基于整車穩(wěn)定性態(tài)的自適應(yīng)高速轉(zhuǎn)向架動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)

李特特，樸明偉+，范 軍，方照根，靳世英，李國棟

(1.大連交通大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院, 遼寧 大連 116028； 2.中車長春軌道客車股份有限公司 轉(zhuǎn)向架研發(fā)部，吉林 長春 130062； 3.中車戚墅堰機(jī)車車輛工藝研究所有限公司，江蘇 常州 213011)

0 引言

自適應(yīng)高速轉(zhuǎn)向架動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)需考慮輪軌接觸與轉(zhuǎn)向架懸掛兩大非線性影響因素，進(jìn)而明確有害踏面磨耗的形成機(jī)理及其主要和次要影響因素，以整車穩(wěn)定性態(tài)分析圖引領(lǐng)轉(zhuǎn)向架參數(shù)優(yōu)配，以十分充裕的安全穩(wěn)定裕度兼顧輪對(duì)自穩(wěn)定性和回轉(zhuǎn)阻力矩有效性，以簡單的車體/轉(zhuǎn)向架不穩(wěn)定性確定實(shí)際等效錐度的最小值λemin/最大值λemax，進(jìn)而在可靠性、可用性、可維修性、安全性(Reliability，Availability，Maintainability，Safety，RAMS)管理體制下滿足轉(zhuǎn)向架標(biāo)稱模型的要求，即漸進(jìn)穩(wěn)定意義下的正則攝動(dòng)問題，施行載荷譜編制并提升裝備智能化程度，從而論證并制訂更加安全、環(huán)保和節(jié)能的復(fù)興號(hào)高速列車技術(shù)方案。

穩(wěn)定、導(dǎo)向和磨耗是自適應(yīng)高速轉(zhuǎn)向架型式設(shè)計(jì)及懸掛參數(shù)優(yōu)配所必須兼顧的3大綜合性技術(shù)問題。以軌道車輛為研究對(duì)象，HE等[1]提出多專業(yè)技術(shù)集成的MBS(multi-body system)優(yōu)化問題及解決方法，該方法嚴(yán)格遵循了非線性系統(tǒng)的設(shè)計(jì)模態(tài)分析規(guī)則。具體地，對(duì)于MBS的任意參數(shù)更新，在每一個(gè)勻速穩(wěn)態(tài)下均要進(jìn)行設(shè)計(jì)模態(tài)分析，力求滿足正則攝動(dòng)問題運(yùn)動(dòng)一致性或模型有效性的前提條件，進(jìn)而構(gòu)建了基于轉(zhuǎn)向架標(biāo)稱模型(線性時(shí)變(Linear Time-Varying ，LTV)系統(tǒng))的整備車輛(3階代數(shù)微分方程組I3 DAEs)多目標(biāo)優(yōu)化設(shè)計(jì)和動(dòng)態(tài)仿真分析驗(yàn)證方法體系。

然而，相對(duì)遺傳算法等優(yōu)化技術(shù)手段，多目標(biāo)優(yōu)化研究應(yīng)該更加重視Pareto改進(jìn)設(shè)計(jì)的意義，其中包括無支配解、相關(guān)族群(或聚類)劃分和關(guān)鍵少數(shù)(或主要矛盾的主要方面)3個(gè)要點(diǎn)。若片面強(qiáng)調(diào)支配關(guān)系，則會(huì)適得其反，即使采用更高效的遺傳算法也會(huì)逐步喪失Pareto前沿。

自適應(yīng)高速轉(zhuǎn)向架型式設(shè)計(jì)和懸掛參數(shù)優(yōu)配是非常復(fù)雜的多目標(biāo)優(yōu)化設(shè)計(jì)問題，如同飛行器翼型優(yōu)化設(shè)計(jì)及其低風(fēng)阻高升力技術(shù)要求，必須采用正交分解/設(shè)計(jì)模態(tài)等數(shù)據(jù)挖掘分析手段厘清有害踏面磨耗的形成機(jī)理及其主要和次要影響因素[2-4]，族群劃分才能更好地體現(xiàn)Pareto改進(jìn)設(shè)計(jì)的意義，使新一代高速動(dòng)車組的產(chǎn)品壽命周期(Product Life Cycle，PLC) 管理效益最大化。

高速輪軌不穩(wěn)定和穩(wěn)定蛇行振蕩亦可相互轉(zhuǎn)變，實(shí)際滾動(dòng)圓半徑差(Rolling Radius Difference，RRD)則是決定輪軌橫向動(dòng)態(tài)制衡關(guān)系的關(guān)鍵影響因素。與Klingel蛇行公式不同，WICHENS等構(gòu)建了基于橫移與搖頭2DoF的有約束輪對(duì)動(dòng)力學(xué)方程[5-6]，其深刻闡述了穩(wěn)定和磨耗之間的3點(diǎn)內(nèi)在規(guī)律：①輪軌橫向動(dòng)態(tài)制衡關(guān)系是研判不穩(wěn)定和穩(wěn)定蛇行振蕩相互轉(zhuǎn)變的唯一依據(jù)；②輪對(duì)自穩(wěn)定性因此成為保障形成正常踏面磨耗的前提條件；③回轉(zhuǎn)阻力矩的有效性是獲得安全穩(wěn)定裕度的可靠技術(shù)保障。因此，新一代高速動(dòng)車組必須通過車輛與鋼軌專業(yè)的協(xié)同創(chuàng)新保持實(shí)際輪軌接觸的(近)線性關(guān)系，因?yàn)閱螒{輪軌關(guān)系改進(jìn)研究不可能徹底解決有害踏面磨耗問題。

有害踏面磨耗是與經(jīng)濟(jì)速度密切相關(guān)的重要非線性影響因素之一。例如歐洲鐵路運(yùn)輸ETR系列擺式轉(zhuǎn)向架及其車輪踏面磨耗的經(jīng)驗(yàn)極限曲線[7]顯示，其在經(jīng)濟(jì)速度200 km/h～250 km/h下能夠避免磨耗輪軌形成局部密貼型接觸，盡可能降低全生命周期成本(Life Cycle Cost，LCC)。

如果打破經(jīng)濟(jì)速度200 km/h～250 km/h的周期律，則轉(zhuǎn)向架對(duì)車體的接口關(guān)系需要強(qiáng)調(diào)其復(fù)雜約束的雙重屬性，即拓?fù)潢P(guān)系屬性及其約束內(nèi)力非線性。為了改善并增強(qiáng)對(duì)軌道線路及其服役技術(shù)條件的適應(yīng)性、友好性和穩(wěn)定魯棒性，自適應(yīng)高速轉(zhuǎn)向架動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)必須在十分充裕的安全穩(wěn)定裕度下兼顧輪對(duì)自穩(wěn)定性和回轉(zhuǎn)阻力矩有效性，利用整車穩(wěn)定性態(tài)分析圖引領(lǐng)轉(zhuǎn)向架參數(shù)優(yōu)配，消除“一次蛇行”及其他類似現(xiàn)象，以簡單的車體/轉(zhuǎn)向架不穩(wěn)定性確定λemin/λemax。在充分保證橫向穩(wěn)定性的前提下，使抗側(cè)滾扭桿裝置發(fā)揮正常功能[8-11]，抵御不穩(wěn)定的側(cè)風(fēng)或尾流擾動(dòng)產(chǎn)生的強(qiáng)勁流固耦合效應(yīng)，避免如高速晃車等系統(tǒng)輸出響應(yīng)對(duì)車輪蠕滑的負(fù)面影響。

由此可見，載荷安全性是科學(xué)合理地制訂修程修制并切實(shí)有效地保障備品備件互換性或通用性的重要條件之一，其更好地展示了Pareto改進(jìn)設(shè)計(jì)的意義。為此，自適應(yīng)高速轉(zhuǎn)向架動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)需要進(jìn)一步充實(shí)其安全舒適型設(shè)計(jì)的技術(shù)內(nèi)涵，即高速轉(zhuǎn)向架標(biāo)稱模型及其安全穩(wěn)定裕度的技術(shù)保障。

相對(duì)McPHEE提出的轉(zhuǎn)向架標(biāo)稱模型及多目標(biāo)優(yōu)化設(shè)計(jì)，自適應(yīng)高速轉(zhuǎn)向架動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)是以復(fù)雜約束內(nèi)力精準(zhǔn)分析為主要依據(jù)的系統(tǒng)設(shè)計(jì)方法，其主要完成如下創(chuàng)新工作：

(1)利用拓?fù)潢P(guān)系圖不斷對(duì)仿真模型進(jìn)行精細(xì)化處理，針對(duì)輪軌接觸與轉(zhuǎn)向架懸掛兩大非線性影響因素，明確有害踏面磨耗的形成機(jī)理及其主要/次要影響因素。

(2)以整車穩(wěn)定性態(tài)分析圖進(jìn)行轉(zhuǎn)向架參數(shù)優(yōu)配，以簡單的車體/轉(zhuǎn)向架不穩(wěn)定性確定λemin/λemax，進(jìn)而在RAMS管理體制下滿足轉(zhuǎn)向架標(biāo)稱模型的要求，使LCC最小化。

(3)在統(tǒng)一規(guī)范的輪軌匹配條件下，利用安全穩(wěn)定裕度變化來保障均勻磨耗、穩(wěn)定磨耗和快速磨耗三階段正常磨耗規(guī)律，進(jìn)而在車輛與鋼軌專業(yè)的協(xié)同創(chuàng)新下保持實(shí)際輪軌接觸的(近)線性關(guān)系，盡可能避免對(duì)鋼軌實(shí)施過度的維修性打磨。

中國的高鐵建設(shè)取得了令世界矚目的成績，以“復(fù)興號(hào)”為代表的中國高鐵技術(shù)也實(shí)現(xiàn)了從“追趕”到“領(lǐng)跑”的重大跨越，然而有害踏面磨耗仍然是世界高鐵運(yùn)維的技術(shù)瓶頸，尤其在當(dāng)前高鐵客運(yùn)需求迅猛增長而票價(jià)長期低位運(yùn)行的形勢下，有必要著力打造新一代高速動(dòng)車組研發(fā)技術(shù)平臺(tái)，積極推介自適應(yīng)高速轉(zhuǎn)向架動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)及軟件分析方法，徹底消除有害踏面磨耗及其造成的負(fù)面影響。

最近公開發(fā)布的《交通強(qiáng)國建設(shè)綱要》更加明確了鐵路貨運(yùn)提速的行業(yè)發(fā)展愿景和指導(dǎo)意見，積極分享了高鐵運(yùn)維技術(shù)成果——時(shí)速250 km級(jí)高速輪軌貨運(yùn)列車將實(shí)現(xiàn)重大突破，以加速跨區(qū)域/洲際經(jīng)濟(jì)走廊的建設(shè)，增強(qiáng)鐵路運(yùn)輸?shù)目沙掷m(xù)發(fā)展能力。為此，自適應(yīng)高速轉(zhuǎn)向架動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)必須徹底解決有害踏面磨耗問題，進(jìn)而以高速度等級(jí)鐵路專線提升鐵路貨運(yùn)速度，破解空車回送低動(dòng)力作用技術(shù)難題[12]。

結(jié)合相關(guān)科研工作，本研究首先研討(不)穩(wěn)定蛇行振蕩及其相互轉(zhuǎn)變條件，進(jìn)而揭示常規(guī)鐵路車輛穩(wěn)定磨耗的內(nèi)在規(guī)律；然后結(jié)合3個(gè)典型案例分析，闡述并論證有害踏面磨耗的形成機(jī)理及其初步分析結(jié)論的正確性，給出高鐵車輛穩(wěn)定磨耗的3大推論；最后根據(jù)抗蛇行(寬)頻帶吸能機(jī)制，制定提速轉(zhuǎn)向架的動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)及軟件分析流程框圖，并給出自適應(yīng)快速/高速轉(zhuǎn)向架的兩個(gè)應(yīng)用案例。

1 磨耗穩(wěn)定理論及其指導(dǎo)意義

以地鐵列車作為分散動(dòng)力驅(qū)動(dòng)技術(shù)原型，上世紀(jì)60年代日本新干線開創(chuàng)了200 km/h鐵路客運(yùn)新紀(jì)元。然而WICKENS認(rèn)為日本新干線僅解決了新車橫向穩(wěn)定性問題，并將橫移與搖頭2Dof的有約束輪對(duì)動(dòng)力學(xué)方程作為基本研究問題，創(chuàng)建了較為完善的磨耗穩(wěn)定理論[13]。時(shí)隔半個(gè)多世紀(jì)，WICKENS的磨耗穩(wěn)定理論仍然對(duì)解決當(dāng)今高鐵運(yùn)維實(shí)踐技術(shù)問題具有指導(dǎo)意義。

1.1 穩(wěn)定與磨耗之間的內(nèi)在規(guī)律

基于橫移與搖頭2DoF的有約束輪對(duì)動(dòng)力學(xué)方程為[6]

(1)

在勻速穩(wěn)態(tài)下忽略輪對(duì)慣性力(矩)與軸箱懸掛定位約束內(nèi)力，輪對(duì)左右車輪蠕滑力(矩)

(2)

將式(2)代入式(1)，整理得到

(3)

(γW)y≈(2fη)φ。

(4)

式中左側(cè)為輪對(duì)重力剛度對(duì)輪對(duì)橫移y所形成恢復(fù)力的反饋響應(yīng)，右側(cè)2倍的縱向蠕滑系數(shù)與輪對(duì)搖頭角的乘積為輪對(duì)搖頭產(chǎn)生的橫向蠕滑力，即左右車輪自旋蠕滑產(chǎn)生的縱向蠕滑力，兩者構(gòu)成了輪軌橫向動(dòng)態(tài)制衡關(guān)系。

在一般商業(yè)運(yùn)行的勻速穩(wěn)態(tài)下，如式(1)和式(4)所示，可以得到如下與輪軌橫向動(dòng)態(tài)制衡關(guān)系相關(guān)的兩點(diǎn)重要結(jié)論：

(1)只有當(dāng)輪軌橫向動(dòng)態(tài)制衡關(guān)系成立，即輪對(duì)重力剛度能夠形成其恢復(fù)力的反饋響應(yīng)時(shí)，左右車輪蠕滑力(矩)才能變得很小，且輪軌接觸表面磨耗功僅有縱向和橫向兩個(gè)主要組成部分，此時(shí)符合小蠕滑無自旋假設(shè)條件。

(2)如果輪軌橫向動(dòng)態(tài)制衡關(guān)系不成立，即輪對(duì)重力剛度部分/全部喪失了其恢復(fù)力的反饋響應(yīng)，則不再遵循小蠕滑無自旋的假設(shè)條件，車輪自旋蠕滑奇異性及其力偶將會(huì)對(duì)輪軌接觸表面磨耗功產(chǎn)生影響。

新型2軸車是WICKENS磨耗穩(wěn)定理論的經(jīng)典研究案例，其給出了如式(5)所示的臨界速度關(guān)系式[14]。具體地，在特定軌道參數(shù)下，臨界速度平方與等效輪對(duì)質(zhì)量和有效錐度成反比，但是與輪對(duì)搖頭約束剛度和車輪名義滾動(dòng)圓半徑成正比。

(5)

式中：r0為車輪名義滾動(dòng)圓半徑；λ為有效錐度(新車狀態(tài)下λ≈λe=δ0，λe為等效錐度，δ0為踏面中央錐角)；l0為名義滾動(dòng)圓橫向跨距的1/2；kφ為輪對(duì)搖頭約束剛度；m為輪對(duì)質(zhì)量；Iz為輪對(duì)搖頭慣性矩。

