城際列車晃車機(jī)理試驗(yàn)研究

厲鑫波，周勁松，夏張輝，吳 尚

（同濟(jì)大學(xué) 鐵道與城市軌道交通研究院，上海201804）

隨著我國城市軌道交通的高速發(fā)展，運(yùn)營速度的不斷提高，由軌道激擾、輪軌磨耗、懸掛參數(shù)不匹配、走行部部件疲勞等問題愈發(fā)凸顯，這將導(dǎo)致車輛運(yùn)行品質(zhì)和乘客乘坐舒適性降低，甚至引發(fā)安全事故。而晃車現(xiàn)象是運(yùn)營車輛最為常見的一種偶發(fā)性問題。研究發(fā)現(xiàn)，轉(zhuǎn)向架蛇行頻率隨運(yùn)行速度的升高而增大，而在某一車速下，轉(zhuǎn)向架蛇行頻率與車體某階振型的頻率接近時(shí)，轉(zhuǎn)向架的蛇行運(yùn)動與車體的搖頭或滾擺運(yùn)動相耦合，產(chǎn)生嚴(yán)重的晃車現(xiàn)象，從而惡化車輛的運(yùn)行平穩(wěn)性[1-2]。文獻(xiàn)[3]研究了二系橫向剛度和阻尼、二系縱向剛度和阻尼、一系縱向定位剛度、車輛踏面等效錐度、車體質(zhì)量等參數(shù)對車輛蛇行失穩(wěn)形態(tài)的影響，表明蛇行失穩(wěn)是制約車輛最高車速的因素，并提出基于穩(wěn)定性的車輛參數(shù)設(shè)計(jì)原則。文獻(xiàn)[4]提出一種基于三次樣條插值原理的模態(tài)追蹤方法，并證實(shí)輪對模態(tài)與車體模態(tài)間的振型切換時(shí)車體低頻橫向晃動的本質(zhì)原因。文獻(xiàn)[5]通過實(shí)車試驗(yàn)、輪軌外型測量和計(jì)算機(jī)仿真，分析得到車輛懸架參數(shù)、車身質(zhì)量布置、輪軌接觸狀態(tài)對車輛的橫向穩(wěn)定性具有顯著影響。

根據(jù)乘客和司機(jī)反映，某在線運(yùn)營的城際列車在有些運(yùn)行區(qū)段內(nèi)會出現(xiàn)偶發(fā)性的車體晃動現(xiàn)象，導(dǎo)致乘坐舒適度降低，影響車輛的運(yùn)行安全性。本文針對此晃車現(xiàn)象，通過提取車輛運(yùn)行工況下的振動信號、實(shí)測車輪踏面和軌道外型等測試手段，結(jié)合理論分析，找出晃車現(xiàn)象的主要原因，并提出針對性的建議。

1 晃車特征提取

針對該運(yùn)營線上車輛出現(xiàn)的晃車現(xiàn)象，需要獲取車輛不同位置處的振動信號，通過車輛運(yùn)行平穩(wěn)性分析、時(shí)頻域分析和信號相干性分析，提取到晃車特征，包括車輛運(yùn)行平穩(wěn)性指標(biāo)、晃車主頻以及振動信號傳遞特征等。

1.1 測試方案

測試中選取該運(yùn)營線的某編組列車的一節(jié)M車作為研究對象，測試過程中，車輛處于AW0 的載荷狀態(tài)，并以ATO運(yùn)行模式運(yùn)行上、下行全程。

城際列車振動的傳遞路徑一般為車輪與軌道相互作用產(chǎn)生激勵，通過走行部件傳導(dǎo)至車體。為了評價(jià)其運(yùn)行平穩(wěn)性，研究不同部件之間的振動傳遞特性，提取車輛的晃車特征，需要獲取車體、構(gòu)架和軸箱的不同位置的振動信號。車體、構(gòu)架和軸箱上布置了三軸加速度傳感器，傳感器參數(shù)如表1所示。車體測點(diǎn)分布在一、二位端的地板和天花板角上；轉(zhuǎn)向架測點(diǎn)如圖1所示。

