基于UIC標準的動態數據統計特征對比

樸明偉，湯志鈞，呂倩，兆文忠

(1.大連交通大學 機械工程學院，遼寧 大連 116028;2.齊齊哈爾軌道交通裝備有限責任公司 技術中心，黑龍江 齊齊哈爾 161002)

0 引言

在新車研發過程中，動態仿真與試驗數據對比(簡稱仿真對比)是一項不可回避的重要工作.由于輪軌接觸和斜楔減振的干摩擦作用存在不確定性，這使仿真對比難以做到通常意義的“吻合”或“一致”.盡管 GB 5599—85的第 5節規定［1］:采樣間隔Δt依照截止頻率fc確定，可是采樣段選取則不是很明確.在實際測試中，常用分析段采樣制度:16 s作為一分析段，再等分4段進行數據處理.國際鐵路聯盟UIC 518的第6.1節［2］明確提出了試驗段(Test Zone)采樣制度，并特別規定了最小直線采樣段長度100 m和完整曲線采樣段長度.由此可見，UIC 518更加強調了基于線路條件的動態數據統計特征對比.

為此，本文以最新研制的6軸雙層集裝箱跨裝3車組(簡稱跨裝3車組)作為研究對象，依照UIC 518的動態數據處理方法，給出了輪軌作用的保守/樂觀仿真結果，并結合環行線試驗進行統計特征的仿真對比.針對車體橫向平穩性，進一步指出了分析段采樣制度的不足之處.

1 動態數據處理及評價方法

在UIC 518附錄H中，考慮到直線或曲線通過情況，提出了1維/2維統計處理方法.在曲線通過時，以線性回歸方式引入欠超高/過超高隨機變量，并計入對均值的影響，即為2維統計處理方法.

1.1 動態數據處理

圖1是基于UIC 518的最大輪軌力估算值處理流程，相應處理圖示見圖2.

由圖1和圖2可見:①在以2 m間隔進行滑模均值處理時，低通采樣濾波器采用UIC 513附錄3［3］的 Wa ，頻帶 0.4～20 Hz;②最大估算值是以如下兩種形式給出，即采樣最大值和采樣均方差最大值，如H和sH;③為了便于說明，圖2的采樣段選取比較短.根據UIC 518第6.1節的規定，最高車速Vlim≤140 km/h，采樣段長度至少100 m，對于小曲線及順坡段等特殊情況，可以減小到70 m.

對于穩定安全性及振動行為評價(如轉向架橫向穩定性和車體斷面振動加速度等)，其動態數據處理流程與圖1、2類似，但低通濾波頻帶為0.4～10 Hz，并以2.2σ原則給出采樣均方差最大值(符號標記方法見1.2節②、③).

對于平穩性評價，以2 m間隔進行滑模均值處理，垂向加速度采用Wa或Wa*Wb濾波器，橫向采用 Wd或Wa*Wd，頻帶0.4～40 Hz.對于完整曲線(包括相關的緩和段)，采用基于左/右彎道的2維統計處理方法.

圖1 最大輪軌力估算值處理流程

圖2 最大輪軌力估算值處理圖示

1.2 評價方法

(1)車軸橫向力限定值

根據UIC 518第10.1.2節的規定，車軸橫向力限定值

式中，H2m為車軸橫向力的2 m滑模均值，kN;P0為靜態軸重，kN;對于貨車車輛，重載β=0.8，空載 β =0.75.

對于高速客車車輛，從輪軌接觸疲勞角度出發，UIC 518 第 10.1.1.2 節規定了輪軌垂向力限定值:輪對作為簧下質量，其所產生的垂向輪軌動力作用一般要控制在限定值的60%～65%左右.這足以說明其高速輪軌低動力作用要求.