眾所周知，基于橫移與搖頭2DoF的有約束輪對(duì)動(dòng)力學(xué)方程給出了輪對(duì)自激蛇行失穩(wěn)的結(jié)論，隨著車速的提高，負(fù)阻尼迫使蛇行幅值越來越大，其與Klingel公式一致。不僅如此，WICKENS還首次引入車輪自旋蠕滑，為揭示穩(wěn)定與磨耗之間的內(nèi)在規(guī)律提供了理論依據(jù)，即輪軌橫向動(dòng)態(tài)制衡關(guān)系[15]。

用式(6)～式(9)構(gòu)建如圖1所示的基于單一曲率的輪軌接觸等效線性模型：

接觸角正切

(6)

車輪圓截面半徑

(7)

鋼軌圓截面半徑

(8)

有效錐度

(9)

式中：e0為輪對(duì)相對(duì)軌道的初始橫移量；λe，εe，Φe分別為輪對(duì)車輪踏面錐角、接觸角差和側(cè)滾角的線性等效值。

借助這一等效線性模型，可詮釋W(xué)ICKENS的輪對(duì)自穩(wěn)定理想狀態(tài)及其技術(shù)內(nèi)涵。具體地，臨界速度僅為(非)保守系統(tǒng)力學(xué)性質(zhì)發(fā)生轉(zhuǎn)變的一項(xiàng)標(biāo)志性指標(biāo)。但是更為重要的是輪軌橫向動(dòng)態(tài)制衡關(guān)系，其是研判(不)穩(wěn)定蛇行振蕩相互轉(zhuǎn)變的唯一依據(jù)。只要輪對(duì)搖頭運(yùn)動(dòng)相對(duì)橫移有適度的相位滯后，即可保持輪對(duì)的自穩(wěn)定理想狀態(tài)。

據(jù)此，英國TF25 SA技術(shù)(改用鋼簧懸掛)已經(jīng)成功應(yīng)用于160 km/h行包車、小汽車商品或冷鏈運(yùn)輸?shù)忍胤N車輛。值得注意的是，德國200 km/h城際貨運(yùn)棚車Hbillss-y 307(依舊用板簧吊掛)輕量化車體采用全移動(dòng)側(cè)墻設(shè)計(jì)形式，其最高試驗(yàn)速度達(dá)到213 km/h。

穩(wěn)定與磨耗之間的內(nèi)在規(guī)律，如軸箱懸掛定位約束內(nèi)力及其對(duì)輪對(duì)自穩(wěn)定性的負(fù)面影響，只有采用整車穩(wěn)定性態(tài)分析圖才能得到比較完整的闡述。雖然新型2軸車存在固有的技術(shù)缺陷(如曲線導(dǎo)向性能較差等)，但是相應(yīng)的穩(wěn)定性態(tài)分析表明[12]：①用兩側(cè)牽引桿適度增強(qiáng)輪對(duì)縱向定位剛度，可以解除車體下擺與輪對(duì)橫移模態(tài)之間的牽連運(yùn)動(dòng)關(guān)系，這是目前新型2軸車在歐洲鐵路貨運(yùn)提速得到成功運(yùn)用的主要理論依據(jù)；②如果繼續(xù)增強(qiáng)輪對(duì)的縱向定位剛度，部分車體質(zhì)量則會(huì)參與蛇行振蕩，進(jìn)而晃車導(dǎo)致有害踏面磨耗(如中央凹陷踏面磨耗)，因此采用新型2軸車僅為鐵路貨運(yùn)提速的特例。

我國鐵路貨運(yùn)提速至120 km/h的長期運(yùn)維實(shí)踐充分證實(shí)了轉(zhuǎn)K6等三大件貨運(yùn)轉(zhuǎn)向架改進(jìn)設(shè)計(jì)技術(shù)的效果，其以彈性交叉桿裝置增強(qiáng)抗菱剛度，改用八字形橡膠墊消除承載鞍間隙誤差。然而由于輪對(duì)自穩(wěn)定性的限制，三大件貨運(yùn)轉(zhuǎn)向架的徑向?qū)蚋倪M(jìn)設(shè)計(jì)并未得到應(yīng)用，例如RC25NT的徑向?qū)驒C(jī)構(gòu)只能通過降低車輪沖角來改善曲線導(dǎo)向性，無法施加或增強(qiáng)輪對(duì)搖頭約束剛度。

根據(jù)北美鐵路的車輪磨耗普查數(shù)據(jù)，SAWLEY等[16-17]認(rèn)為三大件貨運(yùn)轉(zhuǎn)向架提速至110 km/h以上，會(huì)因菱形變位或承載鞍間隙誤差迫使前導(dǎo)/跟隨輪對(duì)產(chǎn)生交替錯(cuò)位而形成踏面中央、輪緣根部、虛輪緣3個(gè)主要凹陷踏面磨耗特征，實(shí)際滾徑差RRD也相應(yīng)地產(chǎn)生過零點(diǎn)負(fù)斜率的非線性變化。結(jié)合澳洲重載鐵路的運(yùn)維實(shí)踐，F(xiàn)R?ELING等[18]深入研究了上述車輪凹陷踏面磨耗對(duì)鋼軌滾動(dòng)接觸疲勞(Rolling Contact Fatigue，RCF)失效的負(fù)面影響。從牽引阻力和鋼軌打磨處理等綜合經(jīng)濟(jì)效益的角度分析，兩者得到了一致的結(jié)論，即最大凹陷深度達(dá)到2.0 mm～3.0 mm時(shí)，需要及時(shí)進(jìn)行輪對(duì)鏇修。

在北美鐵路的專業(yè)術(shù)語體系中，車輪磨耗指數(shù)亦稱滾動(dòng)阻力，包括縱向、橫向和自旋3部分，其中車輪自旋蠕滑奇異性及其力偶會(huì)對(duì)輪軌接觸表面磨耗功產(chǎn)生影響，也成為導(dǎo)致鋼軌波浪磨耗的重要因素之一。在膠輪與鋼輪接觸模型取得一致性分析結(jié)論后，NEWLAND[19]指出輪軌滾動(dòng)接觸不連續(xù)會(huì)造成車輪自旋力偶的敏感響應(yīng)，進(jìn)而輪軌滾動(dòng)接觸的不均勻磨耗使鋼軌逐漸形成波浪磨耗。

不同于膠輪對(duì)地面的附著關(guān)系，鋼輪與鋼軌之間的接觸斑面積僅有如大拇指甲般大小，其必須考慮軌道車輛系統(tǒng)的輸出響應(yīng)及其對(duì)車輪蠕滑造成的負(fù)面影響。例如高速晃車，或?qū)螤恳龡U裝置產(chǎn)生鉸接橫向動(dòng)荷非線性影響，或增強(qiáng)了抗側(cè)滾扭桿裝置對(duì)車體的側(cè)滾剛度，從而增大蛇行振蕩參振質(zhì)量并加速踏面偏磨或中央凹陷踏面磨耗。

只有將軌道車輛作為一個(gè)閉環(huán)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)問題，相應(yīng)的仿真模型才能掌握輪軌接觸與轉(zhuǎn)向架懸掛兩大非線性影響因素，并在RAMS管理體制下滿足轉(zhuǎn)向架標(biāo)稱模型的要求，即漸進(jìn)穩(wěn)定意義下的正則攝動(dòng)問題，使LCC最小化。意大利鐵路最早引入這種閉環(huán)系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)分析觀點(diǎn)，例如MSC.ADAMS/RAIL等軟件曾擁有相應(yīng)的設(shè)計(jì)模態(tài)分析工具，以根軌跡圖研判閉環(huán)系統(tǒng)的穩(wěn)定性能[20]。

綜上所述，將提速軌道車輛看作非線性閉環(huán)系統(tǒng)，提速轉(zhuǎn)向架型式設(shè)計(jì)及懸掛參數(shù)優(yōu)化應(yīng)嚴(yán)格遵循設(shè)計(jì)模態(tài)分析規(guī)則，盡可能保持輪軌橫向動(dòng)態(tài)制衡關(guān)系，只有這樣，小蠕滑無自旋假設(shè)才能成立。由此推斷WICKENS闡述的非線性系統(tǒng)線性化處理辯證方法，意在合理劃分相關(guān)族群，更好地詮釋Pareto的前沿性，從而引領(lǐng)高速轉(zhuǎn)向架的技改方向。

1.2 高速輪軌(不)穩(wěn)定蛇行振蕩相互轉(zhuǎn)變

根據(jù)上述穩(wěn)定與磨耗之間的內(nèi)在規(guī)律，即使高速鐵路的線路質(zhì)量再好，其線路曲直比更合理，輪軌橫向動(dòng)態(tài)制衡關(guān)系也有可能被打破，(不)穩(wěn)定蛇行振蕩相互轉(zhuǎn)變，繼而出現(xiàn)輪對(duì)自穩(wěn)定問題(即輪對(duì)搖頭瞬間振蕩失穩(wěn))。車輪縱向蠕滑及其力偶交替變化加劇了踏面縱向磨耗，使實(shí)際滾徑差RRD發(fā)生過零點(diǎn)的非線性變化，輪對(duì)重力剛度因此部分或全部喪失恢復(fù)力。

日本新干線具有特殊的磨耗特征，即運(yùn)行里程10×104km左右，車輪下凹型踏面磨耗且伴有輕微的輪對(duì)偏磨，需要采用不落輪鏇輔助技術(shù)及時(shí)進(jìn)行輪對(duì)鏇修?？紤]到單牽引桿裝置鉸接橫向動(dòng)荷的非線性影響，日本新干線采用首尾拖車列車編組形式，16車長編列車增設(shè)由4個(gè)縱向減振器組成且呈對(duì)角布置的車間減振裝置，以衰減因長鼻子車頭流線型引起的尾流擾動(dòng)。

單牽引桿裝置有助于增強(qiáng)車體與轉(zhuǎn)向架之間的對(duì)中能力，然而轉(zhuǎn)向架與車體的接口關(guān)系具有復(fù)雜約束的雙重屬性，例如200 km/h貨運(yùn)機(jī)車也會(huì)因車體重心高而瞬間發(fā)生主頻為1 Hz的晃車現(xiàn)象。相應(yīng)的整車穩(wěn)定性態(tài)分析表明，車體下擺與后位轉(zhuǎn)向架蛇行模態(tài)之間形成牽連運(yùn)動(dòng)關(guān)系，類似于“一次蛇行”，其暴露了單牽引桿裝置存在的鉸接橫向動(dòng)荷非線性影響，造成4位輪對(duì)左右車輪產(chǎn)生踏面偏磨(偏向輪緣根部)。如果高原機(jī)車持續(xù)爬坡，則會(huì)演變?yōu)閲?yán)重的輪緣側(cè)磨，甚至輪緣開裂。不僅如此，單牽引桿裝置是形成縱向與垂向耦合振動(dòng)的主要原因之一，其鉸接縱向動(dòng)荷非線性影響加劇了輪軌滾動(dòng)接觸的縱向磨耗不均勻性，因?yàn)槊考軉?雙牽引桿的牽引縱向剛度分別為8.5 MN/m和50 MN/m。如果輪對(duì)不落輪鏇未能消除其偏心磨耗，則會(huì)使日系空氣彈簧懸掛動(dòng)態(tài)剛度變硬，增強(qiáng)由走行部到車體的振動(dòng)傳遞率，使車下簡單吊掛的牽引變流器產(chǎn)生垂向耦合共振[21]。更為嚴(yán)重的是增強(qiáng)了磨耗輪軌接觸動(dòng)力，導(dǎo)致轉(zhuǎn)向架懸掛特性發(fā)生非線性演變。例如防塵罩掩蓋了因泄漏或漏油導(dǎo)致的抗蛇行動(dòng)態(tài)特性衰變，進(jìn)而產(chǎn)生輪對(duì)自穩(wěn)定問題。日本新干線轉(zhuǎn)向架曾經(jīng)發(fā)生過側(cè)架與(軸箱鋼簧)上帽頭之間的振動(dòng)開裂事故，同時(shí)伴有(牽引電機(jī)與齒輪箱之間的)齒形聯(lián)軸器發(fā)藍(lán)現(xiàn)象。由此可見，在大阻尼抑制蛇行機(jī)制下轉(zhuǎn)向架搖頭穩(wěn)定裕度并不充裕。在與德國DB鐵路公司進(jìn)行合作試驗(yàn)研究后，日本新干線轉(zhuǎn)向架改用轉(zhuǎn)臂軸箱懸掛定位形式，輪對(duì)縱向與橫向的定位剛度接近10 MN/m，而且縱向定位剛度略大于橫向，但是仍然采用傳統(tǒng)的抗蛇行減振器，每架2個(gè)，線性阻尼標(biāo)定值為2 450 kN·s/m×2，這一改進(jìn)嚴(yán)重背離傳統(tǒng)抗蛇行減振器的技術(shù)選型原則。具體考慮到安全閥的壓力閾值很低，如同旁承摩擦，傳統(tǒng)的抗蛇行減振器(不)穩(wěn)定蛇行振蕩頻率不得大于1.0 Hz～2.0 Hz。

日本新干線曾經(jīng)考慮過對(duì)鋼軌軌頭進(jìn)行打磨修型[22]，降低蛇行振蕩頻率以規(guī)避大阻尼抑制蛇行機(jī)制的技術(shù)局限性，然而考慮到打磨修型誤差及其負(fù)面影響，實(shí)際上并未實(shí)施。

如上所述，WICKENS對(duì)日本新干線的觀點(diǎn)完全正確，其創(chuàng)建了較為完善的磨耗穩(wěn)定理論，增強(qiáng)了歐洲鐵路運(yùn)輸可持續(xù)發(fā)展的能力。也就是說，無論正常磨耗還是有害磨耗，磨耗輪軌接觸幾何的非線性影響均迫使車輪產(chǎn)生自旋蠕滑且形成滾動(dòng)阻力矩，從而在抗蛇行高頻阻抗作用下，縱向牽引動(dòng)能部分轉(zhuǎn)變?yōu)闄M向不穩(wěn)定蛇行振蕩能量，雖然轉(zhuǎn)向架構(gòu)架橫向強(qiáng)迫振動(dòng)并不意味著蛇行失穩(wěn)，但是隨著磨耗輪軌接觸動(dòng)力(即車輪自旋蠕滑所產(chǎn)生的橫向蠕滑力F(γ)≠(δW)y)的作用愈演愈烈，輪軌橫向動(dòng)態(tài)制衡關(guān)系被打破。為了明確打破經(jīng)濟(jì)速度200 km/h～250 km/h周期律的技改方向，自適應(yīng)高速轉(zhuǎn)向架動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)必須遵循繼承、科學(xué)和效益三大科技創(chuàng)新原則，結(jié)合自身特殊性，如輪背距為1 353 mm、低磨耗區(qū)域?qū)捳?，中國高鐵運(yùn)維實(shí)踐要明確有害踏面磨耗的形成機(jī)理及其主要/次要影響因素，進(jìn)而正確認(rèn)識(shí)高速轉(zhuǎn)向架對(duì)車體接口關(guān)系形成的復(fù)雜約束雙重屬性。