圖1 轉(zhuǎn)向架測點(diǎn)分布示意圖

測點(diǎn)分布在構(gòu)架端部和異側(cè)中點(diǎn)處以及軸箱對角處。每個(gè)測點(diǎn)采集橫向和垂向振動信號。

1.2 平穩(wěn)性分析

包括我國在內(nèi)，歐洲鐵路聯(lián)盟以及前社會主義國家鐵路合作組織均采用Sperling 提出的平穩(wěn)性指標(biāo)來評價(jià)車輛的運(yùn)行品質(zhì)[6]。式（1）是基于人體對于不同頻率的舒適性感受進(jìn)行加權(quán)處理的車輛舒適度評價(jià)。客車運(yùn)行平穩(wěn)性指標(biāo)的評價(jià)等級分為3 級：平穩(wěn)性指標(biāo)小于2.5為優(yōu)；2.5至2.75為良好；2.75至3.0為合格[7]。

式中：A為振動加速度，g；f為振動頻率，Hz；F(f)為頻率修正系數(shù)，如表1所示。

表2 頻率修正系數(shù)

為了解車輛舒適度水平及晃車時(shí)間段，計(jì)算車輛全程運(yùn)行速度對應(yīng)的車輛運(yùn)行平穩(wěn)性，步長為20 s。圖2、圖3為車體測點(diǎn)的垂向與橫向的運(yùn)行平穩(wěn)性指標(biāo)。

圖2 隨速度變化的垂向平穩(wěn)性

圖3 隨速度變化的橫向平穩(wěn)性

表1 加速度傳感器參數(shù)

從圖中可以看出，運(yùn)行速度與運(yùn)行平穩(wěn)性趨勢基本一致；車體垂向運(yùn)行平穩(wěn)性指標(biāo)均比較小且小于2.5，運(yùn)行平穩(wěn)性等級為優(yōu)；車體橫向運(yùn)行平穩(wěn)性指標(biāo)在多個(gè)時(shí)間段內(nèi)大于2.5，并且在1 560 s～1 900 s 內(nèi)有部分平穩(wěn)性指標(biāo)大于2.5甚至超過3，運(yùn)行平穩(wěn)性等級為不合格。將1 560 s～1 900 s的采樣時(shí)間段記為晃車時(shí)間段。

1.3 時(shí)域?qū)Ρ?/h3>

圖4至圖9為晃車和非晃車時(shí)間段內(nèi)截取的車體、構(gòu)架和軸箱的橫向時(shí)域信號。

從圖中可以發(fā)現(xiàn)，振動能量由軸箱至車體不斷衰減，相較于非晃車時(shí)間段，發(fā)生晃車時(shí)，車體和構(gòu)架都出現(xiàn)了明顯的低頻諧波信號，而軸箱未見明顯異常。這一現(xiàn)象可以說明車體和構(gòu)架在晃車時(shí)間段中均出現(xiàn)了橫向低頻振動，明顯異于非晃車時(shí)間段的車輛運(yùn)行狀態(tài)，而軸箱受剛性約束未表現(xiàn)明顯晃動。

圖4 晃車時(shí)間段車體橫向時(shí)域信號

圖5 非晃車時(shí)間段車體橫向時(shí)域信號

圖6 晃車時(shí)間段構(gòu)架橫向時(shí)域信號

圖7 非晃車時(shí)間段構(gòu)架橫向時(shí)域信號

圖8 晃車時(shí)間段軸箱橫向時(shí)域信號

圖9 非晃車時(shí)間段軸箱橫向時(shí)域信號

1.4 時(shí)頻域?qū)Ρ?/h3>

圖10至圖13為晃車及非晃車時(shí)間段內(nèi)截取的車體和構(gòu)架的橫向振動的時(shí)頻域信號。

從圖中可以看出，當(dāng)出現(xiàn)晃車現(xiàn)象時(shí)，車體和構(gòu)架均出現(xiàn)4 Hz 左右的主頻峰值且能量較高。當(dāng)車輛未晃車時(shí)，車體主頻在1.58 Hz 左右，而構(gòu)架在頻譜中能量分布離散，沒有明顯的主頻。

