高速列車車輪多邊形試驗(yàn)研究

郭 濤， 高 峰， 張曉軍， 韓云飛， 侯茂瑞

(1 中國(guó)中車唐山機(jī)車車輛有限公司， 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輪踏面不圓順和軌面不平順，其中高速列車車輪踏面多邊形不圓順主要由于高速運(yùn)行時(shí)車輪磨耗引起的，其波長(zhǎng)一般在80～150 mm范圍內(nèi)。文獻(xiàn)[1]表明，列車車輪多邊形磨耗會(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)車輪多邊形不平順對(duì)車輛動(dòng)力特性進(jìn)行了研究[2-10]。文獻(xiàn)[2]總結(jié)了車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等把車輪多邊形不平順作為系統(tǒng)輸入，建立車輛-軌道耦合垂向模型，分析了車輪多邊形磨耗對(duì)車輛系統(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，建立完整的車輛系統(tǒng)剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)模型研究高速列車高階車輪多邊形對(duì)車輛系統(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)模擬車輪多邊形，進(jìn)行仿真計(jì)算研究車輪多邊形波深、諧波數(shù)以及列車運(yùn)行速度對(duì)車輛動(dòng)力學(xué)性能的影響。文獻(xiàn)[4]采用車輪圓周輪廓法建立比傳統(tǒng)等效軌道激擾法更準(zhǔn)確的車輪多邊形化模型，建立車輛-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]建立了車輛多剛體系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)模型；為了研究車輪不圓磨耗所引起的高頻振動(dòng)對(duì)車輛系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)性能的影響，建立了考慮車體、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)建立車輪多邊形的剛?cè)狁詈险噭?dòng)力學(xué)模型。研究分析彈性車輪的合理性，通過(guò)修改命令直接形成多邊形，研究彈性車輪多邊形的波深、相位差、諧波階數(shù)在不同速度下對(duì)車輛動(dòng)力學(xué)性能的影響。文獻(xiàn)[7]研究了高速鐵路列車車輪多邊形化對(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)探索了車輪的磨耗規(guī)律。文獻(xiàn)[9]在總結(jié)國(guó)內(nèi)外車輪多邊形研究的基礎(chǔ)上，調(diào)查了高速動(dòng)車組車輪多邊形情況，并對(duì)測(cè)試車輪的多邊形數(shù)據(jù)進(jìn)行統(tǒng)計(jì)分析，從車輪多邊形與運(yùn)行速度、運(yùn)行線路條件、車輛結(jié)構(gòu)等角度進(jìn)行系統(tǒng)研究，查找容易產(chǎn)生車輪多邊形的影響因素。文獻(xiàn)[10]以某城際高速列車在運(yùn)行過(guò)程中發(fā)生轉(zhuǎn)向架部件損壞事故為例，建立高速車輛-軌道耦合動(dòng)力學(xué)模型和車輪多邊形不平順輸入模型，計(jì)算分析列車運(yùn)行速度、車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。車輪多邊形磨耗引起的車輛振動(dòng)的原因較為復(fù)雜，以上主要從車輛系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)角度進(jìn)行了車輪多邊形磨耗的影響分析。文中對(duì)高速列車車輛振動(dòng)特性的影響進(jìn)行了現(xiàn)場(chǎng)實(shí)車跟蹤試驗(yàn)，分析車輪多邊形磨耗狀態(tài)下高速車輛的振動(dòng)響應(yīng)，調(diào)查車輪多邊形磨耗和車輛振動(dòng)特性之間的影響關(guān)系，為探明車輪多邊形磨耗發(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)車組進(jìn)行了車輛振動(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 車輛振動(dòng)測(cè)試儀器

2 試驗(yàn)分析驗(yàn)證

2.1 車輪多邊形磨耗分析

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

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 車輪多邊形磨耗測(cè)試結(jié)果

2.2 車輛振動(dòng)響應(yīng)分析

圖3給出了列車以300 km/h速度運(yùn)行時(shí)的車輛振動(dòng)頻譜響應(yīng)。圖4給出了列車由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)隨車速變化而改變，車輪多邊形磨耗激振頻率和鋼軌波磨激振頻率均具有此類隨速度變化而改變的特性。

由旋修前車輪多邊形磨耗測(cè)試結(jié)果可知，車輪存在明顯偏心現(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 車輪多邊形形成機(jī)理分析

車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)

筆者開展了3年多的持續(xù)跟蹤，測(cè)試統(tǒng)計(jì)發(fā)現(xiàn)，車輪多邊形的階數(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：車輪多邊形邊數(shù)與車速v、車輪直徑D、諧振頻率f相關(guān)：車輪多邊形邊數(shù)N=f/(v/πD)，目前該車型輪軌系統(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)與車輪多邊形實(shí)測(cè)統(tǒng)計(jì)基本一致。

圖7 車輪多邊形邊數(shù)與輪徑關(guān)系

圖8 車輪多邊形邊數(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)車輪多邊形磨耗、車輛振動(dòng)、模態(tài)測(cè)試的調(diào)查，為探明車輪多邊形磨耗發(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)車輪高階多邊形出現(xiàn)的原因；

(4)車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]。