2 有害踏面磨耗形成及三大相關(guān)推論

有害踏面磨耗是諸多因素綜合影響的結(jié)果，其形成機(jī)理研究存在流固耦合效應(yīng)和局部密貼型接觸兩大技術(shù)難點(diǎn)[23]。利用動(dòng)態(tài)仿真技術(shù)手段，文獻(xiàn)[3-4]給出了有害踏面磨耗的形成機(jī)理及其主要/次要影響因素的初步分析結(jié)論，尚需高鐵運(yùn)維實(shí)踐的有力佐證以及磨耗穩(wěn)定相關(guān)推論的理論支持。為此，本章首先討論有害踏面磨耗的3個(gè)典型案例，然后論證關(guān)于有害踏面磨耗形成機(jī)理分析結(jié)論的正確性，最后給出高鐵車輛穩(wěn)定磨耗的三大推論。

2.1 有害踏面磨耗3個(gè)典型案例

面對(duì)有害踏面磨耗，需要進(jìn)行相關(guān)技術(shù)嘗試，只要有助于形成正確認(rèn)知，均可為最終克服或解決這一技術(shù)難題做出貢獻(xiàn)。

(1)有害踏面磨耗與經(jīng)濟(jì)速度的相關(guān)性

CRH5是ETR系列擺式轉(zhuǎn)向架的一種改進(jìn)設(shè)計(jì)形式，其拆除了復(fù)搖枕及傾擺機(jī)構(gòu)，將二系鋼簧改用空簧懸掛。長期運(yùn)維實(shí)踐證明，CRH5是引進(jìn)技術(shù)吸收再創(chuàng)新的成功范例。

ETR系列擺式轉(zhuǎn)向架及其改進(jìn)設(shè)計(jì)(如CRH5)有如下3個(gè)突出的技術(shù)特點(diǎn)：

1)轉(zhuǎn)向架軸距2.7 m，軸箱內(nèi)外2組鋼簧懸掛并采用叉形轉(zhuǎn)臂與輔助拉桿定位的方式，其對(duì)輪對(duì)縱向/橫向定位剛度的貢獻(xiàn)分別為14 MN/m和6 MN/m，屬于徑向迫導(dǎo)向轉(zhuǎn)向架類型[24]。采用抗側(cè)滾扭桿下置且(與轉(zhuǎn)向架構(gòu)架之間利用轉(zhuǎn)臂來構(gòu)成)浮動(dòng)簡支安裝的方式，一架二桿，在通過緩和曲線或高速道岔時(shí)，每個(gè)轉(zhuǎn)向架對(duì)車體側(cè)滾剛度的貢獻(xiàn)約10 MN·m/(°)×2；在直線運(yùn)行或通過大半徑曲線時(shí)，則降至約1.0 MN·m/(°)×2，車體側(cè)滾模態(tài)頻率約1.2 Hz～1.3 Hz。

2)憑借車輪XP55型面設(shè)計(jì)，CRH5實(shí)現(xiàn)了軌底坡從1∶20到1∶40的轉(zhuǎn)變。CRH5的關(guān)鍵技術(shù)為新型抗蛇行減振器(雙循環(huán)，ALSTOM/Dispen)，如圖2所示，隨著蛇行頻率的加快，其動(dòng)態(tài)阻尼呈遞減趨勢，即由線性阻尼標(biāo)定值C0逐漸衰減。

3)結(jié)合提速300 km/h試運(yùn)行情況及其車輪磨耗測試數(shù)據(jù)，文獻(xiàn)[7]給出了車輪磨耗經(jīng)驗(yàn)極限曲線，如圖3中點(diǎn)劃線所示，其具有如下主要特征：等效錐度曲線在輪對(duì)橫移幅值3 mm處略有負(fù)斜率變化，且λe≤0.35，磨耗輪軌局部密貼或不良接觸造成的小幅蛇行振蕩幅值也不得大于2.0 mm。

有害踏面磨耗導(dǎo)致磨耗輪軌形成不穩(wěn)定的局部密貼型接觸，成為與經(jīng)濟(jì)速度200 km/h～250 km/h密切相關(guān)的1個(gè)主要非線性影響因素，主要原因在于牽引電機(jī)體懸，即牽引電機(jī)吊掛在車體地板下面，分別由2根傳動(dòng)軸驅(qū)動(dòng)2/3位輪對(duì)滾動(dòng)。

長期的輪軌磨耗λe趨于相同的飽和值，其與軌底坡大小無關(guān)，因此CRH5也要遵守上述經(jīng)驗(yàn)極限，但是鋼軌不宜過度實(shí)施維修性打磨。

考慮車輪XP55踏面與鋼軌CN60KG(其軌頭型面與UIC鋼軌E2基本相同，軌底坡1: 40)匹配，名義滾動(dòng)圓橫向跨距為1 493 mm，名義等效錐度λeN≈0.06，初始鋼軌接觸點(diǎn)偏向軌距角一側(cè)且距軌頭中心線約8 mm。例如某新建高鐵線路近2 000 km，全線進(jìn)行鋼軌軌頭打磨修型處理，誤差難以控制，若λe<0.05，則會(huì)造成輪軌滾動(dòng)接觸磨耗不均勻的問題。例如CRH5的高寒抗風(fēng)沙車型CRH5G在橫風(fēng)擾動(dòng)下將發(fā)生磨耗振動(dòng)，即長期高速度等級(jí)的鐵路專線運(yùn)行，車輪形成中央下凹踏面磨耗(幾乎沒有根部輪緣磨耗)，造成車體抖振。

法國ALSTOM公司收購ETR擺式列車后 ，推出最新ETR600擺式列車，其服役線路鋼軌類型為UIC E1(軌底坡為1∶20)，采用車輪標(biāo)準(zhǔn)型面S1002踏面，名義滾動(dòng)圓橫向跨距為1 500 mm，λeN=0.01，初始鋼軌接觸點(diǎn)偏向外側(cè)且距軌頭中心線約10 mm。根據(jù)歐洲既有鐵路提速的輪軌接觸幾何普查數(shù)據(jù)[25]，采用鋼軌預(yù)防性和維修性兩種鋼軌打磨處理，縮窄鋼軌走行光帶，軌道錐度的均方差值(RMS)2.2σ/(RMS)3.0σ均小于或等于0.05。由此可見，ETR600轉(zhuǎn)向架改用傳統(tǒng)抗蛇行減振器后，能夠在大阻尼抑制蛇行機(jī)制下制訂低錐度均勻磨耗對(duì)策。

相比之下，我國鐵路的輪軌間隙較日本新干線和歐洲鐵路每側(cè)增大3.5 mm，CRH5的輪軌匹配條件比較合理?？紤]到輪對(duì)自由橫移所限定的軌道窗口適度拓寬，等效錐度曲線平坦光滑，相應(yīng)的滾徑差RRD曲線逐漸“翹起”并形成適度的輪軌對(duì)中能力和曲線導(dǎo)向能力。長期運(yùn)維實(shí)踐表明，由于實(shí)際摩擦利用系數(shù)較低，軌道車輛行駛通過半徑較小的曲線線路時(shí)并未出現(xiàn)打滑現(xiàn)象，原始設(shè)計(jì)的沙漏裝置已被拆除。因此，CRH5改進(jìn)設(shè)計(jì)繼承了ETR系列擺式轉(zhuǎn)向架原型設(shè)計(jì)的技術(shù)優(yōu)點(diǎn)，改善了對(duì)軌道線路的適應(yīng)性。

結(jié)合對(duì)ETR高速列車提速和晃車原因的分析，BRUNI等[24]認(rèn)為抗蛇行準(zhǔn)靜態(tài)特性(如示功圖和阻尼特性曲線等)不足以描述其裝車特性，而抗蛇行動(dòng)態(tài)特性則具有Maxwell模型的可回歸性(如圖2)。為此，抗蛇行單元建?？梢赃x用如下兩種方式：

1)線性阻尼標(biāo)定值與液壓剛度串聯(lián)，主要用于整車MBS系統(tǒng)的設(shè)計(jì)模態(tài)分析。

2)阻尼特性曲線與液壓剛度串聯(lián)，通過非線性動(dòng)態(tài)仿真分析可知，絕大多數(shù)工作點(diǎn)落在卸荷速度(力)以下的線性段附近。

這一分析結(jié)論及建模方法已經(jīng)編入EN 13802—2013修訂版。需要特別值得注意的是，在卸荷速度(力)以下，阻尼特性曲線呈現(xiàn)線性遞增變化，相應(yīng)的斜率被定義為線性阻尼標(biāo)定值。無論傳統(tǒng)還是新型的抗蛇行減振器，兩者的卸荷速度均為0.03 m/s。隨著抗蛇行減振器技術(shù)的發(fā)展，卸荷力逐步提升，例如ZF Sachs T50/T60/T70(傳統(tǒng)、單/雙循環(huán))，相應(yīng)的卸荷力分別達(dá)到8 kN/10 kN/12 kN左右。

如果在駛離曲線瞬間車體傾擺復(fù)位造成轉(zhuǎn)向架瞬間失穩(wěn)，則不穩(wěn)定蛇行頻率加快至5 Hz～6 Hz，相應(yīng)的動(dòng)態(tài)阻尼將衰減至線性阻尼標(biāo)定值的40%左右，從而加劇有害踏面磨耗程度，甚至使鋼軌產(chǎn)生如同蛇行般的屈曲變形。

由此可見，牽引電機(jī)體懸是ETR高速列車提速的主要制約因素之一?？紤]到有害踏面磨耗及其所造成的負(fù)面影響，ETR系列擺式轉(zhuǎn)向架及其改進(jìn)設(shè)計(jì)(如CRH5)的經(jīng)濟(jì)速度確定為200 km/h～250 km/h，盡可能降低LCC。盡管如此，ETR系列擺式轉(zhuǎn)向架及其改進(jìn)設(shè)計(jì)(如CRH5)仍然堪稱提速轉(zhuǎn)向架綜合性能型設(shè)計(jì)的典型案例?，F(xiàn)場調(diào)研發(fā)現(xiàn)：①在高寒線路，局部鋼軌上的冰霜雪使車輪踏面形成許多擦痕或擦斑，但并未演變?yōu)檐囕喍噙呅文ズ膯栴}；②運(yùn)行里程接近30×104km，外側(cè)僅有輕微的虛輪緣磨耗，而踏面中央尚未形成中央凹陷踏面磨耗；③因?yàn)闆]有車體傾擺復(fù)位的影響，輪對(duì)鏇修周期可以接近或達(dá)到30×104km，遠(yuǎn)超原始設(shè)計(jì)規(guī)定的20×104km。

(2)回轉(zhuǎn)阻力矩及其有效性

某日本新干線轉(zhuǎn)向架的改進(jìn)設(shè)計(jì)中，車輪以LMA取代JP踏面，鋼軌初始接觸點(diǎn)回歸至軌頭中心線附近，將輪對(duì)縱向/橫向定位剛度分別增強(qiáng)至14.7 MN/m和6.5 MN/m，改用抗側(cè)滾扭桿上置且(與車體地板)固定簡支安裝的方式，一架一桿，其對(duì)車體側(cè)滾剛度的貢獻(xiàn)增至約15 MN·m/(°)。一旦出現(xiàn)晃車，將因輪對(duì)蛇行振蕩而增大不穩(wěn)定轉(zhuǎn)變發(fā)生的概率，極易形成輪對(duì)自穩(wěn)定問題。結(jié)果運(yùn)行里程不足5×104km，車輪踏面就很快形成接觸光帶[11]并迅速演變?yōu)橹醒氚枷萏っ婺ズ?，?shí)際滾徑差RRD過零點(diǎn)不連續(xù)性產(chǎn)生了強(qiáng)非線性影響。

如果傳統(tǒng)抗蛇行減振器將液壓剛度提高至20 MN/m(如圖4)，則有3個(gè)技術(shù)問題值得商榷：①鑒于壓縮、反彈和輔助3腔高壓力的緣故，位于缸底的環(huán)形蝶閥會(huì)因粘滯非線性影響而降低其初始阻尼效應(yīng)，進(jìn)而使阻尼特性形成過零點(diǎn)不連續(xù)的非線性曲線；②相應(yīng)的卸荷速度降至0.01 m/s左右，絕大多數(shù)工作點(diǎn)落在卸荷速度(力)之上，漏油風(fēng)險(xiǎn)很高；③雖然增設(shè)防塵罩遮蔽漏油痕跡，然而一旦形成氣泡阻塞，過零點(diǎn)不連續(xù)性會(huì)給阻尼特性造成越來越強(qiáng)的非線性影響，從而促使抗蛇行動(dòng)態(tài)特性衰變。針對(duì)以上問題有兩項(xiàng)補(bǔ)救措施，如轉(zhuǎn)臂液壓節(jié)等主動(dòng)控制技術(shù)，以及前后牽引電機(jī)獨(dú)立彈性架懸方式。

為了確保滿足臨界速度要求并兼顧曲線導(dǎo)向性能，以轉(zhuǎn)臂液壓節(jié)等主動(dòng)控制技術(shù)作為補(bǔ)救措施，使轉(zhuǎn)向架實(shí)現(xiàn)徑向自導(dǎo)向/迫導(dǎo)向的自主轉(zhuǎn)變。具體地，當(dāng)軌道車輛直線運(yùn)行或大半徑曲線通過時(shí)，從低速提升至高速，轉(zhuǎn)臂液壓節(jié)點(diǎn)要增強(qiáng)縱向定位剛度以改善橫向穩(wěn)定性能；當(dāng)左/右轉(zhuǎn)彎曲線通過時(shí)，將調(diào)整對(duì)角軸箱轉(zhuǎn)臂的縱向定位剛度，通過降低車輪沖角來改善曲線導(dǎo)向性能。然而在高速穩(wěn)態(tài)運(yùn)行下，改變輪對(duì)定位約束剛度等基礎(chǔ)參數(shù)所造成的負(fù)面影響是難以消除的。

將龐巴迪公司制造的高速列車Zefiro 380的電機(jī)彈性架懸技術(shù)進(jìn)行簡單嫁接，其作為降低動(dòng)車轉(zhuǎn)向架蛇行振蕩參振質(zhì)量的另一項(xiàng)補(bǔ)救措施。具體地，將每臺(tái)牽引電機(jī)的獨(dú)立彈性架懸系統(tǒng)改用4個(gè)橡膠吊掛點(diǎn)和1個(gè)橫向減振器。然而，前后兩臺(tái)牽引電機(jī)如同兩個(gè)獨(dú)立剛體，每臺(tái)自重接近1 t，一旦發(fā)生橫向共振，將導(dǎo)致橡膠吊掛點(diǎn)過早老化。

Zefiro 380采用大功率永磁電機(jī)驅(qū)動(dòng)新技術(shù)，在相同功率容量下體積與重量減小1/3，其前導(dǎo)與跟隨輪對(duì)的兩臺(tái)牽引電機(jī)分別以兩個(gè)橡膠吊掛點(diǎn)和1個(gè)橫向減振器構(gòu)成兩個(gè)獨(dú)立的彈性架懸系統(tǒng)。

由此可見，以簡單技術(shù)組合形成的自適應(yīng)轉(zhuǎn)向架更加暴露了日本新干線轉(zhuǎn)向架經(jīng)濟(jì)型設(shè)計(jì)的技術(shù)缺陷，其只能使問題越來越嚴(yán)重，完全喪失了Pareto改進(jìn)設(shè)計(jì)的意義。為此，我國應(yīng)該參照EN 13802—2013制訂技術(shù)規(guī)范或標(biāo)準(zhǔn)，融合日本新干線和歐洲鐵路的技術(shù)特點(diǎn)，盡快掌握新型抗蛇行減振器及其技術(shù)選型原則，攻克有害踏面磨耗技術(shù)難題。

