高速列車(chē)車(chē)輪多邊形試驗(yàn)研究

郭 濤， 高 峰， 張曉軍， 韓云飛， 侯茂瑞

(1 中國(guó)中車(chē)唐山機(jī)車(chē)車(chē)輛有限公司， 河北唐山 063035；2 中國(guó)鐵道科學(xué)研究院集團(tuán)有限公司， 北京 100081)

隨著高速鐵路的跨越式發(fā)展，列車(chē)運(yùn)行產(chǎn)生的高頻振動(dòng)與輪軌噪聲問(wèn)題越來(lái)越明顯，其根源之一在于輪軌表面的短波不平順。 輪軌表面短波不平順包括車(chē)輪踏面不圓順和軌面不平順，其中高速列車(chē)車(chē)輪踏面多邊形不圓順主要由于高速運(yùn)行時(shí)車(chē)輪磨耗引起的，其波長(zhǎng)一般在80～150 mm范圍內(nèi)。文獻(xiàn)[1]表明，列車(chē)車(chē)輪多邊形磨耗會(huì)引起輪軌間作用力明顯增大,引起劇烈的振動(dòng)與噪聲，對(duì)車(chē)輛和軌道部件產(chǎn)生惡劣的影響,嚴(yán)重時(shí)將會(huì)威脅到行車(chē)安全。目前，國(guó)內(nèi)外學(xué)者主要從理論分析和試驗(yàn)測(cè)試角度對(duì)車(chē)輪多邊形不平順對(duì)車(chē)輛動(dòng)力特性進(jìn)行了研究[2-10]。文獻(xiàn)[2]總結(jié)了車(chē)輪多邊形不平順的典型問(wèn)題，指出一些未來(lái)研究的方向。Liu等把車(chē)輪多邊形不平順作為系統(tǒng)輸入，建立車(chē)輛-軌道耦合垂向模型，分析了車(chē)輪多邊形磨耗對(duì)車(chē)輛系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)的影響。文獻(xiàn)[3]對(duì)輪對(duì)進(jìn)行模態(tài)縮減，建立完整的車(chē)輛系統(tǒng)剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型研究高速列車(chē)高階車(chē)輪多邊形對(duì)車(chē)輛系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)性能的影響，模型中僅把輪對(duì)考慮為彈性體,其余部件視為剛體。通過(guò)修改輪對(duì)的外形來(lái)模擬車(chē)輪多邊形，進(jìn)行仿真計(jì)算研究車(chē)輪多邊形波深、諧波數(shù)以及列車(chē)運(yùn)行速度對(duì)車(chē)輛動(dòng)力學(xué)性能的影響。文獻(xiàn)[4]采用車(chē)輪圓周輪廓法建立比傳統(tǒng)等效軌道激擾法更準(zhǔn)確的車(chē)輪多邊形化模型，建立車(chē)輛-軌道耦合系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型，計(jì)算高速運(yùn)營(yíng)狀態(tài)下周期性多邊形的車(chē)輪振動(dòng)響應(yīng)、輪軌垂向力等動(dòng)力學(xué)指標(biāo)。文獻(xiàn)[5]建立了車(chē)輛多剛體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型；為了研究車(chē)輪不圓磨耗所引起的高頻振動(dòng)對(duì)車(chē)輛系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)性能的影響，建立了考慮車(chē)體、構(gòu)架、輪對(duì)彈性振動(dòng)的剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型。文獻(xiàn)[6]基于彈性輪對(duì)建立車(chē)輪多邊形的剛?cè)狁詈险?chē)動(dòng)力學(xué)模型。研究分析彈性車(chē)輪的合理性，通過(guò)修改命令直接形成多邊形，研究彈性車(chē)輪多邊形的波深、相位差、諧波階數(shù)在不同速度下對(duì)車(chē)輛動(dòng)力學(xué)性能的影響。文獻(xiàn)[7]研究了高速鐵路列車(chē)車(chē)輪多邊形化對(duì)道岔區(qū)動(dòng)力學(xué)性能的影響。文獻(xiàn)[8]根據(jù)構(gòu)建的車(chē)輪質(zhì)量磨耗模型，利用實(shí)測(cè)的多邊形數(shù)據(jù)探索了車(chē)輪的磨耗規(guī)律。文獻(xiàn)[9]在總結(jié)國(guó)內(nèi)外車(chē)輪多邊形研究的基礎(chǔ)上，調(diào)查了高速動(dòng)車(chē)組車(chē)輪多邊形情況，并對(duì)測(cè)試車(chē)輪的多邊形數(shù)據(jù)進(jìn)行統(tǒng)計(jì)分析，從車(chē)輪多邊形與運(yùn)行速度、運(yùn)行線路條件、車(chē)輛結(jié)構(gòu)等角度進(jìn)行系統(tǒng)研究，查找容易產(chǎn)生車(chē)輪多邊形的影響因素。文獻(xiàn)[10]以某城際高速列車(chē)在運(yùn)行過(guò)程中發(fā)生轉(zhuǎn)向架部件損壞事故為例，建立高速車(chē)輛-軌道耦合動(dòng)力學(xué)模型和車(chē)輪多邊形不平順輸入模型，計(jì)算分析列車(chē)運(yùn)行速度、車(chē)輪多邊形幅值及其階數(shù)等因素對(duì)輪軌垂向力的影響規(guī)律。車(chē)輪多邊形磨耗引起的車(chē)輛振動(dòng)的原因較為復(fù)雜，以上主要從車(chē)輛系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)角度進(jìn)行了車(chē)輪多邊形磨耗的影響分析。文中對(duì)高速列車(chē)車(chē)輛振動(dòng)特性的影響進(jìn)行了現(xiàn)場(chǎng)實(shí)車(chē)跟蹤試驗(yàn)，分析車(chē)輪多邊形磨耗狀態(tài)下高速車(chē)輛的振動(dòng)響應(yīng)，調(diào)查車(chē)輪多邊形磨耗和車(chē)輛振動(dòng)特性之間的影響關(guān)系，為探明車(chē)輪多邊形磨耗發(fā)生發(fā)展機(jī)理提供數(shù)據(jù)支撐。