(2)轉向架構架橫向加速度限定值

根據UIC 518第10.1.3節規定了轉向架不穩定的橫向加速度限定值

同時，UIC 518 第10.1.2.1 節也給出了以下簡易方法:

(3)車體斷面振動加速度限定值

根據 UIC 518 第10.1.2.2 節的規定，對于貨車車體:

式中，上角標*代表走行部以上的加速度監測，下角標q代表振動行為評價濾波采樣處理:與(2)相同.注意:采樣均方差最大值(式4b)亦可記為Sy和Sz.

1.3 基于統計特征的數據處理規范

與國標GB 5599或目前常用的動態數據處理方法相比，UIC 518至少在以下方面有比較嚴格的規定:①試驗段選取反映了線路條件特征(如完整曲線)，而最小直線采樣段通常規定為100 m，并以10 m增量遞增.按照不同速度段規定最小直線采樣段長度，如車速≥220 km/h，最小直線采樣段長度為500 m;.②在任何速度等級下，統一采樣間隔2 m;③對于輪軌安全性，低通濾波器頻帶0.4～20 Hz，并以3 σ原則給出采樣均方差最大估算值;對于穩定安全性及振動行為，低通濾波器頻帶 0.4～10 Hz，并以 2.2 σ 原則給出采樣均方差最大估算值;對于平穩性評價，加速度低通濾波頻帶0.4～40 Hz，垂向與橫向濾波器的權重是不同的，特別是橫向Wd或Wa*Wd的最大權重在1 Hz附近.

分析段采樣制度存在低頻成份采樣拾取不充分問題.根據GB 5599第5.2.5.2節的頻譜采樣要求，以20 s一分析段，再等分10段，每段取512個采樣點，不存在采樣遺漏問題，但一般難以做到.如果以16 s為一分析段，再等分4段進行平穩性評價的數據處理，那么，每一段應當取多少采樣點呢?比如車速120 km/h，采樣間隔2 m，至少要取66個采樣點，采樣拾取頻率為8.3 Hz;采樣間隔4 m，至少要取33個采樣點，采樣拾頻率取為4.1 Hz….每段采樣點數越少，采樣信號丟失的低頻成份也就越多.

具體地講，分析段采樣制度是基于瞬時監測的采樣制度，采用橫向的加權濾波處理，忽略了車體低頻運動對平穩性的影響;而試驗段采樣制度則是基于線路特征(直線、順坡率和曲線欠/過超高)的采樣制度，滿足了數據采樣的頻率成份要求.對于高重心車輛來講，車體橫向低頻運動是不容忽視的，必須納入測試分析范圍.

2 跨裝3車組仿真

2.1 結構特點

圖3為跨裝3車組聯掛模型.整個車組是由牽引桿相互聯結的3個6軸雙層集裝箱車輛和2個跨裝結構及集裝箱載荷組成，其走行部采用3E軸構架轉向架.

這一跨裝3車組聯掛形式具有以下結構特點:

(1)具有明顯的高重心車輛特征，且柔性系數比較低.按照雙層集裝箱的裝載方式，重載重心接近2.4 m.由于3E軸構架轉向架采用軸箱懸掛，以平面心盤方式構成轉向架與車體的接口聯結，因而每個轉向架對車體側滾的剛度貢獻比較大，具有比較好的動態限界通過能力，但直線或大半徑曲線運行時車輛動態柔性比較低;

(2)車體側墻上邊梁中部的橫向穩定性比較差.雙層集裝箱車體具有落下孔車體的特征.根據重載工況模態分析，側墻上邊梁中部比較容易形成對稱瓢曲或歪斜結構模態(頻率12～13 Hz)振動.盡管這一模態振動對貨物完好性的影響不大，但是，從車體結構疲勞強度角度，需要進行深入的監測與分析;

③3E軸構架轉向架的輪軌關系協調問題.為了改善曲線通過性能，中軸輪對的車輪輪緣減薄9mm，修正踏面所形成的等效錐度λe≈0.10，幾乎沒有輪軌對中能力，而且中軸軸箱懸掛無斜楔摩擦減振，即所謂的中軸輪對縱橫向弱約束方案［5］.考慮到1、3 軸的軸距2.9 m，3E 軸構架轉向架的輪軌關系協調及穩定性就成為非常值得關注的問題.