(3)“一次蛇行”及其對(duì)中央凹陷踏面磨耗形成的影響

在鋼軌軌頭60 N打磨處理的基礎(chǔ)上(如圖5a)，某ICE3轉(zhuǎn)向架改進(jìn)設(shè)計(jì)采用踏面與輪緣2段式優(yōu)化的車輪型面更新設(shè)計(jì)[26]。運(yùn)行里程20×104km左右，車輪踏面形成接觸光帶[8]，實(shí)際滾徑差RRD相應(yīng)地形成了過零點(diǎn)不連續(xù)的非線性變化，如圖5b所示，有害踏面磨耗幾乎沒有任何改善。

雖然如此，這一技術(shù)也會(huì)加深對(duì)問題的認(rèn)知。當(dāng)達(dá)到27×104km時(shí)，現(xiàn)場發(fā)現(xiàn)[8]局部鋼軌發(fā)生主頻580 Hz的橫向耦合共振，有可能導(dǎo)致走行部相關(guān)高頻模態(tài)自激振動(dòng)，并影響緊固件防松或傳動(dòng)系統(tǒng)可靠性?？紤]到道床垂向剛度較強(qiáng)以及鋼軌的截面形狀，一般不會(huì)發(fā)生局部鋼軌垂向耦合共振，只有輪軌不均勻磨耗才會(huì)導(dǎo)致鋼軌垂向耦合共振。

“一次蛇行”增強(qiáng)了流固耦合效應(yīng)，從而造成高速晃車，高速晃車作為一種系統(tǒng)輸出同樣對(duì)車輪蠕滑造成負(fù)面影響，最終演變?yōu)橹醒氚枷萏っ婺ズ?。可以證明，上述改進(jìn)設(shè)計(jì)僅將輪對(duì)縱向定位剛度降至40 MN/m并未徹底解決“一次蛇行”，車輪型面更新設(shè)計(jì)不能降低有害踏面磨耗。

結(jié)合高鐵運(yùn)維實(shí)踐，文獻(xiàn)[2]明確指出德國ICE3系列轉(zhuǎn)向架原型存在設(shè)計(jì)缺陷。具體地，由于輪對(duì)強(qiáng)剛性定位約束，縱向/橫向定位剛度高達(dá)120 MN/m /12.5 MN/m，車體搖頭模態(tài)對(duì)應(yīng)的根軌跡具有最大模態(tài)阻尼特征，降低了后位轉(zhuǎn)向架的搖頭相位裕度，并與車體側(cè)滾模態(tài)構(gòu)成“一次蛇行”。

通過以下運(yùn)維實(shí)踐中3個(gè)證據(jù)鏈充分證實(shí)或確認(rèn)，得到德國ICE3轉(zhuǎn)向架原型存在“一次蛇行”的結(jié)論。

1)在ZF Sachs T60(單循環(huán))配置下， “一次蛇行”對(duì)輪軌匹配條件形成制約。具體地，如果λe<0.10，則“一次蛇行”轉(zhuǎn)變?yōu)椤岸紊咝小?，?dǎo)致后位轉(zhuǎn)向架蛇行失穩(wěn)。

為此，德國DB鐵路公司不得已進(jìn)行鋼軌軌頭打磨修型處理，且精度控制十分嚴(yán)格，λe=(0.10～0.13)，MAX=0.15。以S1002為車輪標(biāo)準(zhǔn)型面，歐洲既有鐵路提速的輪軌接觸幾何普查證實(shí)[25]ICE3服役線路具有特殊性，λe的名義值/(RMS)2.2σ/(RMS)3.0σ分別為0.10/0.20/0.30。根據(jù)UIC518/EN14363的相關(guān)規(guī)定，如果車速≥280 km/h，則λe≤0.15。另外，鋼軌打磨初期精度難以控制，曾經(jīng)大面積爆發(fā)車輪多邊形磨耗問題[27]。

德國ICE3系列轉(zhuǎn)向架原型設(shè)計(jì)中，車輪選用寬輪緣S1002G踏面(亦稱S1002CN，輪緣增厚3.5 mm)，其與鋼軌UIC E2(或CN60KG，軌底坡1: 40)匹配，名義滾動(dòng)圓橫向跨距為1 500 mm，λeN≈0.166，初始鋼軌接觸點(diǎn)偏向軌距角一側(cè)且距軌頭中心線約12 mm，為圓錐型接觸，稍有磨耗就迅速向軌距角一側(cè)偏移，并可能在軌肩附近形成一系列細(xì)絲般的斜裂紋。為了避免鋼軌發(fā)生RCF失效，德國DB鐵路公司首次在ICE城際快鐵的部分線路上施行300 km/h鐵路客運(yùn)專線運(yùn)營模式，如科恩至法蘭克福，而其他線路或夜間貨運(yùn)或客貨混運(yùn)。ICE城際快鐵在原有線路提速改造后，實(shí)際線路曲直比較為合理，因此采用高錐度穩(wěn)定磨耗對(duì)策，最終在軌肩處兩點(diǎn)接觸，造成RCF失效。然而ICE的鋼軌打磨處理并未達(dá)到低錐度穩(wěn)定磨耗階段，在20余萬運(yùn)行里程內(nèi)快速磨耗使實(shí)際等效錐度趨于飽和值(0.35～0.45)。

2)轉(zhuǎn)向架振動(dòng)報(bào)警與抖車現(xiàn)象具有相關(guān)性。UIC518/EN14363規(guī)定，高速轉(zhuǎn)向架要在其軸箱上方的構(gòu)架對(duì)角處布置加速度傳感器，根據(jù)監(jiān)測結(jié)果對(duì)不穩(wěn)定蛇行振蕩的異?，F(xiàn)象及時(shí)發(fā)出預(yù)警，盡可能避免鋁合金車體發(fā)生抖振，以保證其30年技術(shù)服役壽命(或稱車體大修周期)。

結(jié)合某高寒車的車下設(shè)備艙自主設(shè)計(jì)及其跟蹤測試數(shù)據(jù)，文獻(xiàn)[10]指出，以抗蛇行高頻阻抗作用為相關(guān)激勵(lì)，整備車體與走行部之間形成橫向耦合，車輪即便十分輕微的中央凹陷踏面磨耗，也會(huì)使?fàn)恳兞髌靼l(fā)生橫向耦合共振，主頻約9.3 Hz。一旦某些橡膠節(jié)點(diǎn)的自重楔緊失效，牽引變流器即因橫向竄動(dòng)而造成抖車?？紤]到鋁合金材料的力學(xué)特性，如延伸性較好，抖車會(huì)給鋁合金車體的疲勞安全性帶來諸多不確定影響。

目前改用的V字型橡膠座吊掛使?fàn)恳兞髌鞑粫?huì)發(fā)生橫向竄動(dòng)，同時(shí)由于上調(diào)了加速度安全閾值，轉(zhuǎn)向架振動(dòng)報(bào)警故障幾乎不再出現(xiàn)。然而在350 km/h商業(yè)速度下再次出現(xiàn)更加強(qiáng)烈的抖車現(xiàn)象，甚至發(fā)生車頂內(nèi)飾局部共振，如同機(jī)翼顫振，失去了進(jìn)一步提速的技術(shù)空間。

3)小蠕滑無自旋假設(shè)不再成立，因此及時(shí)發(fā)出如下安全預(yù)警：磨耗輪軌接觸動(dòng)力作用愈演愈烈，軸箱端蓋脫落或齒輪箱殼體振動(dòng)開裂難以避免。例如弗蘭德(Flender)齒輪箱殼體壁厚為8 mm，采用樹脂鑄造工藝，基振頻率約740 Hz，無任何問題。為了降低動(dòng)力輪對(duì)自重，福伊特(Voith)將齒輪箱殼體壁厚減至6 mm，采用硬質(zhì)鋁合金粉末燒結(jié)工藝，基振頻率僅有510 Hz，進(jìn)而發(fā)生漏油或開裂。業(yè)內(nèi)專家就此進(jìn)行了大量工作，但考慮到對(duì)小蠕滑無自旋假設(shè)錯(cuò)誤的認(rèn)知，均低估了有害踏面磨耗及其對(duì)載荷安全造成的影響。

由上述有害踏面磨耗3個(gè)典型案例分析可知：①無論抗側(cè)滾扭桿如何安裝，如果安全穩(wěn)定裕度不充裕，則高速車輪將形成踏面中央局部凹陷磨耗，簡稱中央凹陷踏面磨耗；②雖然高速晃車產(chǎn)生的原因不同，但是抗側(cè)滾扭桿裝置與中央凹陷踏面磨耗形成有十分密切的相關(guān)性；③即使中央凹陷踏面磨耗十分輕微，由于磨耗輪軌局部的密貼型接觸，實(shí)際滾徑差RRD均會(huì)發(fā)生過零點(diǎn)不連續(xù)的非線性變化，使輪對(duì)重力剛度部分喪失了恢復(fù)力，小蠕滑無自旋假設(shè)不再成立；④車輪自旋蠕滑的奇異性及其力偶會(huì)對(duì)輪軌接觸表面磨耗功產(chǎn)生影響，因此鋼軌波浪與車輪多邊形磨耗兩者具有形成機(jī)理的相似性與伴生性，輪軌滾動(dòng)接觸縱向不均勻磨耗問題的影響將會(huì)在整個(gè)鐵路網(wǎng)內(nèi)不斷擴(kuò)大；⑤鑒于載荷安全性，在RAMS管理體制下不可能再次滿足轉(zhuǎn)向架標(biāo)稱模型的要求，導(dǎo)致LCC劇增。

2.2 有害踏面磨耗形成機(jī)理及其影響因素

就德國ICE3轉(zhuǎn)向架原型而言，高速晃車并不是簡單的車體不穩(wěn)定問題。高架鐵路雙線隧道中明線與暗線交錯(cuò)，不穩(wěn)定的側(cè)風(fēng)或尾流擾動(dòng)會(huì)因“一次蛇行”或其他類似現(xiàn)象而增強(qiáng)流固耦合效應(yīng)。因此，高速晃車嚴(yán)重背離了抗側(cè)滾扭桿裝置趨利避害的設(shè)計(jì)原則。

以某16車長編列車為例，在ZF Sachs T70(雙循環(huán))配置下，某高鐵線路型式試驗(yàn)(車速?zèng)_高至480 km/h)發(fā)現(xiàn)，車速提升至300 km/h以上的瞬間發(fā)生晃車，主頻為2.3 Hz，接近動(dòng)車轉(zhuǎn)向架的牽引電機(jī)吊掛橫擺模態(tài)頻率，如圖6所示。試驗(yàn)以無隧道高架鐵路或路堤線路為主要線路條件，晃車現(xiàn)象產(chǎn)生的原因是：不穩(wěn)定的側(cè)風(fēng)或尾流擾動(dòng)使動(dòng)車后位轉(zhuǎn)向架瞬間失穩(wěn)而造成電機(jī)橫擺耦合共振，流固耦合效應(yīng)增強(qiáng)并瞬間發(fā)生高速晃車。

趨利避害是抗側(cè)滾扭桿裝置設(shè)計(jì)的基本原則。在轉(zhuǎn)向架型式設(shè)計(jì)及懸掛參數(shù)優(yōu)配后，橫向穩(wěn)定性得到了充分保證，抗側(cè)滾桿系還要留有兩個(gè)彈性緩沖或緩解環(huán)節(jié)，即兩側(cè)長度可調(diào)節(jié)拉桿的下端橡膠節(jié)點(diǎn)，徑向剛度約20 MN/m。直線運(yùn)行或大半徑曲線通過時(shí)，在軌道不平順激擾下車體產(chǎn)生十分輕微的側(cè)滾晃動(dòng)響應(yīng)，抗側(cè)滾扭桿裝置對(duì)車體側(cè)滾的剛度貢獻(xiàn)僅有1 MN·m/(°)左右(每架一桿)，車體側(cè)滾模態(tài)頻率最高，約1.2 Hz～1.3 Hz。

一旦高速晃車，例如通過站內(nèi)高速道岔時(shí)后位動(dòng)車轉(zhuǎn)向架會(huì)發(fā)生瞬間失穩(wěn)，抗側(cè)滾扭桿裝置對(duì)車體側(cè)滾剛度的貢獻(xiàn)將增至15 MN·m/(°)(每架一桿)，成為有害踏面磨耗形成機(jī)理研究不容忽視的次要影響因素。為了抵御更加強(qiáng)勁的流固耦合效應(yīng)，德國ICE3系列轉(zhuǎn)向架改用抗側(cè)滾扭桿上置且(與轉(zhuǎn)向架搖枕)固定簡支安裝的方式，其對(duì)車體側(cè)滾剛度的貢獻(xiàn)較抗側(cè)滾扭桿浮動(dòng)簡支的增大約1/3。

山區(qū)線路上的“一次蛇行”或其他類似現(xiàn)象會(huì)使流固耦合效應(yīng)越發(fā)強(qiáng)勁。將上述長編列車調(diào)轉(zhuǎn)至某山區(qū)線路運(yùn)行，全線橋隧比為66.7%，線路跟蹤測試表明，上行/下行瞬間均發(fā)生幾次牽引電機(jī)橫擺的顫振現(xiàn)象。由于“一次蛇行”，不穩(wěn)定的側(cè)風(fēng)或尾流擾動(dòng)使動(dòng)車后位轉(zhuǎn)向架瞬間失穩(wěn)，進(jìn)而導(dǎo)致高速晃車，車速越高，流固耦合效應(yīng)越強(qiáng)勁。

為了削弱或消除高速晃車現(xiàn)象，ZF Sachs減振器供貨商提供了一組抗蛇行臺(tái)架動(dòng)態(tài)測試數(shù)據(jù)，兩端橡膠節(jié)點(diǎn)的徑向剛度由原始的70 MN/m降至25 MN/m。如圖7所示，相應(yīng)的動(dòng)態(tài)剛度也具有Maxwell模型的可回歸性，但是兩端橡膠節(jié)點(diǎn)的串聯(lián)剛度約為12.5 MN/m，其與抗蛇行減振器的液壓剛度無關(guān)。當(dāng)不穩(wěn)定蛇行頻率增大時(shí)，抗蛇行減振器的活塞位移幅值會(huì)越來越小，抗蛇行耗散能力將完全依賴兩端橡膠節(jié)點(diǎn)。

按照上述方案進(jìn)行裝車試驗(yàn)，晃車程度顯著降低，但很快因端節(jié)點(diǎn)橡膠過早老化而撤銷該技改方案，恢復(fù)原始配置，車輪磨耗最終演變?yōu)閹в须p光帶的下凹型踏面磨耗特征。不僅如此，在鏇修輪對(duì)中尚有約15%的動(dòng)力輪對(duì)出現(xiàn)嚴(yán)重偏磨，增大了輪對(duì)自穩(wěn)定問題的發(fā)生概率，且成為形成車輪多邊形磨耗的主要誘因。為此，不落輪鏇不得不采用粗/精切削兩道工序才能去除表面缺陷。

類似地，西班牙高鐵AVE(寬軌距1 674 mm)運(yùn)行于馬德里至巴塞羅那的有砟軌道線路，該線路多為路堤且橋隧比很小，同樣出現(xiàn)高速晃車現(xiàn)象。德國西門子公司制造的高速動(dòng)車組Veralo SP專車專線運(yùn)營，具有與上述長編轉(zhuǎn)向架完全相同的參數(shù)配置，在試運(yùn)營提速至350 km/h出現(xiàn)晃車后降速至300 km/h正常運(yùn)行。直到現(xiàn)在馬德里至巴塞羅那線路仍然是西班牙AVE與法鐵TGV無法實(shí)現(xiàn)互聯(lián)互通的主要障礙之一。

