GMC-96B鋼軌打磨列車B車司機室垂向振動改進優化試驗研究

陳政南，曲金娟，苗曉雨，張 甫

（1 中國鐵道科學研究院集團有限公司 機車車輛研究所，北京 100081；2 北京縱橫機電科技有限公司，北京 100094）

GMC-96B型鋼軌打磨列車主要用于磨削鐵路正線的鋼軌，恢復軌頭工作區域的設計外形，消除鋼軌的波磨、側磨、剝離等缺陷。

鋼軌打磨列車由7節車組成，其中第1車和第7車為帶司機室的打磨作業車，定義為B車，如圖1所示。

圖1 GMC-96B型鋼軌打磨列車

GMC-96B型鋼軌打磨列車應用一段時間后，B車在速度55～72 km/h的范圍內運行時司機室存在持續的、劇烈的垂向振動現象，而低于55 km/h和大于72 km/h的速度區段異常的垂向振動減弱、消失。

車輛振動是一個系統性問題，它涉及到車輛參數、載荷分布、車體結構、減振方式、輪對狀態等方面。司機室作為車輛結構的一部分，它的異常振動需要在車輛整個系統范圍內來綜合加以解決。

為了解B車原型車司機室振動特點，分析產生的原因并為后續提供改進方案，項目組在京廣線鄭州南—許昌對GMC-96B型鋼軌打磨列車進行了自運行試驗，最高試驗速度80 km/h，振動測試結果見表1。司機室和車體幅度最大的振動發生在60 km/h速度級，司機室座椅附近垂向振動加速度最大值達到11.39 m/s2，平穩性指標最大值達到6.41，平均值為5.09，超過GB/T 17426—1998《鐵道特種車輛和軌行機械動力學性能評定及試驗方法》要求。

表1 B車司機室座椅附近垂向加速度數據[1]

1 試驗結果分析

在進行B車原型車振動試驗時，發現B車的確存在嚴重的垂向振動問題，垂向平穩性指標遠超出標準GB/T 17426—1998的規定。我們首先分析了司機室和車體結構的振動主頻及關系；其次，針對軸箱、構架、車體和司機室垂向加速度值及車體和司機室平穩性指標，分析了振動從軸箱—構架—車體—司機室的傳遞關系；最后，通過測量B車轉向架相對摩擦系數及轉向架拆解檢查，分析其摩擦副的減振效果。

1.1 司機室與車體振動特點

由于在振動試驗中，B車原型車司機室座椅附近位置垂向振動最惡劣，特別是沿著車體縱向方向，越靠近車體端部，垂向振動越顯著。司機室座椅附近和司機室后部垂向振動頻譜圖、B車車體振動測點頻譜如圖2、圖3所示，從圖2、圖3可以看出，在14 Hz頻域范圍內看，振動能量主要集中在4.76～6.84 Hz，主要為點頭振動。端部車體的振動和司機室座椅附近的垂向振動相近，頻率集中在5～7 Hz。而車體模態分析計算顯示，車體的一階彎曲主頻在5 Hz左右。由于車體結構抗彎能力較弱、一階彎曲頻率較低，運行速度提升至55～60 km/h時，輪對滾動頻率即已與車體一階彎曲頻率接近。

圖2 垂向振動頻譜圖

圖3 B車車體振動測點頻譜

將司機室端車體看成是懸臂梁，B車司機室5 t左右質量通過8個支撐點作用在較單薄、剛度不足的槽鋼上，導致車體端部撓度較大，加劇了點頭振動。一般認為增加司機室端側梁剛度，同時將單純由側梁承載方式改為車體端部整體承載的方式，可以降低端部車體的撓度，司機室的振動將會有所改善。

1.2 振動傳遞關系

通過在轉向架構架、軸箱、車體和司機室設置垂向振動加速度測點能夠為分析B車從軸箱—構架—車體—司機室等位置的振動傳遞情況提供全面的數據支撐，并且便于分析各個位置之間振動差異，分析查找問題原因［2］。

軸箱—構架傳遞、構架—車體傳遞、車體—司機室傳遞如圖4～圖6所示，從圖4～圖6各級傳遞關系來看，軸箱至構架和車體（心盤附近）至司機室（座椅附近）4.7～7 Hz左右頻率成份的振動能量明顯增大。

圖4 軸箱—構架傳遞[1]

圖6 車體(心盤附近)—司機室(座椅附近)傳遞[1]

從圖4看出，軸箱—構架間傳遞變化較大，低頻成分放大倍數較多。從圖5看出，構架—車體（心盤附近）間傳遞時低頻成分基本沒有變化。從圖6看出，車體（心盤附近）—司機室（座椅附近）的低頻振動也被放大。振動傳遞關系表明，在軸箱—構架間、車體（心盤附近）—司機室（座椅附近）間進行優化減振效果可能會更明顯一些。其中軸箱—構架間傳遞經過了摩擦減振器，車體（心盤附近）—司機室（座椅附近）傳遞涉及車體結構和車體端部承受司機室載荷的方式。振動傳遞關系為優化改進指明了方向。

圖5 構架—車體(心盤附近)傳遞[1]