1 試驗(yàn)方案

對(duì)某系高速動(dòng)車(chē)組進(jìn)行了車(chē)輛振動(dòng)跟蹤測(cè)試，轉(zhuǎn)向架區(qū)域振動(dòng)測(cè)點(diǎn)如圖1所示。

圖1 轉(zhuǎn)向架振動(dòng)測(cè)點(diǎn)示意圖

表1 車(chē)輛振動(dòng)測(cè)試儀器

2 試驗(yàn)分析驗(yàn)證

2.1 車(chē)輪多邊形磨耗分析

圖2給出了3車(chē)軸箱測(cè)點(diǎn)對(duì)應(yīng)的車(chē)輪多邊形磨耗

測(cè)試結(jié)果，其中圖2(a)、圖2(b)分別為1軸、2軸車(chē)輪多邊形磨耗測(cè)試結(jié)果。

表2 試驗(yàn)內(nèi)容及工況

圖2 車(chē)輪多邊形磨耗測(cè)試結(jié)果

2.2 車(chē)輛振動(dòng)響應(yīng)分析

圖3給出了列車(chē)以300 km/h速度運(yùn)行時(shí)的車(chē)輛振動(dòng)頻譜響應(yīng)。圖4給出了列車(chē)由0加速到300 km/h過(guò)程中的轉(zhuǎn)向架軸箱振動(dòng)時(shí)頻特性。

圖3 300 km/h車(chē)輛振動(dòng)頻譜圖

圖4 0～300 km/h加速工況下軸箱振動(dòng)時(shí)頻圖

由圖3可知，當(dāng)列車(chē)以300 km/h速度勻速運(yùn)行時(shí)，垂向振動(dòng)在46 Hz、319 Hz和525～575 Hz等頻率處存在顯著峰值。除此之外，垂向振動(dòng)在319～650 Hz頻段內(nèi)，存在著以32 Hz等間距分布的振動(dòng)峰值。

由圖4可知，列車(chē)在加速過(guò)程中，軸箱垂向振動(dòng)在時(shí)頻特性圖上存在4個(gè)豎直亮帶，這表示軸箱在此4個(gè)亮帶對(duì)應(yīng)頻率處的振動(dòng)響應(yīng)不隨車(chē)速變化而改變，為輪軌系統(tǒng)的固有屬性，這些亮帶所包含的頻率分別為：46 Hz、348～379 Hz、506～601 Hz和790～853 Hz，結(jié)構(gòu)在上述頻率可能發(fā)生模態(tài)耦合振動(dòng)。在時(shí)頻特性圖上還存在一些斜亮帶，這表示軸箱在此亮帶對(duì)應(yīng)頻率處的振動(dòng)響應(yīng)隨車(chē)速變化而改變，車(chē)輪多邊形磨耗激振頻率和鋼軌波磨激振頻率均具有此類(lèi)隨速度變化而改變的特性。

由旋修前車(chē)輪多邊形磨耗測(cè)試結(jié)果可知，車(chē)輪存在明顯偏心現(xiàn)象，會(huì)導(dǎo)致轉(zhuǎn)向架系統(tǒng)形成以偏心旋轉(zhuǎn)頻率為基頻(31.7 Hz)的諧頻振動(dòng)問(wèn)題，這是軸箱振動(dòng)在測(cè)試頻段內(nèi)存在32 Hz等間距分布的原因，因此控制輪對(duì)的偏心對(duì)輪軌系統(tǒng)高頻振動(dòng)具有一定的意義。