某高鐵全線鋼軌軌頭打磨修型至60 N，因轉(zhuǎn)向架失穩(wěn)而轉(zhuǎn)變?yōu)閲?yán)重的輪緣側(cè)磨。通過站內(nèi)高速道岔是輪軌磨耗的另一個(gè)典型問題，按照提速至350 km/h運(yùn)營的規(guī)定，通過站內(nèi)道岔不再降速，應(yīng)該作為高速晃車的特例進(jìn)行研究，如岔尖磨損與翼軌魚鱗斑等。

文獻(xiàn)[3-4]的研究工作并不完善，其僅能作為有害踏面磨耗的形成機(jī)理及其主要/次要影響因素的初步分析結(jié)論，因?yàn)檫@項(xiàng)研究存在有待攻克的兩個(gè)技術(shù)難點(diǎn)：

(1)由于沒有必要的風(fēng)洞試驗(yàn)手段，計(jì)算流體動(dòng)力學(xué)(Computational Fluid Dynamics，CFD)分析并未給出“一次蛇行”與強(qiáng)勁流固耦合效應(yīng)相關(guān)的確鑿證據(jù)。相關(guān)對(duì)比分析僅有一些不清晰的線索，如ICE2引起的尾流擾動(dòng)效應(yīng)在2 Hz附近最強(qiáng)等。另外，在特定的上行/下行線路間距下，列車交會(huì)流固耦合效應(yīng)和通過站內(nèi)高速道岔及二者對(duì)晃車響應(yīng)的影響等，均未掌握直接證據(jù)。

(2)局部密貼型接觸不再滿足KALKER的“小平斑”前提條件。在小蠕滑無自旋的假設(shè)條件下，如VERMEULEN和JOHNSON提出的無自旋小平面接觸斑理論，KALKER[28]給出了FastSim簡算程序。考慮到踏面制動(dòng)對(duì)車速≤140 km/h的適應(yīng)性，提速轉(zhuǎn)向架需要改用輪盤或輪邊制動(dòng)，相應(yīng)的車輪防滑(Wheel Slip Protection，WSP)系統(tǒng)也必須滿足小蠕滑條件，以盡可能避免擦輪或擦傷。

聯(lián)系到FastSim簡算程序及其后續(xù)對(duì)大自旋蠕滑的修改算法[20]，必須正確理解WICKENS磨耗穩(wěn)定理論指出的輪軌橫向動(dòng)態(tài)制衡關(guān)系，特別是軸箱懸掛定位約束內(nèi)力可能對(duì)輪對(duì)自穩(wěn)定性產(chǎn)生影響。對(duì)此，有學(xué)者提出基于局部密貼接觸的Kalker改進(jìn)算法，但其存在3個(gè)技術(shù)問題目前尚未解決，即局部密貼型接觸的不穩(wěn)定性、曲面接觸斑自旋蠕滑分布和接觸彈性變形對(duì)蠕滑計(jì)算誤差的影響。

文獻(xiàn)[3]取一個(gè)十分輕微的中央凹陷踏面磨耗型面進(jìn)行了3點(diǎn)小平斑簡化處理，其符合或接近KALKER的非線性輪軌接觸計(jì)算條件，同時(shí)規(guī)避了一般局部密貼型接觸計(jì)算中存在的上述技術(shù)難點(diǎn)。由以下兩點(diǎn)分析結(jié)論可見，中央凹陷踏面磨耗會(huì)使輪軌接觸動(dòng)力作用愈演愈烈：

(1)踏面中央形成集中磨耗，相應(yīng)的磨耗指數(shù)并不高，約為20 N·m/m～25 N·m/m，其與跟蹤測試數(shù)據(jù)得到了相同的結(jié)論，即在正常服役的情況下，中央凹陷踏面磨耗至少需要20×104km運(yùn)行里程才能形成[8]。

(2)鋼軌接觸點(diǎn)跳動(dòng)并形成走行寬光帶，隨著磨耗輪軌接觸動(dòng)力作用的加強(qiáng)，小幅蛇行振蕩頻率不斷加快，有必要通過評(píng)估轉(zhuǎn)向架的橫向振動(dòng)加速度對(duì)異常的蛇行振蕩進(jìn)行安全預(yù)警。

綜上所述，雖然研究尚不完善，但是以2.1節(jié)3個(gè)典型案例分析為運(yùn)維實(shí)踐，以及高鐵車輛磨耗穩(wěn)定三大推論在理論上的支持，文獻(xiàn)[3-4]給出的有害踏面磨耗形成機(jī)理及主要/次要影響因素的初步分析結(jié)論還是可信可靠的。

2.3 高鐵車輛磨耗穩(wěn)定三大推論

結(jié)合有害踏面磨耗形成機(jī)理研究，高鐵車輛磨耗穩(wěn)定得到如下三大推論：

(1)高速輪軌(不)穩(wěn)定蛇行振蕩可相互轉(zhuǎn)變，而輪軌橫向動(dòng)態(tài)制衡關(guān)系是其唯一的研判依據(jù)，小蠕滑無自旋假設(shè)不再成立，單憑輪軌關(guān)系改進(jìn)研究不能徹底解決有害踏面磨耗問題。

(2)實(shí)際滾徑差RRD過零點(diǎn)不連續(xù)非線性變化會(huì)使輪對(duì)重力剛度部分喪失恢復(fù)力，因此提速轉(zhuǎn)向架必須首先確保輪對(duì)自穩(wěn)定性，進(jìn)而在車輛與鋼軌專業(yè)協(xié)同創(chuàng)新努力下保持磨耗輪軌接觸的(近)線性關(guān)系，如實(shí)際線路曲直比較為合理，從而在RAMS管理體制下滿足轉(zhuǎn)向架標(biāo)稱模型的要求，即漸進(jìn)穩(wěn)定意義下的正則攝動(dòng)問題。

(3)提速轉(zhuǎn)向架對(duì)車體的接口關(guān)系需要特別強(qiáng)調(diào)其復(fù)雜約束的雙重屬性，即拓?fù)潢P(guān)系屬性和約束內(nèi)力非線性，通過整車穩(wěn)定性態(tài)分析圖優(yōu)化轉(zhuǎn)向架參數(shù)，進(jìn)而消除“一次蛇行”或其他類似現(xiàn)象，使抗蛇行動(dòng)態(tài)特性合理匹配輪對(duì)定位約束剛度，確?；剞D(zhuǎn)阻力矩的有效性，同時(shí)以簡單的車體/轉(zhuǎn)向架不穩(wěn)定性確定λemin/λemax，遵循統(tǒng)一規(guī)范的輪軌匹配原則，使抗側(cè)滾扭桿裝置正常工作，抵御不穩(wěn)定側(cè)風(fēng)或尾流擾動(dòng)所產(chǎn)生的強(qiáng)勁流固耦合效應(yīng)。

有害踏面磨耗形成及其負(fù)面影響涉及提速軌道車輛系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)、切向接觸力學(xué)和輪軌接觸磨耗3個(gè)研究領(lǐng)域[29]，后兩者為改進(jìn)輪軌關(guān)系的主要研究范疇。在遵循統(tǒng)一規(guī)范與磨耗互補(bǔ)原則的前提下，改進(jìn)輪軌關(guān)系研究要緊扣有害踏面磨耗形成的力學(xué)本質(zhì)問題，即正則/奇異攝動(dòng)相互轉(zhuǎn)變的條件。

在積極推介無砟軌道技術(shù)時(shí)，ESVELD等[30]指出高速度等級(jí)的鐵路專線有兩個(gè)突出的技術(shù)內(nèi)涵：①高質(zhì)量，控制軌道長波不平順，避免引起車體運(yùn)動(dòng)模態(tài)振動(dòng)；②高精度，軌道不平順波長越短，輪軌接觸動(dòng)力作用越強(qiáng)。長波不平順指波長遠(yuǎn)大于車輛定距(前位與后位轉(zhuǎn)向架中心銷之間的距離)的軌道不平順；短波不平順指波長小于3 m(目前轉(zhuǎn)向架的最大軸距)的軌道不平順。兩者需要通過模型推演或精密測量獲得，所有數(shù)據(jù)的采樣間隔為0.25 m～0.30 m。雖然軌檢車可以得到測試軌道譜，但是采樣間隔為2 m，且不能獲得長波與短波不平順的數(shù)據(jù)信息。

相對(duì)于德國低干擾軌道譜，英國小缺陷軌道譜能夠更好地體現(xiàn)高速度等級(jí)鐵路專線高質(zhì)量與高精度的特點(diǎn)，例如通過鋼軌預(yù)防性打磨去除波長小于3 m的小缺陷，橋墩沉降或路堤凍脹得到了有效控制，從而削弱長波不平順對(duì)車體的影響。為此，本文所有動(dòng)態(tài)仿真均以英國小缺陷軌道譜(ERRI B176)作為軌道不平順激擾的系統(tǒng)輸入。

面對(duì)中國新建鐵路車輪磨耗和歐洲既有鐵路提速輪軌接觸幾何兩大普查數(shù)據(jù)[8,11,25]，POLACH等[31-32]不再堅(jiān)持小幅蛇行安全論，提出基于踏面接觸寬光帶的車輪型面優(yōu)化設(shè)計(jì)方法。然而輪軌接觸具有幾何和力學(xué)雙重屬性，只有十分充裕的安全穩(wěn)定裕度才能兼顧輪對(duì)自穩(wěn)定性和回轉(zhuǎn)阻力矩有效性，避免實(shí)際滾徑差RRD發(fā)生過零點(diǎn)的非線性變化，進(jìn)而通過車輛與鋼軌專業(yè)協(xié)同創(chuàng)新來保持實(shí)際輪軌接觸的(近)線性關(guān)系，滿足正則攝動(dòng)問題的前提條件，即運(yùn)動(dòng)一致性或模型有效性。

經(jīng)過半個(gè)多世紀(jì)，WICKENS磨耗穩(wěn)定理論仍然可以指導(dǎo)高鐵運(yùn)維實(shí)踐。雖然目前有害踏面磨耗的形成機(jī)理及其相關(guān)因素影響的研究尚不完善，但是有了高鐵運(yùn)維實(shí)踐三大典型案例的有力佐證和高鐵車輛穩(wěn)定磨耗三大推論的理論支持，其初步結(jié)論是可信可靠的。只要應(yīng)用安全穩(wěn)定裕度概念科學(xué)地發(fā)展和完善磨耗穩(wěn)定理論，將新型抗蛇行減振器作為自適應(yīng)高速轉(zhuǎn)向架研制的關(guān)鍵技術(shù)，則有可能徹底有效地解決有害踏面磨耗問題。

3 自適應(yīng)高速轉(zhuǎn)向架及其安全穩(wěn)定裕度保障

就自適應(yīng)高速轉(zhuǎn)向架動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)而言，形成安全穩(wěn)定裕度的技術(shù)保障是繼承發(fā)展Wichens磨耗穩(wěn)定理論的一項(xiàng)重要基礎(chǔ)研究工作。為此，本章首先結(jié)合Maxwell模型的理想動(dòng)態(tài)特性，提出并闡述安全穩(wěn)定裕度概念及其技術(shù)內(nèi)涵；然后嚴(yán)格遵循設(shè)計(jì)模態(tài)分析規(guī)則，給出整車穩(wěn)定性態(tài)分析圖繪制要點(diǎn)及其軟件分析流程框圖；最后以ICE3原型設(shè)計(jì)作為研究對(duì)象，根據(jù)抗蛇行(寬)頻帶吸能機(jī)制給出自適應(yīng)快速/高速轉(zhuǎn)向架改進(jìn)設(shè)計(jì)兩個(gè)應(yīng)用案例。

3.1 安全穩(wěn)定裕度技術(shù)保障

自適應(yīng)高速轉(zhuǎn)向架動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)必須憑借新型抗蛇行減振器(單/雙循環(huán))構(gòu)成抗蛇行動(dòng)態(tài)特性，并使其與轉(zhuǎn)向架定位約束剛度形成合理的匹配關(guān)系，以十分充裕的安全穩(wěn)定裕度兼顧輪對(duì)自穩(wěn)定性和回轉(zhuǎn)阻力矩有效性，從而形成安全穩(wěn)定裕度的技術(shù)保障，并在RAMS管理體制下滿足轉(zhuǎn)向架標(biāo)稱模型的要求，即漸進(jìn)穩(wěn)定意義下的正則攝動(dòng)問題。

與輪對(duì)蛇行類似，轉(zhuǎn)向架搖頭運(yùn)動(dòng)相對(duì)橫移應(yīng)該有適度的相位裕度，簡稱轉(zhuǎn)向架搖頭相位裕度。安全穩(wěn)定裕度指轉(zhuǎn)向架搖頭的適度相位裕度，其可在整個(gè)輪對(duì)鏇修周期內(nèi)確保提速軌道車輛的安全穩(wěn)定運(yùn)行，使回轉(zhuǎn)阻力矩有效地抑制或抵抗(不)穩(wěn)定蛇行振蕩。

與傳統(tǒng)的抗蛇行減振器相比，新型抗蛇行減振器(單/雙循環(huán))分別引入低頻結(jié)構(gòu)阻尼和高頻阻抗作用兩種減振技術(shù)，兩者并聯(lián)配置既可超前校正，也可滯后校正。利用這一特性，可制訂抗蛇行技術(shù)選型原則，即抗蛇行(寬)頻帶吸能機(jī)制。

如上所述，新型抗蛇行減振器的動(dòng)態(tài)特性具有Maxwell模型的可回歸性，其中，動(dòng)態(tài)剛度為復(fù)剛度，實(shí)部/虛部分別稱為蓄能/耗散剛度。為了更好地闡述低頻結(jié)構(gòu)阻尼與高頻阻抗作用的概念，給出Maxwell模型的理想動(dòng)態(tài)特性公式推導(dǎo)。

Maxwell模型中，彈簧k與阻尼c串聯(lián)單元的速度與作用力關(guān)系如下：

(10)

Fk(t)=Fc(t)=u(t)。

(11)

合并整理，得到1階微分方程

(12)

假設(shè)彈簧-阻尼串聯(lián)單元受到諧振激擾

(13)

則有

u(t)=u0exp(iωt)；

(14)

(15)

將式(15)中的復(fù)剛度k分為蓄能剛度X和耗能剛度X′：

(16)

(17)

整理可得Maxwell模型的相位滯后Φ、動(dòng)態(tài)剛度Kd和動(dòng)態(tài)阻尼Cd三大理想動(dòng)態(tài)特性公式：

Φ=atan(X′/X)；

(18)

(19)

(20)

與Kelvin模型(彈簧與阻尼并聯(lián)單元)相比，基于Maxwell模型的理想動(dòng)態(tài)特性有3個(gè)突出的技術(shù)特點(diǎn)：

(1)低頻結(jié)構(gòu)阻尼 隨著激擾頻率的加快，動(dòng)態(tài)阻尼Cd從線性阻尼標(biāo)定值C0逐漸衰減至0，相位滯后Φ亦由初始的-90°減小至0°，而動(dòng)態(tài)剛度Kd趨于飽和值，即液態(tài)剛度K0。

(2)頻帶吸能特性 耗散剛度曲線具有最大值特征，與臥式甩干桶及摩擦減振片不同，其具有如下頻帶吸能特性：中心頻率f0=k/2πc，峰值P0=k/2。

(3)高頻阻抗作用 激擾頻率越快，抵制運(yùn)動(dòng)響應(yīng)的抗力越強(qiáng)，簡稱機(jī)械阻抗。高頻阻抗作用有積極和消極兩方面影響，在抵抗高頻振動(dòng)的同時(shí)增強(qiáng)了動(dòng)荷作用。