圖3 跨裝3車組聯掛模型

2.2 環行線試驗

以如圖4所示的兩車一跨聯掛形式進行多裝載工況的環行線試驗［6］:大環曲線半徑1 432 m，超高125mm，無縫鋼軌，最高試驗速度達到132 km/h.

圖4 兩車一跨環行線試驗

試驗載荷工況有以下4種:①重箱(帶跨裝);②重車(不帶跨裝);③空箱(帶跨裝);④空車(不帶跨裝).

2.3 車軸橫向力不正常分布規律

圖5 輪軌縱向蠕滑與摩擦系數關系曲線

針對輪軌接觸摩擦的不確定性因素，本文給出了如下兩種方式的仿真結果:保守仿真是指基于輪軌摩擦系數0.4假設的動態仿真;樂觀仿真是指基于輪軌縱向蠕滑與摩擦系數關系假設(見圖5)的動態仿真.保守/樂觀仿真以及環行線試驗的車軸橫向力對比表1和圖6.

圖6 最大車軸橫向力的仿真對比

表1 最大車軸橫向力的仿真對比(重箱載荷工況，曲線半徑R1 432 m，kN)

為了更加清晰地分析3E軸構架轉向架的車軸橫向力變化規律，將頭車2位轉向架的4、5、6軸的車軸橫向力以圖6所示的直方圖方式加以對比.由上述的車軸橫向力對比可見:

(1)由于樂觀仿真采用了如圖5所示的輪軌縱向蠕滑與摩擦系數變化曲線，有利于抑制輪對的蛇行振蕩，因而得到車軸橫向力的樂觀仿真結果.特別值得注意的是轉向架第1軸輪對，其計算結果過于理想化，主要原因是在輪對橫移過程中，輪軌橫向摩擦系數的取值與縱向的相同;

(2)仿真計算以美國AAR5級軌道譜作為輪軌激擾，而環行線的質量等級比較高，可以適用高速動車組運行，因而仿真對比在某些極端條件下存在比較大的差異，如120、130 km/h的保守仿真，頭車2位轉向架的第3軸(頭車6軸)車軸橫向力有了非常顯著的增大，而樂觀仿真則剛好相反.對于中軸(頭車5軸)輪對的車軸橫向力擾動作用，除130 km/h速度工況外，環行線試驗結果均高于保守/樂觀仿真的;

(3)對于頭車2位轉向架而言，車軸橫向力呈現如下不正常分布規律:在100～130 km/h高速運行時，隨著中軸車軸橫向力的增大，第3軸的車軸橫向力急劇增大，以至達到了第3軸橫向力大于第1軸的程度.在直線高速運行時，由于等效錐度降低到名義等效錐度λeN=0.10，可以推斷:這種車軸橫向力不正常分布規律將會更加突出.

3 高重心車輛橫向平穩性

3.1 分析段采樣制度的不足

基于分析段采樣制度，圖7和表2給出了環行線試驗的4種載荷工況橫向平穩性評價.根據2.3節所討論的車軸橫向力不正常分布規律，3E軸轉向架在輪對蛇行振蕩時很容易引起構架低頻后擺振動.這將給高重心車輛的橫向平穩性帶來非常不利的影響.但為什么環行線試驗的平穩性評價卻看不到這種影響呢?

