時速160 km的國外低地板鉸接動車組嚴重晃動問題測試研究

陸海英 舒 友 李 穩 薛文根 王建斌

(1.中車長春軌道客車股份有限公司國家軌道客車工程研究中心，130062，長春；2.西南交通大學牽引動力國家重點實驗室，610031，成都//第一作者，正高級工程師)

0 引言

中車長春軌道客車股份有限公司于2015年至2017年間，首次研制成功用于出口項目的時速160 km低地板鉸接動車組。整列動車組由四車體五轉向架組成,全列車包括2臺端部動力轉向架、2臺中間鉸接動力轉向架和1臺中間鉸接非動力轉向架。為研究此類動車組列車獨有的動力學特性，針對既有動車組發生的列車嚴重晃動和限速運營問題進行了線路動力學試驗研究，以找出問題發生的根本原因，確保在新車研制中避免同樣問題的發生。

鐵道車輛的低頻振動問題普遍存在，直接影響旅客乘坐舒適性。鉸接車輛與傳統車輛存在顯著差異，相鄰車體間鉸接轉向架的運動行為和振動狀態直接影響相鄰車廂的平穩性[1-3]。現有研究已經從理論、仿真和試驗的角度進行了多方面分析，涵蓋了輪軌關系、轉向架蛇行運動、轉向架有源激勵、車上設備的有源振動、地板以及座椅的低頻模態耦合振動等，這些都會引起車體的低頻振動，進而導致車輛平穩性超標。

國內時速為300 km 的高速動車組也曾發生類似問題，動車組輪對與鋼軌匹配關系異常，踏面等效錐度達到0.65，導致轉向架蛇行運動頻率達到9～10 Hz，與動車組車體一階菱形模態頻率接近，從而導致車體產生異常振動[4]。

轉向架牽引傳動系統的異常振動也會傳遞至車體，進而引起平穩性超標問題。例如，牽引電機和齒輪箱之間的聯軸器，由于動態不對中效應過大將導致電機二倍轉頻振動異常增大，進而傳遞給車體引起地板的局部振動[5]。

文獻[6]針對某型號高速動車組指出，車下旋轉設備的不均衡振動是造成其上方車體地板局部異常振動的主要原因。文獻[7]研究了某高速動車組列車異常顫動的實際問題，指出座椅和車體及其他設備存在低頻振動耦合，當線路出現對應激擾源頻率且能量達到一定程度時，會引發車體和座椅的異常顫振。文獻[8-9]研究了高速動車組因輪軌匹配不良產生高等效錐度，進而引起轉向架高頻蛇行運動，最終導致車輛平穩性降低的問題。但關于鉸接車輛的平穩性超標問題研究不多。

針對鉸接車輛的平穩性指標超標問題，通過線路測試的方法開展激擾源研究。除傳統的輪軌匹配和懸掛系統振動傳遞分析之外，還進行了車體運動姿態分析，并首次引入了視頻監測方法。這些新型測試手段和方法能夠有效分析鐵道車輛的異常振動問題。

1 低地板鉸接動車組平穩性超標問題

假定車輛在直線路段上運行，且最高運行速度為80～160 km/h。計算車體的平穩性，結果如圖1所示。根據GB 5599—1985中的相關規定，車體平穩性指標超過3.0即為不合格，不超過2.5為優秀。圖1中，標準限值均為2.5；車體的橫向平穩性指標最大達到3.3，垂向平穩性指標在2.5以內，即橫向平穩性顯著超標；車體橫向頻譜主頻為 1 Hz，以單一諧波振動，即車體始終為橫向晃動狀態。因此，業主從歐洲進口的既有舊型時速為160 km的動車組，由于車體嚴重晃動問題只能限速120 km/h運營。

圖1 車體平穩性測試結果

2 線路測試方法

圖2為被測試列車示意圖。為研究該鉸接車輛的平穩性超標問題，進行輪軌匹配測試。測試內容包括車輪踏面磨耗普查和線路軌面測試、車輛振動傳遞測試、車體線路模態測試和輪對姿態視頻采集等。