就新型抗蛇行減振器而言，由于單/雙循環(huán)工作原理及其相應(yīng)的構(gòu)造差異，臺(tái)架動(dòng)態(tài)測試得到的抗蛇行動(dòng)態(tài)特性存在不同程度的衰變/增強(qiáng)，為此EN 13802—2013特進(jìn)行如下3方面技術(shù)規(guī)定：

(1)準(zhǔn)靜態(tài)特性 根據(jù)示功圖繪制阻尼特性曲線，確定卸荷速度(力)并標(biāo)定線性阻尼值，其中激擾幅值A(chǔ)=(1～3) mm，MAX=5 mm。

(2)抗蛇行動(dòng)態(tài)特性 采用諧波激勵(lì)法，A≤1 mm，如圖7a所示，臺(tái)架動(dòng)態(tài)測試的同時(shí)獲得相位滯后、動(dòng)態(tài)剛度和動(dòng)態(tài)阻尼三大動(dòng)態(tài)特性曲線。

(3)服役環(huán)境溫度影響及其補(bǔ)償措施 與試驗(yàn)測試環(huán)境相比，實(shí)際服役環(huán)境溫度可達(dá)±40℃，抗蛇行動(dòng)態(tài)特性會(huì)因工作介質(zhì)黏性的變化而衰變/增強(qiáng)，一般通過更換工作介質(zhì)的方式控制抗蛇行動(dòng)態(tài)特性的衰變/增強(qiáng)程度。

基于雙循環(huán)的新型抗蛇行減振器的工作原理類似雙作用油缸，其中，1個(gè)節(jié)流孔布置在活塞上，將6個(gè)方向閥分為兩組，分別控制壓縮/反彈雙向循環(huán)。安全閥位于油缸底部且與輔助腔連通，壓力安全閾值較高，因此在端節(jié)點(diǎn)徑向剛度為70 MN/m時(shí)，液壓剛度可達(dá)18 MN/m。因?yàn)榛钊麠U使壓縮/反彈承壓面積存在一定差異，所以其阻尼特性曲線的對(duì)稱性并不理想, 線性阻尼標(biāo)定值為440 kN·s/m。然而當(dāng)激擾幅值A(chǔ)≤1 mm時(shí)，基于雙循環(huán)的抗蛇行動(dòng)態(tài)特性具有Maxwell模型的可回歸性，上述不對(duì)稱性未構(gòu)成實(shí)質(zhì)影響。

隨著激擾幅值A(chǔ)的增大，抗蛇行動(dòng)態(tài)特性需要考慮粘滯非線性的影響。為此，高速鐵路必須留有足夠長的緩和曲線，不僅為降低殘余橫向加速度以滿足乘坐舒適性的要求，還為降低抗蛇行高頻阻抗作用以兼顧曲線導(dǎo)向性能。同理，不同高鐵線路之間的關(guān)聯(lián)路段也必須降速通過，以免在較小半徑曲線通過時(shí)發(fā)生輪緣側(cè)磨。

基于單循環(huán)的新型抗蛇行減振器ZF Sachs T60(采埃孚財(cái)團(tuán)下薩克斯減振器工廠制造)如圖8所示，采用方向閥使工作介質(zhì)單一方向流經(jīng)位于缸底的阻尼閥，因此阻尼特性曲線具有十分理想的對(duì)稱性，線性阻尼標(biāo)定值為330 kN·s/m，且可適度調(diào)節(jié)。然而液壓剛度較低，約為3 MN/m～4 MN/m，且與端節(jié)點(diǎn)徑向剛度無關(guān)。為了預(yù)防氣泡阻塞，輔助腔內(nèi)放置若干個(gè)自膨脹袋。

為了消除德國ICE3“一次蛇行”及其負(fù)面影響，文獻(xiàn)[2]再次進(jìn)行嘗試，將輪對(duì)縱向定位剛度降至35 MN/m，增大T60油缸直徑并在其缸底增設(shè)1～2套阻尼閥，將線性阻尼標(biāo)定值提高至880 kN·s/m。鑒于目前的工業(yè)技術(shù)水平和現(xiàn)狀，這一技改方案存在抗蛇行技術(shù)選型問題。

雖然3次技術(shù)嘗試均已失敗，但是相關(guān)研究仍有助于形成如下認(rèn)知：抗蛇行動(dòng)態(tài)特性也要與輪對(duì)定位約束剛度形成合理的匹配關(guān)系，其必須以整車穩(wěn)定性態(tài)分析圖引領(lǐng)轉(zhuǎn)向架參數(shù)優(yōu)配，制訂抗蛇行技術(shù)選型原則，從而獲得安全穩(wěn)定裕度的可靠技術(shù)保障。

3.2 整車穩(wěn)定性態(tài)分析圖及其繪制要點(diǎn)

如上所述，只有采取閉環(huán)系統(tǒng)分析觀點(diǎn)，才能掌握輪軌接觸與轉(zhuǎn)向架懸掛兩大非線性影響因素，進(jìn)而利用基于單一曲率的輪軌接觸等效線性單元，對(duì)提速軌道車輛非線性系統(tǒng)進(jìn)行線性化處理。同時(shí)，嚴(yán)格遵循設(shè)計(jì)模態(tài)分析規(guī)則，以整車穩(wěn)定性態(tài)分析圖引領(lǐng)轉(zhuǎn)向架參數(shù)優(yōu)配，滿足自適應(yīng)高速轉(zhuǎn)向架型式設(shè)計(jì)及懸掛參數(shù)優(yōu)配的多目標(biāo)優(yōu)化要求。

對(duì)于提速軌道車輛MBS，本文給出繪制整車穩(wěn)定性態(tài)分析圖的5個(gè)要點(diǎn)[20]：

(1)用基于單一曲率的輪軌接觸等效線性單元描述輪軌接觸的(近)線性關(guān)系，考慮軸箱懸掛定位約束內(nèi)力及其對(duì)輪對(duì)自穩(wěn)定性的影響，構(gòu)建提速軌道車輛非線性閉環(huán)系統(tǒng)，包括轉(zhuǎn)向架對(duì)車體復(fù)雜接口關(guān)系的隱式表達(dá)式。

為了在廣義空間下進(jìn)行大位移多平衡態(tài)的非線性系統(tǒng)仿真分析，多體系統(tǒng)MBS的運(yùn)動(dòng)控制方程為如下3階代數(shù)微分方程(即I3 DAEs)：

G=0。

(21)

非完整約束(non-holonomic constraints)是軌道車輛系統(tǒng)的力學(xué)特點(diǎn)之一，如輪軌接觸或轉(zhuǎn)向架與車體接口關(guān)系等，因?yàn)闊o法降階以消除加速度項(xiàng)，所以動(dòng)態(tài)約束具有如下形式：

(22)

(23)

需要注意的是，與汽車等地面車輛不同，軌道車輛的車輛定距較長，一般客車為17 m～18 m，雙層小汽車運(yùn)輸車或集裝箱長平車的車輛定距則更長，可達(dá)20 m。因此對(duì)于轉(zhuǎn)向架對(duì)車體的接口關(guān)系，不可忽視其復(fù)雜約束的雙重屬性。

(3)在每個(gè)勻速穩(wěn)態(tài)下，采用牛頓1階差分技術(shù)獲得雅可比矩陣Γ，然后進(jìn)行正交分解得到相應(yīng)的特征值問題解，其嚴(yán)格遵循提速軌道車輛MBS的設(shè)計(jì)模態(tài)分析原則。

在每個(gè)勻速穩(wěn)態(tài)下，假設(shè)軌道車輛系統(tǒng)的準(zhǔn)平衡態(tài)的運(yùn)動(dòng)方程

(24)

式中y為所有穩(wěn)態(tài)狀態(tài)變量。

(25)

式中：h為積分步長；β0為標(biāo)量常數(shù)，與積分器的次數(shù)有關(guān)；Δy為校正的差分方向；-F為式(23)的殘余部分，表示系統(tǒng)的不平衡程度。式(25)左側(cè)矩陣即為準(zhǔn)靜態(tài)下F函數(shù)的Jacobian矩陣。于是降階方程(23)的Jacobian矩陣為

(26)

式中：I為單位陣；下標(biāo)u,q分別為對(duì)u,q的一次偏導(dǎo)，qq為對(duì)q的二次偏導(dǎo)。

據(jù)此，通過正交分解可得軌道車輛MBS系統(tǒng)的特征值問題解，即Eig(Γ)。

(4)考慮正常踏面磨耗，根據(jù)λe遞增變化規(guī)律繪制整車穩(wěn)定性態(tài)分析圖(將根軌跡圖進(jìn)行疊加)，消除“一次蛇行”或其他類似現(xiàn)象，引領(lǐng)轉(zhuǎn)向架參數(shù)優(yōu)配，使抗側(cè)滾扭桿裝置能夠抵御強(qiáng)勁的流固耦合效應(yīng)。

整車穩(wěn)定性態(tài)指整車閉環(huán)系統(tǒng)根軌跡圖反映的穩(wěn)定性質(zhì)及其因等效錐度增大而產(chǎn)生的變化形態(tài)。與常規(guī)的根軌跡圖相比，整車穩(wěn)定性態(tài)分析圖有閉環(huán)極點(diǎn)、穩(wěn)定裕度和牽連運(yùn)動(dòng)關(guān)系3個(gè)主要特征。需要注意的是，傳遞函數(shù)的有理分式假設(shè)是繪制常規(guī)根軌跡圖的前提條件，即顯式表達(dá)式，其僅有閉環(huán)極點(diǎn)和穩(wěn)定裕度兩個(gè)主要穩(wěn)定特征。

考慮車輛定距較長，一般牽連運(yùn)動(dòng)關(guān)系是指因轉(zhuǎn)向架對(duì)車體復(fù)雜的接口關(guān)系而形成的連帶關(guān)系，如一次蛇行或其他類似現(xiàn)象，其有可能打破輪軌的橫向動(dòng)態(tài)制衡關(guān)系。就牽引電機(jī)彈性架懸而言，動(dòng)車前位/后位轉(zhuǎn)向架蛇行模態(tài)也應(yīng)與相應(yīng)的電機(jī)橫擺模態(tài)形成十分穩(wěn)健的牽連運(yùn)動(dòng)關(guān)系，以降低參振質(zhì)量。

利用雙線性變換，整車穩(wěn)定性態(tài)分析圖將復(fù)平面的實(shí)部/虛部轉(zhuǎn)變?yōu)槟B(tài)阻尼/頻率縱橫坐標(biāo)。一般用臨界阻尼5%確定線性臨界速度，因?yàn)樾萝囓圀w搖頭輕微晃動(dòng)會(huì)形成均勻磨耗，所以可適度降低車體搖頭模態(tài)最小阻尼。

(5)以簡單的車體/轉(zhuǎn)向架不穩(wěn)定性確定λemin/λemax，進(jìn)而通過改變安全穩(wěn)定裕度來保障均勻磨耗、穩(wěn)定磨耗和快速磨耗三階段正常磨耗規(guī)律，并在RAMS管理體制下滿足轉(zhuǎn)向架標(biāo)稱模型的要求。

與設(shè)計(jì)速度、最高試驗(yàn)速度和商業(yè)運(yùn)營速度相比，安全穩(wěn)定裕度擁有更為加豐富的技術(shù)內(nèi)涵。目前型式試驗(yàn)規(guī)定：①試運(yùn)行里程只有達(dá)到或接近輪對(duì)鏇修周期，如30×104km，新型高速動(dòng)車組或列車才能進(jìn)行型式試驗(yàn)和技術(shù)驗(yàn)收；②最高試驗(yàn)速度不得低于設(shè)計(jì)速度的1.1 倍～1.2倍，根據(jù)高速度等級(jí)鐵路專線的管理技術(shù)規(guī)范，確定其商業(yè)運(yùn)行速度，但是目前無法對(duì)LCC提出具體要求。

安全穩(wěn)定裕度是衡量或評(píng)估提速轉(zhuǎn)向架動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)及其技術(shù)水平的重要概念，其具有如下技術(shù)內(nèi)涵：

(1)以整車穩(wěn)定性態(tài)分析圖引領(lǐng)轉(zhuǎn)向架參數(shù)優(yōu)配，正確認(rèn)識(shí)問題進(jìn)而明確技改方向。若兼顧穩(wěn)定、導(dǎo)向、磨耗3個(gè)綜合性技術(shù)要求，自適應(yīng)轉(zhuǎn)向架型式設(shè)計(jì)及懸掛參數(shù)優(yōu)化則須從安全穩(wěn)定裕度的角度對(duì)問題形成正確的認(rèn)知，從而體現(xiàn)Pareto改進(jìn)設(shè)計(jì)的意義，改善并提升其對(duì)軌道線路和服役技術(shù)條件的適應(yīng)性、友好性以及穩(wěn)定魯棒性，在RAMS管理體制下滿足轉(zhuǎn)向架標(biāo)稱模型的要求。

(2)以十分充裕的安全穩(wěn)定裕度打破經(jīng)濟(jì)速度200 km/h～250 km/h周期律。越前沿也越基礎(chǔ)，要想創(chuàng)新解決有害踏面磨耗技術(shù)難題，提速轉(zhuǎn)向架動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)及軟件分析方法需要質(zhì)疑傳統(tǒng)的理論或假設(shè)，獨(dú)辟蹊徑，使抗蛇行動(dòng)態(tài)特性與輪對(duì)定位約束剛度之間形成合理的匹配關(guān)系，以十分充裕的安全穩(wěn)定裕度兼顧輪對(duì)自穩(wěn)定性和回轉(zhuǎn)阻力矩有效性，才有可能找到關(guān)鍵技術(shù)，進(jìn)而突破Pareto的前沿性。

(3)用統(tǒng)一規(guī)范的輪軌匹配條件降低輪軌關(guān)系技術(shù)管理成本。就高速度等級(jí)鐵路專線而言，統(tǒng)一規(guī)范輪軌匹配條件是十分重要的技術(shù)工作，例如統(tǒng)一配置快速和高速轉(zhuǎn)向架時(shí)，應(yīng)盡可能使兩者對(duì)鋼軌磨耗形成互補(bǔ)，避免對(duì)鋼軌過度實(shí)施維修性打磨。由于軌底坡為1: 40，鋼軌接觸點(diǎn)主要分布在軌頭中心線至軌距角一側(cè)，鋼軌維修性打磨必須強(qiáng)調(diào)其積極或消極影響。盡管如此，鋼軌定期預(yù)防性打磨仍十分必要，其僅去除軌頭表面氧化層及小缺陷，并不進(jìn)行軌頭修型。

需要強(qiáng)調(diào)的是，XP55踏面是CRH5引進(jìn)技術(shù)轉(zhuǎn)化吸收的一項(xiàng)重要成果，其充分利用我國鐵路每側(cè)輪軌間隙增大3.5 mm的特殊性，切實(shí)改善了對(duì)軌道線路的適應(yīng)性與友好性。為了提升高速動(dòng)車組對(duì)其服役條件的穩(wěn)定性和魯棒性，首先要適度降低名義等效錐度λeN，如果將轉(zhuǎn)向架參數(shù)優(yōu)配看作一種特殊的校正手段，穩(wěn)定性和魯棒性則是自適應(yīng)高速轉(zhuǎn)向架動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)更為重要的技術(shù)內(nèi)涵。具體地，在(不)穩(wěn)定蛇行振蕩的頻段范圍內(nèi)，校正系統(tǒng)的奇異值越小，抵御(非)結(jié)構(gòu)的攝動(dòng)能力越強(qiáng)。