1.3 相對摩擦系數測定

轉向架的相對摩擦系數是摩擦力與垂向力的比值，該值偏大會造成硬性沖擊，太小則不能消耗振動的能量，一般設計值在0.06～0.08之間。

B車相對摩擦系數測試數據見表2，可以看出摩擦減振器的相對摩擦系數數值普遍偏大，離散度也較大，摩擦減振器的減振效果可能存在問題。

表2 B車相對摩擦系數測試數據表

B車轉向架進行解體檢查過程中發現，B車2個轉向架原有的大部分軸箱體磨耗板與斜楔配合不良，存在生銹、接觸不完全、劃痕、尺寸誤差較大以及磨耗板與承載軸箱有形成正八字等現象，如圖7所示，這也是相對摩擦系數值偏大且離散的原因。

圖7 轉向架摩擦副配合不良

2 改進方案

根據測試數據分析結果，從降低司機室垂向振動加速度和平穩性指標優化司機室振動的角度出發，有2種技術改進途徑：一種是改善轉向架摩擦副作用效果，盡可能衰減低頻成分；另一種是增強車體的抗彎剛度，同時改變司機室作用在車體上的承載方式，盡可能減少車體端部產生的撓度，以降低垂向點頭振動的能量。

2.1 更改摩擦副方案

因拆解發現摩擦減振器配合不良，為改善轉向架摩擦副配合，盡可能增加摩擦副接觸面積，同時把相對摩擦系數調整到0.06～0.08的水平，將原軸箱體上焊裝的27SiMn材質的磨耗板更換成材質為二硫化鉬、樹脂、增強纖維的高分子材料磨耗板，如圖8、圖9所示。

圖8 B車更改摩擦副方案

圖9 軸箱體磨耗板的更換

軸箱磨耗板更換成高分子材料以后，對B車進行了相對摩擦系數的測定。改進后相對摩擦系數已降至0.06～0.08，處于減振較好的區間，而且各摩擦副間離散程度也大為減小，見表3。改進方案同時消除了焊接造成的接觸面變形，改善了與斜楔的配合。

表3 B車更換高分子材料磨耗板后相對摩擦系數

2.2 車體局部加強及司機室和車體間承載方式改變方案

圖10 B車車體結構局部加強改進

GMC-96B型鋼軌打磨列車車體剛度按EN 12336設計，撓跨比小于3‰，為了盡可能減少司機室端車體的撓度，以降低司機室垂向點頭振動的能量，在B車車體兩側加裝槽鋼，每側共3根，每根3 250 mm×400 mm×12 mm；車體側梁和中梁間增加橫向加強筋來提高整車的剛度，共計7處；在司機室和車體間增加橡膠墊，司機室質量由車體端部整體承載，改變僅僅靠8個支撐點作用在槽鋼上的情況，改善側梁的受力。

3 改進效果

B車原型車在更換軸箱磨耗板方案后進行了第1次正線運行驗證試驗，司機室垂向振動有了較大改善。在此基礎上繼續對車體局部加強，司機室和車體間集中整體承載，方案完成后進行了第2次正線運行驗證試驗，司機室垂向振動得到進一步的改善。

3.1 更改摩擦副方案

B車司機室座椅附近垂向振動平穩性指標對比、加速度對比如圖11、圖12所示，從圖11、圖12可以看出，B車司機室座椅附近垂向振動加速度最大值由改進前的11.38 m/s2降為7.85 m/s2，原來在80 km運行里程中加速度超過限度值的點有20多個，改進后加速度超過限度值的點減為2個，分別是7.85 m/s2和7.36 m/s2。改進前，B車司機室座

圖11 司機室座椅附近垂向振動平穩性指標對比[1]

圖12 司機室座椅附近垂向振動加速度對比[1]

改進前后座椅附近垂向振動頻率分布對比如圖13所示，從圖13可以看出，改進前的最大共振點發生在60 km/h，而改進后的最大共振點發生在55 km/h。在40 Hz振動頻率范圍內，振動的幅值下降，在4～7 Hz的范圍內振動能量大為減小。表椅附近垂向振動平穩性指標最大值為6.13，最大平均值為5.09。改進后B車座椅附近垂向振動平穩性指標最大值降為4.59，最大平均值降為4.05。明磨耗板更換后摩擦減振器減振效果有了較大的改善，能夠很好衰減低頻振動。

圖13 改進前后座椅附近垂向振動頻率分布對比

經過此次改進，B車從構架、車體到司機室，垂向振動均大為衰減，各級振動加速度均減小，車體、司機室垂向平穩性指標都有明顯的降低。

3.2 車體局部加強及司機室和車體間承載方式改變方案

司機室座椅附近垂向振動如圖14所示，從圖14可以看出，B車司機室座椅附近垂向振動加速度最大值為3.30 m/s2，垂向振動加速度值進一步降低，垂向振動平穩性指標最大值為4.25，最大平均值為3.86，相對于更換軸箱磨耗板進一步下降，達到標準要求的合格水平。

圖14 司機室座椅附近垂向振動[1]

4 結論

B車司機室振動異常的原因主要有轉向架摩擦減振器減振不良；車體結構抗彎剛度偏低，造成端部車體撓度偏大以及車體彎曲頻率過低。

更換軸箱磨耗板材質方案對改善司機室垂向振動效果最明顯，車體結構局部加強及司機室和車體間增加橡膠墊方案有一定效果。

GMC-96B型鋼軌打磨列車B原型車經過更換軸箱磨耗板材質、車體局部加強及司機室和車體間增加橡膠墊方案優化改進，B車司機室垂向振動加速度最大值為3.30 m/s2，平穩性指標最大平均值為3.86，滿足GB/T 17426—1998《鐵道特種車輛和軌行機械動力學性能評定及試驗方法》的要求。