圖2 被測試轉向架在列車中的位置

2.1 振動傳遞測試

為分析導致車體平穩性超標的振動源，開展懸掛系統振動傳遞關系測試。分別測試輪對、構架以及車體的振動加速度信號。在構架端部和中部，車體地板前、中、后端均布置測點。通過對振動幅值、振動主頻差異對比分析，可以判斷車體異常振動的特征以及振動激擾源和傳遞路徑。 測試轉向架上的傳感器布置如圖3所示。

圖3 測試轉向架上的傳感器布置

2.2 輪軌型面測試

選取多個路段測量鋼軌型面，采用Railmonitor非接觸鋼軌激光測量儀進行鋼軌廓形測試。利用MiniProf系列測量儀測量車輪踏面廓形，得到實測軌和實測車輪的廓形后，進行輪軌匹配研究。

2.3 車體運動模態測試

在拖車客室前、中、后3個斷面布置加速度傳感器，且在每個斷面的左上角、左下角、右上角和右下角分別粘貼加速度傳感器，共計12個測點，測試車體在平穩性超標路段的振動加速度，然后利用LMS Test.Lab系統進行車體模態識別。

2.4 輪對運動姿態視頻監測

為了解平穩性超標時刻車體的輪對姿態，采用最直接、最客觀的方法，利用高清攝像頭進行構架、輪對運行姿態的全程錄像。測試結束后，分析視頻資料，識別輪對蛇行頻率。

3 線路測試數據分析

3.1 振動傳遞分析

截取軸箱、構架端部、空簧座和車體的10 s振動加速度數據，如圖4所示。從時域來看，軸箱振動加速度約為30g，傳遞到構架的振動加速度約為3g，傳遞到車體的振動加速度約為0.2g，基本符合100…10…1的關系。

圖4 車輛振動時域分析圖

圖5為車輛FFT(快速傅里葉變換)頻域分析圖。通過FFT分析發現，車體橫向存在1 Hz低頻振動，加速度幅值約為0.05g；構架橫向也存在同等頻率的低頻振動，加速度幅值約為0.03g；軸箱橫向10 Hz內頻率成分豐富，且能量較大，主頻被掩蓋；軸箱-構架-車體垂向10 Hz內無明顯主頻成分；車體1 Hz低頻橫向振動可能是從輪對經構架傳遞到車體的，且很可能是輪對的蛇行頻率。

圖5 車輛FFT頻域分析圖

3.2 輪軌匹配關系分析

依照EN 13715—2006《鐵路應用-輪對和轉向架-車輪-車輪踏面》中的坐標點平移法制定薄輪緣鏇修方案，車輪鏇修后出現車輛平穩性超標現象。對車輪踏面進行磨耗普查，并將鏇修理論廓形與實測軌廓進行輪軌匹配分析，以便進行相互驗證。

3.2.1 理論匹配分析

依據EN 13715—2006《鐵路應用-輪對和轉向架-車輪-車輪踏面》中的坐標點平移法得到不同輪緣厚度下的踏面幾何廓形。對比輪緣厚度分別為32.5 mm、30.5 mm及28.5 mm時的踏面幾何形狀發現，輪緣厚度減薄后，常接觸區趨平，可能導致匹配錐度偏低。不同輪緣厚度踏面對比見圖6。