綜上所述，若要在十分充裕的安全穩(wěn)定裕度下確保轉(zhuǎn)向架標(biāo)稱模型理想的力學(xué)性質(zhì)，就應(yīng)嚴(yán)格遵循設(shè)計(jì)模態(tài)分析原則，避免正則攝動(dòng)問題和奇異攝動(dòng)問題相互轉(zhuǎn)變。相對(duì)McPHEE的MBS多目標(biāo)優(yōu)化設(shè)計(jì)而言，整車穩(wěn)定性態(tài)分析圖是另一類優(yōu)化技術(shù)手段，通過關(guān)鍵少數(shù)和相關(guān)族群劃分來更好地詮釋Pareto的前沿性。

3.3 動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)及軟件分析流程框圖

根據(jù)非線性系統(tǒng)線性化處理的辯證方法，給出提速轉(zhuǎn)向架動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)及整車穩(wěn)定軟件分析流程框圖，如圖9所示。

首先，整車穩(wěn)定性態(tài)分析圖是動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)及軟件分析方法的重要組成部分，其從閉環(huán)系統(tǒng)分析出發(fā)，嚴(yán)格遵循設(shè)計(jì)模態(tài)分析規(guī)則，將車體搖頭大阻尼轉(zhuǎn)變?yōu)樾∽枘崽卣?，簡化轉(zhuǎn)向架對(duì)車體的接口關(guān)系，消除“一次蛇行”或其他類似現(xiàn)象，進(jìn)而在RAMS管理體制下滿足轉(zhuǎn)向架標(biāo)稱模型的要求，增強(qiáng)對(duì)(非)結(jié)構(gòu)攝動(dòng)的穩(wěn)定性和魯棒性，如抗蛇行動(dòng)態(tài)特性的最大允許衰減或增強(qiáng)、不穩(wěn)定的側(cè)風(fēng)或尾流擾動(dòng)、通過站內(nèi)高速道岔等結(jié)構(gòu)攝動(dòng)。

無論有無搖枕客運(yùn)轉(zhuǎn)向架，中心銷(搖動(dòng)臺(tái))設(shè)計(jì)和橫擋間隙設(shè)置均可較好地滿足小位移線性系統(tǒng)的假設(shè)條件。牽連運(yùn)動(dòng)關(guān)系指廣義空間內(nèi)的復(fù)雜約束在相關(guān)運(yùn)動(dòng)模態(tài)間形成的連帶關(guān)系。在特定的勻速穩(wěn)態(tài)下，MBS模型可以簡化為線性時(shí)不變(Linear Time Invariant,LTI)系統(tǒng)，通過正交分解從廣義空間轉(zhuǎn)變到模態(tài)空間，因此模態(tài)正交性和振型(反)對(duì)稱性成立。如果廣義空間內(nèi)某一構(gòu)件模態(tài)被激發(fā)并形成小幅振動(dòng)響應(yīng)，則其約束內(nèi)力將帶動(dòng)相關(guān)構(gòu)件產(chǎn)生小幅牽連運(yùn)動(dòng)，符合小位移線性系統(tǒng)的假設(shè)條件。

考慮到服役速度的變化范圍，應(yīng)將轉(zhuǎn)向架標(biāo)稱模型看作為典型的線性時(shí)變LTV系統(tǒng)，包括轉(zhuǎn)向架對(duì)車體的復(fù)雜接口關(guān)系和牽引電機(jī)彈性架懸。如上所述，臨界速度僅為(非)保守系統(tǒng)力學(xué)性質(zhì)相互轉(zhuǎn)變的標(biāo)志性指標(biāo)，而輪軌橫向動(dòng)態(tài)制衡關(guān)系則是判斷蛇行振蕩是否穩(wěn)定唯一的依據(jù)。穩(wěn)定蛇行運(yùn)動(dòng)和不穩(wěn)定蛇行振蕩不能顧此失彼，隨意使正則攝動(dòng)和奇異攝動(dòng)相互轉(zhuǎn)變。因此，自適應(yīng)高速轉(zhuǎn)向架應(yīng)強(qiáng)調(diào)安全穩(wěn)定裕度。

與McPHEE的多目標(biāo)優(yōu)化設(shè)計(jì)不同，本文以整車穩(wěn)定性態(tài)分析圖引領(lǐng)轉(zhuǎn)向架參數(shù)優(yōu)配，化消極因素為積極因素，消除車體與走行部之間的有害牽連運(yùn)動(dòng)關(guān)系，使動(dòng)車前位和后位轉(zhuǎn)向架蛇行與相應(yīng)的電機(jī)橫擺模態(tài)之間的牽連運(yùn)動(dòng)關(guān)系更加穩(wěn)健，以車體搖頭輕微晃動(dòng)來釋放不穩(wěn)定的側(cè)風(fēng)、尾流或通過站內(nèi)高速道岔時(shí)的擾動(dòng)能量。

不僅如此，根據(jù)新型抗蛇行減振器(單/雙循環(huán))的技術(shù)特點(diǎn)，本文制訂了基于抗蛇行(寬)頻帶吸能機(jī)制的技術(shù)選型原則，使抗蛇行動(dòng)態(tài)特性與輪對(duì)定位約束剛度之間形成合理的匹配關(guān)系，有可能突破Pareto的前沿性，從而在統(tǒng)一規(guī)范的輪軌匹配條件下合理科學(xué)地提升極限速度，盡快形成打破經(jīng)濟(jì)速度200 km/h～250 km/h周期律的核心技術(shù)。

由此可見，整車穩(wěn)定性態(tài)分析圖體現(xiàn)了非線性系統(tǒng)線性化處理辯證方法的3個(gè)特點(diǎn)：①以閉環(huán)系統(tǒng)分析觀點(diǎn)抓住輪軌接觸和轉(zhuǎn)向架懸掛兩大非線性影響因素；②嚴(yán)格遵循設(shè)計(jì)模態(tài)分析規(guī)則，引領(lǐng)轉(zhuǎn)向架參數(shù)優(yōu)配，消除“一次蛇行”或其他類似現(xiàn)象；③在RAMS管理體制下滿足轉(zhuǎn)向架標(biāo)稱模型的要求，避免滑向奇異攝動(dòng)問題。

關(guān)于動(dòng)態(tài)仿真，需要特別強(qiáng)調(diào)其非線性模型和算法的3個(gè)要點(diǎn)：

(1)采用非線性輪軌接觸單元，將小平斑計(jì)入車輪大自旋蠕滑影響?？紤]到輪軌干/濕摩擦，可選用庫倫連續(xù)/實(shí)測非線性摩擦模型(包括最大摩擦系數(shù)μmax和滑動(dòng)摩擦系數(shù)μslip)。

(2)非線性動(dòng)態(tài)仿真必須控制最大迭代步長。為了提高計(jì)算效率，改用基于2階差分技術(shù)的Newmark算法縮減雅可比矩陣規(guī)模，降低病態(tài)發(fā)生概率?？紤]輸入的軌道不平順激勵(lì)以及所選取的波長范圍，最大迭代步長必須為10-3，同時(shí)由于速度和加速度為獨(dú)立變量及其微分，應(yīng)盡可能保障動(dòng)態(tài)仿真的初始條件精度，如預(yù)載分析精度。

(3)MBS仿真軟件利用準(zhǔn)靜態(tài)概念進(jìn)行預(yù)載分析，具體為適度增大比例阻尼，使模型系統(tǒng)快速收斂于準(zhǔn)靜態(tài)。按照靜撓度折算原則，彈性元件可以獲得比較滿意的垂向預(yù)載分析結(jié)果。由于僅由自重形成準(zhǔn)靜態(tài)，預(yù)載分析應(yīng)排除過約束，以確保垂向預(yù)載精度。

例如，轉(zhuǎn)臂軸箱過約束由軸箱軸承、懸掛裝置及轉(zhuǎn)臂節(jié)點(diǎn)3個(gè)約束構(gòu)成1個(gè)閉環(huán)運(yùn)動(dòng)鏈。在預(yù)載之前，先不激活轉(zhuǎn)臂節(jié)點(diǎn)，而將軸箱懸掛點(diǎn)頭剛度設(shè)為較大值以避免轉(zhuǎn)臂軸箱發(fā)生偏轉(zhuǎn)。在成功獲得精確的預(yù)載后，將轉(zhuǎn)臂軸箱懸掛定位恢復(fù)至原始參數(shù)并激活轉(zhuǎn)臂節(jié)點(diǎn)，進(jìn)而保持零預(yù)載設(shè)置，這樣更符合實(shí)際情況。

最后，為了確定構(gòu)造速度并制訂修程修制，需要對(duì)提速軌道車輛進(jìn)行剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)仿真評(píng)估，這部分內(nèi)容將另文闡述。

有害踏面磨耗是權(quán)衡高鐵社會(huì)效益和經(jīng)濟(jì)效益利弊的焦點(diǎn)。提速轉(zhuǎn)向架動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)的目標(biāo)在于保障載荷的安全性，滿足輕量化車體和轉(zhuǎn)向架構(gòu)架及其相關(guān)功能元件的服役壽命要求。為此，軌道車輛制造行業(yè)應(yīng)著力于內(nèi)涵建設(shè)，通過運(yùn)維實(shí)踐來繼承和發(fā)展軌道車輛系統(tǒng)動(dòng)力學(xué)理論，使LCC最小化。

從某種意義來講，整車穩(wěn)定性態(tài)分析圖是突破Pareto前沿性的最佳優(yōu)化技術(shù)工具，應(yīng)盡快形成核心技術(shù)。在自適應(yīng)高速轉(zhuǎn)向架研制過程中，筆者團(tuán)隊(duì)積極推介動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)和軟件分析方法，用新型抗蛇行減振器關(guān)鍵技術(shù)打破經(jīng)濟(jì)速度200 km/h～250 km/h周期律，逐步提升供貨商的一般工業(yè)技術(shù)水平。

總之，為了打破經(jīng)濟(jì)速度200 km/h～250 km/h周期律，自適應(yīng)高速轉(zhuǎn)向架動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)應(yīng)該掌握并處理好如下3個(gè)技術(shù)關(guān)系：①輪軌接觸的(非)線性辯證關(guān)系；②走行部與整備車體之間的橫向耦合關(guān)系；③鐵路提速與運(yùn)輸收益之間的利弊權(quán)衡關(guān)系。

3.4 自適應(yīng)快速/高速轉(zhuǎn)向架的兩個(gè)應(yīng)用算例

以ICE3動(dòng)車轉(zhuǎn)向架為技術(shù)原型，將其輪對(duì)縱向/橫向定位剛度降至15/6 MN/m后的曲線導(dǎo)向性能優(yōu)于CRH5。根據(jù)抗蛇行(寬)頻帶吸能機(jī)制，給出自適應(yīng)快速/高速轉(zhuǎn)向架的兩種改進(jìn)設(shè)計(jì)方案，如圖10所示。

(1)用每側(cè)2個(gè)ZF Sachs T60并聯(lián)配置(上調(diào)c=380 kN·s/m，k=3 MN/m)形成抗蛇行頻帶吸能機(jī)制，如圖10a所示，牽引電機(jī)彈性吊掛橫向/垂向剛度增大至440 kN/m(原始設(shè)計(jì)采用彈簧板吊掛，橫擺剛度僅有110 kN/m)。雖然前位和后位轉(zhuǎn)向架蛇行模態(tài)與相應(yīng)的電機(jī)橫擺模態(tài)之間形成了擾流效應(yīng)，但是在較高的等效錐度下并未有效抑制轉(zhuǎn)向架搖頭相位滯后的快速衰減。因此該優(yōu)配方案更適用于商業(yè)運(yùn)營速度為250 km/h的快速動(dòng)車組轉(zhuǎn)向架配置，簡稱自適應(yīng)快速轉(zhuǎn)向架。

(2)用每側(cè)ZF Sachs T60和T70的并聯(lián)配置(T60參數(shù)同上，T70出廠原參數(shù))形成抗蛇行寬頻帶吸能機(jī)制，如圖10b所示，牽引電機(jī)彈性吊掛橫向/垂向剛度增大至380 kN/m。在較高的等效錐度下，上述擾流效應(yīng)能夠有效抑制轉(zhuǎn)向架搖頭相位滯后的快速衰減，從而獲得充裕的安全穩(wěn)定裕度。因此該優(yōu)配方案成為(超)高速動(dòng)車組的最佳配置，簡稱自適應(yīng)高速轉(zhuǎn)向架。

在抗蛇行(寬)頻帶吸能機(jī)制下，整車穩(wěn)定性態(tài)分析表明，相應(yīng)的抗蛇行動(dòng)態(tài)特性與輪對(duì)定位約束剛度(15/6 MN/m)形成合理的匹配關(guān)系，車體搖頭模態(tài)所對(duì)應(yīng)的根軌跡具有最小模態(tài)阻尼特征(簡稱車體搖頭小阻尼特征)，徹底消除了“一次蛇行”，抗側(cè)滾扭桿裝置可以抵御強(qiáng)勁的流固耦合效應(yīng)。

在抗蛇行頻帶吸能機(jī)制下(如圖10a)，前位和后位轉(zhuǎn)向架蛇行模態(tài)與相應(yīng)的電機(jī)橫擺模態(tài)之間形成擾流效應(yīng)，即前后電機(jī)與吊架通過反向搖頭擺動(dòng)來抑制相應(yīng)的轉(zhuǎn)向架搖頭相位滯后的快速衰減。當(dāng)λe=0.25/0.30/0.35時(shí)，擾流效應(yīng)抑制前位和后位轉(zhuǎn)向架搖頭相位滯后快速衰減的效果并不理想。

同時(shí)二系橫向減振器的線性阻尼標(biāo)定值取30 kN·s/m，因?yàn)檫@一標(biāo)定值越大，車體搖頭的最小模態(tài)阻尼值越大，且在新車狀態(tài)下的影響比較敏感，所以建議在(半)主動(dòng)橫向減振技術(shù)的配合下，令λeN=0.03～0.04，且初始鋼軌接觸點(diǎn)偏向軌距角一側(cè)，略微偏離軌頭中心線，適度增大鋼軌局部接觸曲率，盡可能避免發(fā)生磨耗輪軌局部密貼型接觸，防止過早形成小幅蛇行振蕩。

在抗蛇行寬頻帶吸能機(jī)制下(如圖10b)，擾流效應(yīng)的技術(shù)效果最理想。具體地，較高的等效錐度相當(dāng)于降低了動(dòng)車轉(zhuǎn)向架蛇行振蕩的參振質(zhì)量，有效抑制了轉(zhuǎn)向架搖頭相位滯后的快速衰減。由此可見，擾流效應(yīng)巧妙地解決了動(dòng)車轉(zhuǎn)向架研制的技術(shù)難點(diǎn)，其通過降低蛇行參振質(zhì)量改善了橫向穩(wěn)定性能。

需要注意的是，二系橫向減振器的線性阻尼標(biāo)定值僅取10 kN·s/m。因?yàn)樵谛萝嚑顟B(tài)下，該標(biāo)定值對(duì)車體搖頭最小模態(tài)阻尼值的變化并不敏感，在高速運(yùn)行下無需設(shè)置較大的橫向阻尼，因此不建議采用(半)主動(dòng)橫向減振控制技術(shù)。