1.5 相干性分析

分析車體和構(gòu)架之間傳遞的振動信號的相干特性。

圖14為晃車及非晃車時(shí)間段內(nèi)車體和構(gòu)架相近測點(diǎn)的相干性。

圖10 晃車時(shí)間段車體橫向時(shí)頻域信號

圖11 非晃車時(shí)間段車體橫向時(shí)頻域信號

圖12 晃車時(shí)間段構(gòu)架橫向時(shí)頻域信號

圖13 非晃車時(shí)間段構(gòu)架橫向時(shí)頻域信號

從圖中可以發(fā)現(xiàn)，車體與構(gòu)架的橫向振動信號在4 Hz 左右相干系數(shù)接近1，說明車體的晃動現(xiàn)象與構(gòu)架存在很大的相關(guān)性，可以初步證實(shí)晃車的主要能量是由轉(zhuǎn)向架傳遞過來的。

然而，與其他數(shù)字化資源一樣，在享受信息時(shí)代網(wǎng)絡(luò)化帶來的便利之時(shí)，數(shù)字化唐卡圖像同樣面臨著未經(jīng)授權(quán)的復(fù)制、傳播，甚至假冒和惡意篡改等問題，嚴(yán)重侵犯了版權(quán)所有者的合法權(quán)益。此類圖像安全信任危機(jī)不予解決，將嚴(yán)重阻礙藏文化網(wǎng)絡(luò)傳播和唐卡產(chǎn)業(yè)化發(fā)展進(jìn)程。目前，唐卡圖像的研究工作主要集中在唐卡數(shù)字化保護(hù)、唐卡圖像修復(fù)[3,4]、唐卡圖像檢索[5,6]等方面，針對唐卡圖像數(shù)字化后的圖像信息安全問題的研究尚屬空白。本文試圖在唐卡數(shù)字化圖像版權(quán)保護(hù)和認(rèn)證方面展開研究工作。

2 晃車原因分析

圖14 晃車與非晃車時(shí)間段車體和構(gòu)架的相干性

分析提取出的車體、構(gòu)架和軸箱的晃車特征，可以發(fā)現(xiàn)車體的晃動現(xiàn)象總是伴隨著轉(zhuǎn)向架的晃動而出現(xiàn)。通過整車ODS分析、轉(zhuǎn)向架穩(wěn)定性分析和計(jì)算蛇行頻率，對晃車原因作進(jìn)一步的解釋。

2.1 ODS分析

工作變形分析（ODS）又稱運(yùn)行響應(yīng)模態(tài)分析，ODS 是各階模態(tài)在某一時(shí)刻或頻率下的線性疊加。對于運(yùn)行的車輛，其激勵是難以測得的，那么根據(jù)頻域ODS分析便能識別出車輛的主頻振型，還原車輛在晃車工況下的實(shí)際姿態(tài)。

圖15為晃車時(shí)間段內(nèi)的車輛振型動畫。從圖中可以發(fā)現(xiàn)，車輛的固有頻率為4.11 Hz，阻尼比為3.86%。根據(jù)設(shè)計(jì)經(jīng)驗(yàn)，車體的固有頻率一般不超過2 Hz，可以判斷晃車段的4 Hz左右固有頻率實(shí)則為車體與前后轉(zhuǎn)向架耦合振動的結(jié)果，表現(xiàn)為轉(zhuǎn)向架蛇行與車體搖頭反相耦合。