圖6 不同輪緣厚度時踏面外形及等效錐度對比圖

實測軌廓和不同輪緣厚度的輪對并進行輪軌匹配分析。輪緣厚度分別為28.5 mm、30.5 mm和32.5 mm時的輪軌接觸幾何關系如圖7所示。

圖7 不同輪緣厚度時的輪軌匹配分析圖

輪緣厚度為28.5 mm時的輪徑差曲線及等效錐度曲線如圖8所示。由圖8可知，3 mm車輪諧波橫向位移對應的等效錐度為0.04。

圖8 輪緣厚度為28.5 mm時的輪徑差和等效錐度

輪緣厚度為30.5 mm時的輪徑差曲線及等效錐度曲線如圖9所示。由圖9可知，3 mm車輪諧波橫向位移對應的等效錐度為0.045。

圖9 輪緣厚度為30.5 mm時的輪徑差和等效錐度

輪緣厚度為32.5 mm的輪徑差曲線及等效錐度曲線如圖10所示。由圖10可知，3 mm車輪諧波橫向位移對應的等效錐度為0.17。

圖10 輪緣厚度為32.5 mm時的輪徑差和等效錐度

對比3種輪緣厚度下的輪徑差曲線(見圖11)可知，相較于輪緣厚度為32.5 mm的踏面幾何，輪緣厚度為30.5 mm與28.5 mm的踏面幾何分別將相關坐標點平移2 mm與4 mm以補償踏面減薄厚度。這樣就造成了車輪常接觸區過于平坦，車輪橫移產生較小的輪徑差，導致實際匹配等效錐度過小，輪對產生低頻大幅蛇行，嚴重時可能碰到輪緣而發生兩點接觸。

圖11 不同輪緣厚度時的輪徑差曲線

3.2.2 實測匹配關系

對車輪踏面進行磨耗普查，并與實測軌廓進行輪軌匹配分析，如圖12所示。由圖12可知，絕大部分車輪輪緣厚度均在30 mm以下，常接觸區過于平坦。這是由于業主誤用EN 13715—2006定義的薄輪緣幾何形狀，導致大部分車輪等效錐度過低，由此產生1 Hz主頻的車體大幅晃動。

圖12 車輪踏面輪徑差普查數據匯總

對晃動較為嚴重的兩組車輪進行等效錐度計算，如圖13～14所示。由圖13～14可知，等效錐度均值分別為0.05和0.03。

圖13 車組1車輪等效錐度

圖14 車組2車輪等效錐度

3.3 車體運動模態分析

在車體前、中、后3個斷面各布置4個加速度計，測試其橫向和垂向加速度，并利用LMS Test.Lab軟件中的PolyMAX分析方法對車體模態進行識別。讀入平穩性超標路段各測點的加速度數據，選擇加速度值較小的測點作為基準點，做互功率譜，之后選擇譜中的極值點作為模態頻率。車體各測點布置及振型如圖15所示。圖15中，車體主要存在1 Hz的特征頻率，該頻率對應的車體振型為“側滾+橫移”。

圖15 車體各測點布置及振型圖

3.4 車體失穩狀態視頻監測

在構架端部安裝高清攝像頭，拍攝輪對相對于構架的蛇行運動姿態，如圖16所示。

圖16 輪對相對于構架的蛇行運動姿態截圖

此外，調整攝像頭拍攝角度，從車體拍攝轉向架，從2車端部拍攝1車端部，均可以看到1 Hz低頻振動。

4 結論

1) 車體1 Hz低頻振動導致車體平穩性指標超標，該頻率激擾來源于輪對。

2) 輪對錯誤鏇修導致常接觸區過于平坦，左右車輪輪徑差過小，實際匹配等效錐度過低，引起輪對1 Hz低頻蛇行運動。

3) 車體在平穩性超標路段表現為“側滾+橫移”模態振動。

4) 視頻測試作為一種有效測試手段，驗證了輪對1 Hz低頻蛇行運動，客觀且最為直接地揭示了事物的本質特征。

5) 按照實際薄輪緣方案鏇修，將薄輪緣位置做適當過渡，常接觸區基本保持不變，以此來保證±3 mm附近的輪徑差，確保錐度合理，這是最為根本的解決方法。

6) 適當降低抗蛇行減振器剛度，提高其阻尼，利用車體抑制轉向架1 Hz低頻振動，可適當緩解車體1 Hz低頻晃動。