在自適應(yīng)高速轉(zhuǎn)向架配置下，動(dòng)車動(dòng)態(tài)仿真分析表明，當(dāng)λe=0.06(輪軌匹配條件詳見圖12)時(shí)，只有在0.05 g(g=9.8 m/s2)啟動(dòng)升速階段發(fā)生車體搖頭晃動(dòng)(如圖11)，即通過進(jìn)出站側(cè)線時(shí)出現(xiàn)的晃車，車輪踏面均勻磨耗且有輕微輪緣側(cè)磨；進(jìn)入350 km/h勻速穩(wěn)態(tài)后，轉(zhuǎn)變?yōu)槠椒€(wěn)運(yùn)行，并無晃車現(xiàn)象(或車體搖頭輕微晃動(dòng))。

以此類推，如果遇到不穩(wěn)定的側(cè)風(fēng)或尾流擾動(dòng)，車體先通過搖頭晃動(dòng)來釋放能量(并非側(cè)滾晃動(dòng))，不會(huì)使抗側(cè)滾扭桿裝置增大車體側(cè)滾剛度，造成車輪磨耗指數(shù)呈現(xiàn)V字型分布并逐漸形成中央凹陷踏面磨耗。因此，由于車體搖頭晃動(dòng)，不穩(wěn)定的側(cè)風(fēng)或尾流擾動(dòng)不會(huì)再增強(qiáng)其流固耦合效應(yīng)。

類似地，通過站內(nèi)高速道岔時(shí)也會(huì)因車體搖頭晃動(dòng)而顯著減輕岔尖磨損或翼軌魚鱗斑磨耗程度。

考慮到仿真模型未計(jì)入車間風(fēng)擋的阻尼效應(yīng)，且(中心銷)搖臺(tái)的最大橫擋間隙可以取50 mm～60 mm，上述低錐度晃車會(huì)逐漸衰減。如果現(xiàn)場調(diào)試未能達(dá)到乘坐舒適性的預(yù)期效果，則有必要考慮采用車間縱向減振技術(shù)(盡量不用)。鑒于我國鐵路每側(cè)輪軌間隙增大3.5 mm，新車狀態(tài)下車體搖頭晃動(dòng)有助于形成均勻磨耗，建議λeN=0.05～0.06。

結(jié)合自適應(yīng)快速/高速轉(zhuǎn)向架技改方案，如下3點(diǎn)需要特別注意：

(1)部分動(dòng)車組的轉(zhuǎn)向架已經(jīng)采用基于ZF Sachs T60與T70的原參數(shù)并聯(lián)配置，通過服役情況的現(xiàn)場調(diào)研表明，新車輕微(側(cè)滾)晃動(dòng)后逐步衰減，車輪踏面總體呈現(xiàn)為均勻磨耗，并未導(dǎo)致嚴(yán)重的輪緣側(cè)磨。同時(shí)動(dòng)態(tài)仿真分析亦可證實(shí)，按照(不)穩(wěn)定蛇行振蕩頻率的變化，抗蛇行T60與T70動(dòng)荷可以相互切換。

(2)在啟動(dòng)升速或制動(dòng)減速過程中，由于增強(qiáng)了輪對(duì)定位約束剛度(15/6 MN/m)，無論輪軌干/濕摩擦狀態(tài)，長期高速度等級(jí)的鐵路選線運(yùn)用，車輪均會(huì)在踏面中央形成集中磨耗。如上所述，車體搖頭晃動(dòng)有助于車輪踏面形成均勻磨耗。

(3)融合了日本新干線與歐洲鐵路的技術(shù)特點(diǎn)。當(dāng)λe=0.05/0.20時(shí)，蛇行運(yùn)動(dòng)頻率為2.0 Hz ～3.0 Hz，振蕩能量很低，為保障最高短時(shí)速度420 km/h～450 km/h創(chuàng)造了十分有利的技術(shù)條件。在λe=0.05/0.15時(shí)，可以證明試驗(yàn)列車也具有探索高速輪軌極限速度的能力。380 km/h鐵路專線，軌道錐度的(RMS)2.2σ/(RMS)3.0σ=0.25/0.35，即軌道錐度λe=0.25/0.35的發(fā)生概率不足5%。類似地，在420 km/h～450 km/h運(yùn)行段，軌道錐度的(RMS)2.2σ/(RMS)3.0σ=0.15/0.20。軌道錐度指以標(biāo)準(zhǔn)踏面LMA車輪為測試輪對(duì)所獲得的動(dòng)態(tài)測試等效錐度。

總之，為了克服尾流擾動(dòng)，汽車可通過懸掛高度控制技術(shù)轉(zhuǎn)移軸重，進(jìn)而取代傳統(tǒng)的尾舵平穩(wěn)尾流技術(shù)。類似地，自適應(yīng)快速/高速轉(zhuǎn)向架動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)也可在抗蛇行(寬)頻帶吸能機(jī)制(發(fā)明專利CN201510166247.5/CN201510478259.1)下，將車體搖頭大阻尼轉(zhuǎn)變?yōu)樾∽枘崽卣?，通過車體搖頭晃動(dòng)來釋放側(cè)風(fēng)或尾流的擾動(dòng)能量，從而徹底消除有害踏面磨耗及其負(fù)面影響。

3.5 輪軌磨耗評(píng)估

限于篇幅，僅以自適應(yīng)高速轉(zhuǎn)向架改進(jìn)設(shè)計(jì)為例，著重對(duì)動(dòng)車輪軌磨耗進(jìn)行評(píng)估。

對(duì)于鋼軌CN60KG(軌底坡為1: 40)給出5種假設(shè)輪軌匹配條件，如圖12所示。其中，新車狀態(tài)λe=0.06～0.15，穩(wěn)定磨耗λe=0.25左右，快速磨耗λe=0.30～0.35。

需要注意的是，等效錐度越大，蛇行幅值越小。根據(jù)業(yè)內(nèi)慣例，提出上述輪軌匹配假設(shè)條件。雖然在快速磨耗階段存在車軸橫向力增大等誤差，但是基本反映了磨耗輪軌匹配條件的變化規(guī)律。例如在CRH5改進(jìn)設(shè)計(jì)的引進(jìn)技術(shù)培訓(xùn)時(shí)，意大利薩維利亞諾工廠即通過適度縮放軌距來模擬因車輪正常踏面磨耗而增大的λe。

(1)如圖13～圖15所示，新車狀態(tài)呈均勻的踏面磨耗并伴有輕微的輪緣側(cè)磨，鋼軌走行光帶的初始位置偏向軌距角一側(cè)且距軌頭中心線約8 mm。隨著λe的增大，鋼軌走行光帶向軌距角一側(cè)偏移至11 mm且由狹窄逐漸寬展，但是并未演變成為寬光帶。需要注意的是，與初始鋼軌接觸點(diǎn)落在軌頭中心線附近的情況相比，自適應(yīng)高速轉(zhuǎn)向架在新車狀態(tài)下形成上述鋼軌走行光帶具有特殊的優(yōu)勢，即鋼軌軌頭局部接觸曲率較大，磨耗輪軌不易形成局部密貼型接觸，能夠避免產(chǎn)生不穩(wěn)定的小幅蛇行振蕩。

(2)在穩(wěn)定磨耗階段，鋼軌走行光帶向軌距角一側(cè)偏移至12 mm(如圖16a、圖16c和圖16d)，無需進(jìn)行鋼軌軌頭打磨修型。如果中央凹陷踏面磨耗導(dǎo)致寬光帶(如圖16b)，則需要進(jìn)行軌頭打磨修型。

(3)快速磨耗階段存在許多不確定因素，需要車輛、工務(wù)和鋼軌專業(yè)協(xié)同創(chuàng)新來維持實(shí)際輪軌接觸的(近)線性關(guān)系。例如軌檢車在線監(jiān)測[25]盡可能將λe=0.25～0.35的發(fā)生概率控制在5%以下。特別是周邊地形地貌有可能形成缺口效應(yīng)，使橫風(fēng)對(duì)頭車產(chǎn)生更加強(qiáng)勁的擾流效應(yīng)，某些路段因此需要考慮采用擋風(fēng)墻。

由此可見，結(jié)合安全穩(wěn)定磨耗綜合分析評(píng)估，通過自適應(yīng)快速/高速轉(zhuǎn)向架的兩個(gè)應(yīng)用案例可以證明，新一代高速動(dòng)車組研發(fā)技術(shù)平臺(tái)應(yīng)積極推介動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)和軟件分析方法，以十分充裕的安全穩(wěn)定裕度兼顧輪對(duì)自穩(wěn)定性和回轉(zhuǎn)阻力矩有效性，其繼承并發(fā)展了WICKENS磨耗穩(wěn)定理論，進(jìn)而突破Pareto的前沿性，盡快形成破解經(jīng)濟(jì)速度為200 km/h～250 km/h的核心技術(shù)。

4 結(jié)束語

新一代高速動(dòng)車組的研發(fā)技術(shù)平臺(tái)建設(shè)需要積極推介動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)及軟件分析方法，進(jìn)而論證并制訂更加安全、環(huán)保、節(jié)能的復(fù)興號(hào)高速列車技術(shù)方案。為此，本文開展了三方面工作：①回顧并論證了WICKENS磨耗穩(wěn)定理論的精髓及其對(duì)鐵路貨運(yùn)/客運(yùn)提速的指導(dǎo)意義；②結(jié)合高鐵運(yùn)維實(shí)踐的典型案例，分析得到在理論上支持有害踏面磨耗形成機(jī)理及其主要/次要影響因素的三大推論；③根據(jù)新型抗蛇行減振器(單/雙循環(huán))的技術(shù)特點(diǎn)，制訂了基于抗蛇行(寬)頻帶吸能機(jī)制的選型原則，給出動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)和軟件分析流程框圖，以及自適應(yīng)快速/高速轉(zhuǎn)向架的兩個(gè)應(yīng)用案例。

通過本文研究得到5點(diǎn)結(jié)論：

(1)輪對(duì)的自穩(wěn)定性與線路質(zhì)量或曲直比無關(guān)，其取決于輪對(duì)搖頭約束剛度和輪對(duì)重力剛度形成的恢復(fù)力反饋響應(yīng)。與Klingel蛇行公式相比，WICKENS構(gòu)建了基于橫移和搖頭2DoF的有約束輪對(duì)動(dòng)力學(xué)方程，深刻揭示了穩(wěn)定磨耗的內(nèi)在規(guī)律，即輪軌橫向動(dòng)態(tài)制衡關(guān)系是研判不穩(wěn)定蛇行運(yùn)動(dòng)和穩(wěn)定蛇行運(yùn)動(dòng)相互轉(zhuǎn)變的唯一依據(jù)。不僅如此，通過新型2軸車典型案例研究表明，輪對(duì)自穩(wěn)定性是車輪正常踏面磨耗形成的必要保障條件之一。經(jīng)過半個(gè)多世紀(jì)，WICKENS的研究成果對(duì)鐵路貨運(yùn)/客運(yùn)提速運(yùn)維實(shí)踐相關(guān)問題的認(rèn)知仍然具有十分重要的指導(dǎo)意義。

(2)考慮流固耦合效應(yīng)和局部密貼接觸兩個(gè)技術(shù)難點(diǎn)，雖然目前有害踏面磨耗形成機(jī)理及主要/次要影響因素的研究尚不完善，但是這一初步結(jié)論不僅有高鐵運(yùn)維實(shí)踐3個(gè)典型案例分析的有力佐證，還可在理論上得到高鐵車輛穩(wěn)定磨耗三大推論的支持。高鐵運(yùn)維實(shí)踐的3個(gè)典型案例分析表明，不穩(wěn)定的側(cè)風(fēng)或尾流擾動(dòng)因“一次蛇行”或其他類似現(xiàn)象而增強(qiáng)了流固耦合效應(yīng)，進(jìn)而高速晃車(車體側(cè)滾晃動(dòng))，使抗側(cè)滾扭桿裝置增大車體的側(cè)滾剛度，或使單牽引桿裝置產(chǎn)生鉸接橫向動(dòng)荷的非線性影響，使車輪逐漸形成中央凹陷踏面磨耗或踏面偏磨。進(jìn)而實(shí)際滾徑差RRD過零點(diǎn)的非線性變化使輪對(duì)重力剛度部分或全部喪失了恢復(fù)力，磨耗輪軌接觸動(dòng)力的作用因此愈演愈烈。

(3)轉(zhuǎn)向架對(duì)車體的接口關(guān)系需要強(qiáng)調(diào)其復(fù)雜約束的雙重屬性，即拓?fù)潢P(guān)系屬性和約束內(nèi)力非線性。從閉環(huán)系統(tǒng)分析觀點(diǎn)出發(fā)，抗蛇行動(dòng)態(tài)特性要與輪對(duì)定位約束剛度(15/6 MN/m)形成合理的匹配關(guān)系，進(jìn)而以十分充裕的安全穩(wěn)定裕度兼顧輪對(duì)自穩(wěn)定性和回轉(zhuǎn)阻力矩有效性，從而改善自適應(yīng)快速/高速轉(zhuǎn)向架，并提升對(duì)軌道線路及其服役技術(shù)條件的適應(yīng)性、友好性和穩(wěn)定魯棒性。

(4)整車穩(wěn)定性態(tài)分析圖是突破Pareto前沿性最佳的優(yōu)化技術(shù)工具。根據(jù)抗蛇行(寬)頻帶吸能機(jī)制，動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)和軟件分析方法以整車穩(wěn)定性態(tài)分析圖引領(lǐng)轉(zhuǎn)向架參數(shù)優(yōu)配，徹底消除了“一次蛇行”或其他類似現(xiàn)象。同時(shí)，動(dòng)車轉(zhuǎn)向架應(yīng)按照擾流效應(yīng)改進(jìn)牽引電機(jī)吊掛設(shè)計(jì)，降低蛇行振蕩參振質(zhì)量，進(jìn)而增大安全穩(wěn)定裕度，使抗側(cè)滾扭桿裝置正常工作，抵御不穩(wěn)定側(cè)風(fēng)或尾流擾動(dòng)產(chǎn)生的強(qiáng)勁流固耦合效應(yīng)。

(5)應(yīng)用上述動(dòng)態(tài)設(shè)計(jì)和軟件分析流程框圖，制訂了自適應(yīng)快速/高速轉(zhuǎn)向架兩個(gè)技改方案，通過仿真分析綜合評(píng)估表明，我國鐵路有其特殊性，即每側(cè)輪軌間隙較日本新干線或歐洲鐵路大3.5 mm，因此在新車狀態(tài)下車體搖頭輕微晃動(dòng)有助于形成車輪踏面均勻磨耗，從而利用安全穩(wěn)定裕度變化，完全可以遵循均勻、穩(wěn)定及快速三階段正常磨耗規(guī)律，進(jìn)而突破Pareto的前沿性，盡快形成打破經(jīng)濟(jì)速度200 km/h～250 km/h的關(guān)鍵技術(shù)。

根據(jù)相關(guān)科研工作的需求，尚有兩方面有待進(jìn)一步完善：

(1)結(jié)合樣車試運(yùn)行和型式試驗(yàn)，盡快開展剛?cè)狁詈蟿?dòng)力學(xué)仿真分析，在合理科學(xué)的修程修制下提升構(gòu)造速度，從而在RAMS管理體制下滿足轉(zhuǎn)向架標(biāo)稱模型的要求，施行載荷譜編制并提升裝備智能化程度。

(2)鐵路貨運(yùn)提速以高速度等級(jí)鐵路專線作為破解空車回送低動(dòng)力作用技術(shù)難題的條件，250 km/h高速輪軌貨運(yùn)列車要盡快實(shí)現(xiàn)重大技術(shù)突破，如提速貨運(yùn)轉(zhuǎn)向架的客車化改進(jìn)設(shè)計(jì)等。