首先，環行線試驗的橫向平穩性評價是按照基于分析段采樣制度的Wzy最大值來確定的.正如1.3節所敘述的那樣，分析段采樣制度存在低頻成份采樣拾取不充分問題.而橫向濾波器的權重應當在1 Hz附近的低頻段上.分析段采樣制度所得到的橫向平穩性指標Wzy通常比較小.眾所周知，罐車側滾振動比較敏感，輪軌橫向力比較大，因而其車速一般受到限制.可是，在高重心罐車試驗中Wzy也很低，這充分證實了分析段采樣制度所存在的問題;其次，跨裝結構及重箱/空箱載荷都會在增強車體側滾剛度方面帶來有益的作用，這一點在環行線試驗的橫向平穩性評價上則有比較明確的體現.

由此可見，分析段采樣制度的不足就在于采樣數據遺漏了動態信號的低頻成份.而這一低頻成份對于橫向平穩性評價來講則是非常重要的.

圖7 環行線試驗的四種載荷工況橫向平穩性評價

表2 環行線試驗的橫向平穩性指標Wzy對比

3.2 基于完整曲線采樣的橫向平穩性評價

在約2 000 m的完整曲線試驗段上，保守/樂觀仿真的橫向平穩性評價見圖8和表3.

圖8 基于完整曲線采樣的橫向平穩性對比

上述基于完整曲線的橫向平穩性對比可見:①完整曲線采樣樣本包括了順坡率和過超高/欠超高等影響因素，采樣頻譜成份滿足了橫向平穩性評價的動態數據要求，因而保守仿真的橫向平穩性反映了高重心車輛的基本規律;②而樂觀仿真的橫向平穩性評價則以逐步明顯的車體前擺振動形式作為其橫向平穩性特征，主要原因是輪對蛇行振蕩頻率比較低，輪軌橫向摩擦系數的選取值也很小(詳見2.3節(2))，因而前位轉向架蛇行振蕩程度大于后位轉向架的.

表3 基于完整曲線采樣的橫向平穩性Wzy指標對比(重箱載荷工況)

3.3 車體側墻上邊梁中部橫向加速度

正是存在3.2節所闡述的橫向平穩性問題，很自然得到如下結論:車體側墻上邊梁中部橫向加速度超標.

側墻上邊梁中部橫向加速度超標固然有其車體結構設計方面的問題，但3E軸構架轉向架的100～130 km/h高速穩定性問題則是其產生的動力學直接原因(見表4和5).

表4 側墻上邊梁中部橫向加速度(保守仿真，m/s2)

表5 側墻上邊梁中部橫向加速度(樂觀仿真，m/s2)

上述橫向加速度超標應當引起足夠的重視，應當確認在其附近是否存在高應力區域.

4 結論

(1)與UIC 518的試驗段采樣制度相比，目前所采用的16 s分析段采樣制度存在低頻成份采樣拾取不充分問題，這至少在高重心車輛的橫向平穩性評價上是欠缺的;

(2)根據中軸輪對縱橫向弱約束方案，3E軸轉向架在高重心車輛應用中將更加突出其輪軌橫向力增大的缺點，應當以修正踏面優化方式予以改善.

［1］國家標準局.GB 5599—85.鐵道車輛動力學性能評定和試驗鑒定規范［S］，北京:中國標準出版社，1985.

［2］UIC Code 518 OR.Testing and approval of railway vehicles from the point of view of their dynamic behavioursafety-track fatigue-ride quality，2nd edition［S］.Paris，International Union of Railways，2003

［3］UIC Code 513 R.Guidelines for Evaluating Passenger Comfort in relation to Vibration in Railway Vehicles［S］.IParis，International Union of Railways，1997.

［4］49CFR238，FRA Regulations，Title 49.Transportation，Part 238-passenger equipment safety standards［S］.Federal Railroad Administration，2003.

［5］樸明偉，趙欽旭，方吉，等.3E軸構架轉向架的通用動力學要求［J］.大連交通大學學報，2010，31(2):9-14.

［6］王新銳，丁勇.六軸雙層集裝箱車(兩車一跨)環行線動力學性能試驗［R］.北京:中國鐵道科學研究院，2010.