2.3 轉(zhuǎn)向架模態(tài)試驗(yàn)驗(yàn)證

為進(jìn)一步驗(yàn)證上述線路測(cè)試頻譜中的豎直亮帶這些固有頻率，對(duì)轉(zhuǎn)向架系統(tǒng)在高頻激振臺(tái)上進(jìn)行了模態(tài)測(cè)試，如圖5所示。利用激振器產(chǎn)生高頻激勵(lì)，激發(fā)轉(zhuǎn)向架整備狀態(tài)下的模態(tài)，測(cè)試表明，轉(zhuǎn)向架系統(tǒng)在580 Hz頻率附近存在固有模態(tài)，而且模態(tài)阻尼較低，這為輪軌系統(tǒng)耦合振動(dòng)提供了基礎(chǔ)的可能性，從而也揭示了列車(chē)從0加速到300 km/h這一過(guò)程中，軸箱垂向振動(dòng)在此頻段下存在局部亮帶。

圖5 轉(zhuǎn)向架高頻模態(tài)測(cè)試現(xiàn)場(chǎng)

圖6 轉(zhuǎn)向架輪對(duì)576 Hz模態(tài)振型

2.4 車(chē)輪多邊形形成機(jī)理分析

車(chē)輪多邊形作為世界性難題，對(duì)輪軌系統(tǒng)引起的高頻振動(dòng)危害極大，嚴(yán)重影響列車(chē)及軌道系統(tǒng)的疲勞安全性，由于國(guó)外運(yùn)營(yíng)速度、運(yùn)營(yíng)組織模式、線路條件、旋修及線路打磨管理等和中國(guó)存在較大差異，其車(chē)輪高階多邊形案例較少，國(guó)際上還未形成統(tǒng)一的結(jié)論。

表3 轉(zhuǎn)向架輪對(duì)整備模態(tài)高頻測(cè)試結(jié)果(500～700 Hz)

筆者開(kāi)展了3年多的持續(xù)跟蹤，測(cè)試統(tǒng)計(jì)發(fā)現(xiàn)，車(chē)輪多邊形的階數(shù)相對(duì)固定，因此在恒速條件下其引起的振動(dòng)頻率相對(duì)穩(wěn)定。

分析表明：車(chē)輪多邊形邊數(shù)與車(chē)速v、車(chē)輪直徑D、諧振頻率f相關(guān)：車(chē)輪多邊形邊數(shù)N=f/(v/πD)，目前該車(chē)型輪軌系統(tǒng)共振頻率(模態(tài)頻率)為580 Hz左右，邊數(shù)分布處于18～20內(nèi)，其理論推導(dǎo)如圖7所示；基于長(zhǎng)期跟蹤的48 753個(gè)車(chē)輪多邊形統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)，同時(shí)表明多邊形邊數(shù)分布基本在18～20(如圖8)，理論推導(dǎo)與車(chē)輪多邊形實(shí)測(cè)統(tǒng)計(jì)基本一致。

圖7 車(chē)輪多邊形邊數(shù)與輪徑關(guān)系

圖8 車(chē)輪多邊形邊數(shù)與輪徑關(guān)系

因此，結(jié)合多邊形形成特點(diǎn)、線路振動(dòng)跟蹤測(cè)試、轉(zhuǎn)向架模態(tài)測(cè)試等信息，筆者認(rèn)為車(chē)輪多邊形是輪軌耦合振動(dòng)條件下的等頻率分割造成的，它的形成與輪軌系統(tǒng)耦合振動(dòng)能量的激發(fā)息息相關(guān)，它是輪軌關(guān)系惡化后的產(chǎn)物。

3 結(jié) 論

通過(guò)車(chē)輪多邊形磨耗、車(chē)輛振動(dòng)、模態(tài)測(cè)試的調(diào)查，為探明車(chē)輪多邊形磨耗發(fā)生發(fā)展的機(jī)理提供了數(shù)據(jù)支撐。主要結(jié)論如下：

(1)線路測(cè)試表明，車(chē)輪高階多邊形是輪軌耦合高頻異常振動(dòng)的主導(dǎo)頻率(580 Hz左右)；

(2)試驗(yàn)室模態(tài)測(cè)試表明，輪對(duì)系統(tǒng)在580 Hz左右存在固有模態(tài)頻率且阻尼較低，使得輪對(duì)的固有模態(tài)易被激發(fā)出來(lái)，導(dǎo)致輪軌系統(tǒng)振動(dòng)顯著；

(3)300 km/h速度下，輪軌系統(tǒng)在580 Hz左右頻率存在耦合共振可能是誘導(dǎo)車(chē)輪高階多邊形出現(xiàn)的原因；

(4)車(chē)輪存在明顯的偏心會(huì)加劇輪軌系統(tǒng)高頻振動(dòng)，會(huì)加劇多邊形的出現(xiàn)；另外諸如來(lái)自軌道系統(tǒng)持續(xù)的、明顯的寬頻激勵(lì)也會(huì)激勵(lì)轉(zhuǎn)向架系統(tǒng)模態(tài)振動(dòng)，導(dǎo)致多邊形的產(chǎn)生[11]。