圖15 晃車時(shí)間段整車振型動畫

2.2 穩(wěn)定性分析

根據(jù)ODS 分析推測得到晃車現(xiàn)象是一種接近以轉(zhuǎn)向架為主振型的二次蛇行運(yùn)動。這是一種由系統(tǒng)內(nèi)部的非振動能量轉(zhuǎn)換為振動的激勵而產(chǎn)生的自激振動。二次蛇行出現(xiàn)在較高的運(yùn)行速度下，其振動頻率高于車體固有頻率，將嚴(yán)重影響車輛系統(tǒng)的穩(wěn)定性。根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)UIC518，對構(gòu)架進(jìn)行穩(wěn)定性分析。先對構(gòu)架的振動加速度信號添加一個(gè)帶通濾波器，頻率范圍為所關(guān)心的穩(wěn)定性頻率正負(fù)2 Hz 左右，其阻帶衰減率應(yīng)大于或等于24 dB/倍頻程，再以10 m 為滑動增量，計(jì)算每100 m 內(nèi)的滑動均方根值[8]。圖16展示了晃車及非晃車時(shí)間段內(nèi)構(gòu)架的穩(wěn)定性。

圖16 隨距離變化的轉(zhuǎn)向架穩(wěn)定性

從圖16中可以發(fā)現(xiàn)，當(dāng)出現(xiàn)晃車時(shí)，轉(zhuǎn)向架的穩(wěn)定性大大降低。

2.3 計(jì)算蛇行頻率

根據(jù)實(shí)測晃車與非晃車線路段的軌道外型，計(jì)算實(shí)測車輪踏面的等效錐度，如圖17所示。

圖17 晃車與非晃車線路段等效錐度

從圖中可以看出，晃車與非晃車線路段的輪軌匹配等效錐度無顯著差異，其等效錐度均值在0.25左右。由此確定軌道因素不是產(chǎn)生晃車現(xiàn)象的主要原因。

利用上述求得的等效錐度，根據(jù)式（2）蛇行頻率計(jì)算公式，求得蛇行頻率為3.94 Hz。此計(jì)算結(jié)果與提取的晃車主頻以及根據(jù)ODS 分析識別的振型頻率基本一致，證實(shí)是由轉(zhuǎn)向架穩(wěn)定性不足形成蛇行運(yùn)動導(dǎo)致晃車，并驗(yàn)證了試驗(yàn)結(jié)果的可靠性。

式中：λ為車輪踏面等效錐度；b為滾動圓間距；r0為輪對名義滾動圓半徑。

3 結(jié)語

對研究對象的車體、構(gòu)架和軸箱的振動信號進(jìn)行采集，先對其進(jìn)行平穩(wěn)性評價(jià)，區(qū)分晃車與非晃車時(shí)間段，再對振動信號進(jìn)行時(shí)頻域分析，計(jì)算車體和構(gòu)架之間的振動信號傳遞的相干性，提取晃車特征，然后對測試結(jié)果進(jìn)行ODS分析和構(gòu)架穩(wěn)定性分析，再計(jì)算蛇行頻率。通過以上分析過程，給出以下結(jié)論和建議：

（1）由于晃車時(shí)車體的頻率在4 Hz 左右，該頻率非車體自身的固有頻率，所以排除激勵頻率與車體固有頻率接近導(dǎo)致的共振，而晃車與非晃車線路段的輪軌匹配等效錐度無顯著差異，確定軌道因素非主要原因，由此推斷是由于車輛系統(tǒng)穩(wěn)定性裕量不足，轉(zhuǎn)向架接近蛇行失穩(wěn)導(dǎo)致的車體晃動；

（2）在保證運(yùn)營效率和運(yùn)行安全的前提下，適當(dāng)降低車輛運(yùn)行速度，同時(shí)可以縮短車輛璇輪周期，定期養(yǎng)護(hù)走行部的關(guān)鍵部件，提高車輛系統(tǒng)蛇行運(yùn)動穩(wěn)定性。