒng)摩擦自激振動(dòng)的主要頻率(500.47 Hz)非常接近。故認(rèn)為輪對(duì)-鋼軌系統(tǒng)的一部分振動(dòng)被鋼軌吸振器減弱,降低了輪對(duì)-鋼軌-吸振器系統(tǒng)的振動(dòng)強(qiáng)度。

圖10 軌腰吸振器的諧響應(yīng)分析Fig. 10 Harmonic response analysis of rail waist vibration absorber

結(jié)合以上3種分析結(jié)果發(fā)現(xiàn):當(dāng)未附加鋼軌吸振器時(shí),極易導(dǎo)致該區(qū)段鋼軌波磨的出現(xiàn);當(dāng)附加軌腰和軌底吸振器后,輪對(duì)-鋼軌-吸振器系統(tǒng)的摩擦自激振動(dòng)強(qiáng)度大幅度減弱,且軌底吸振器抑制鋼軌波磨效果略優(yōu)于軌腰吸振器。

3.3 鋼軌吸振器參數(shù)影響分析

合理設(shè)計(jì)鋼軌吸振器的質(zhì)量比、剛度和阻尼能使其吸振作用達(dá)到最優(yōu),進(jìn)而更好地抑制鋼軌波磨的出現(xiàn)與發(fā)展。為進(jìn)一步探究軌腰和軌底吸振器對(duì)鋼軌波磨影響規(guī)律,筆者討論了這兩種吸振器參數(shù)對(duì)輪對(duì)-鋼軌-吸振器系統(tǒng)摩擦自激振動(dòng)的影響。

鋼軌吸振器質(zhì)量比過(guò)大會(huì)引起鋼軌靜應(yīng)力形變[16],過(guò)小則會(huì)加劇摩擦自激振動(dòng)強(qiáng)度,故鋼軌吸振器質(zhì)量比變化范圍為0.15～0.35,軌腰吸振器剛度范圍為3～9 MN/m,阻尼范圍為20～100 kNs/m[11],其結(jié)果如圖11。

圖11 鋼軌吸振器參數(shù)對(duì)摩擦自激振動(dòng)的影響Fig. 11 The influence of the rail absorber parameters on the frictional self-excited vibration

圖11中:當(dāng)軌腰吸振器和軌底吸振器質(zhì)量比逐漸增大時(shí),輪對(duì)-鋼軌-吸振器系統(tǒng)的摩擦自激振動(dòng)強(qiáng)度大幅度減弱;同樣的,增大軌腰和軌底吸振器與軌道之間的連接剛度也能減弱該系統(tǒng)摩擦自激振動(dòng)強(qiáng)度。當(dāng)質(zhì)量比達(dá)到0.25前,軌腰吸振器的減振效果優(yōu)于軌底吸振器;當(dāng)質(zhì)量比增大到0.25之后,則效果相反。當(dāng)連接剛度達(dá)到14 MN/m前,軌底吸振器的減振效果優(yōu)于軌腰吸振器,連接剛度繼續(xù)增大將出現(xiàn)與質(zhì)量比變化相同的情況;隨著軌腰和軌底吸振器與鋼軌之間的連接阻尼逐漸增大,這兩種吸振器對(duì)輪對(duì)-鋼軌-吸振器系統(tǒng)的摩擦自激振動(dòng)強(qiáng)度影響較小。因此增加軌腰和軌底吸振器與鋼軌之間的質(zhì)量比和連接剛度,能有效降低輪對(duì)-鋼軌-吸振器系統(tǒng)的摩擦自激振動(dòng)強(qiáng)度,有利于抑制和預(yù)防鋼軌波磨產(chǎn)生。

4 結(jié) 論

筆者基于輪軌系統(tǒng)摩擦自激振動(dòng)誘發(fā)鋼軌波磨的觀點(diǎn),建立了車輛-軌道系統(tǒng)的動(dòng)力學(xué)仿真模型,計(jì)算得出相應(yīng)區(qū)段的動(dòng)力學(xué)特性;通過(guò)建立輪對(duì)-鋼軌-吸振器系統(tǒng)的有限元模型,對(duì)其進(jìn)行了復(fù)特征值分析和瞬時(shí)動(dòng)態(tài)分析;研究了軌腰吸振器和軌底吸振器對(duì)鋼軌波磨抑制和預(yù)防的作用機(jī)理,以及這兩種吸振器關(guān)鍵參數(shù)對(duì)該系統(tǒng)摩擦自激振動(dòng)的影響規(guī)律。得出如下結(jié)論:

1)地鐵車輛在通過(guò)小半徑曲線區(qū)段時(shí),輪軌間的蠕滑力將趨于飽和狀態(tài),這會(huì)導(dǎo)致輪軌系統(tǒng)發(fā)生摩擦自激振動(dòng),從而產(chǎn)生鋼軌波磨,這種不穩(wěn)定的振動(dòng)主要出現(xiàn)在低軌處;

2)在短軌枕支撐小半徑曲線區(qū)段的軌道上附加軌腰和軌底吸振器,輪軌系統(tǒng)發(fā)生摩擦自激振動(dòng)的頻率為480.46 Hz,且鋼軌波磨出現(xiàn)頻率與兩種吸振器抑制振動(dòng)的頻率相重合,這說(shuō)明軌腰和軌底吸振器均可對(duì)輪對(duì)-鋼軌-吸振器系統(tǒng)產(chǎn)生的摩擦自激振動(dòng)有一定抑制作用,從而預(yù)防鋼軌波磨的出現(xiàn)和發(fā)展;

3)軌腰和軌底吸振器與軌腰之間的連接剛度和質(zhì)量比對(duì)輪對(duì)-鋼軌-吸振器系統(tǒng)的摩擦自激振動(dòng)特性有顯著影響。當(dāng)質(zhì)量比小于0.25和連接剛度大于14 MN/m時(shí),軌腰吸振器減振效果優(yōu)于軌底吸振器;反之,則軌底吸振器優(yōu)于軌腰吸振器。故匹配合適的吸振器質(zhì)量比、剛度和阻尼系數(shù)更有利于降低鋼軌發(fā)生波磨的可能性。