高速鐵路扣件失效對車輛-軌道耦合系統(tǒng)動態(tài)響應(yīng)的影響

孫 旭，王 平

(1.西南交通大學(xué) 高速鐵路線路工程教育部重點實驗室，四川 成都 610031；2.西南交通大學(xué) 土木工程學(xué)院，四川 成都 610031)

無砟軌道扣件系統(tǒng)將鋼軌與混凝土枕下基礎(chǔ)聯(lián)結(jié)在一起，對保持軌道幾何形位、提供線路彈性、降低軌道振動以及減緩輪軌間的沖擊起著重要作用[1]?？奂谲囕v反復(fù)荷載下承受彎曲、扭轉(zhuǎn)和剪切等復(fù)合作用，可能會出現(xiàn)不同程度的損傷現(xiàn)象，其主要的失效形式有軌枕螺栓折斷或缺失、絕緣套管損壞、彈條斷裂或開裂、軌下墊板和彈性墊板壓潰或變形嚴(yán)重等，這些損傷會導(dǎo)致扣件部分功能喪失或者完全失效。從現(xiàn)場調(diào)查來看，主要失效形式為彈條的損傷，彈條開裂與折斷部位均位于彈條后根端支撐位置，彈條損傷區(qū)段集中且連續(xù)出現(xiàn)[2-4]?？奂?dǎo)致鋼軌支撐剛度不均勻，增大輪軌間的相互作用力，彈條斷裂飛濺還會造成打擊車輛等安全問題，影響車輛運(yùn)行的平穩(wěn)性和安全性。目前，國內(nèi)外很多學(xué)者通過建立車輛-軌道耦合動力學(xué)模型，分析軌下支撐失效狀態(tài)下的車輛-軌道耦合系統(tǒng)的動力學(xué)性能，通常的處理方式是將扣件系統(tǒng)等效為Kelvin-Voigt模型，扣件失效處理為剛度系數(shù)的折減或完全不起作用[5-6]。朱勝陽等[7]利用車輛-軌道耦合動力學(xué)理論計算得到的扣件處的響應(yīng)作為扣件系統(tǒng)有限元模型的激勵，進(jìn)一步考慮扣件彈條的安裝受力狀態(tài)，對比分析了有波磨和無波磨情況下的彈條響應(yīng)。王開云等[8]分開考慮扣件系統(tǒng)的扣壓件和彈性墊層，建立了考慮預(yù)壓力的扣壓件及彈性墊層特性的車輛-軌道垂向動力學(xué)分析模型，計算結(jié)果顯示扣壓件及彈性墊層施加在鋼軌上的力均有預(yù)扣壓力及輪軌力成分。以上模型均將彈性墊板視為簡單的線性黏彈性模型，其提供的常量剛度和阻尼與荷載頻率無關(guān)，無法表示動態(tài)模量頻變特性，高頻段也會高估材料的阻尼[9]。而彈性墊板是高分子材料，其動力行為隨環(huán)境溫度、荷載頻率以及幅值非線性變化，為更準(zhǔn)確預(yù)測和評價輪軌噪聲以及鐵路寬頻振動的服役性能，國內(nèi)外很多學(xué)者從理論和試驗方面對扣件彈性墊板的非線性特性開展了廣泛的研究[10-12]。組成扣件系統(tǒng)的材料包含了彈性、黏性以及塑性特性，其中彈性部分由彈條和彈性墊板的線彈性或非線性彈性提供，黏性和塑性分別由彈性墊板高分子材料隨溫度/頻率和幅值非線性變化的部分構(gòu)成。根據(jù)黏彈性表征方式的不同可分為整數(shù)階本構(gòu)模型和分?jǐn)?shù)階本構(gòu)模型，彈性墊板整數(shù)階本構(gòu)模型有Poynting-Thomson模型[13]、廣義Zenner模型[9]、廣義Maxwell模型[14]等；分?jǐn)?shù)階本構(gòu)模型有分?jǐn)?shù)階導(dǎo)數(shù)K-V模型[15]、分?jǐn)?shù)階Zenner模型[12]，能夠較好地體現(xiàn)輪軌系統(tǒng)荷載頻帶寬、振幅變動大和隨機(jī)性強(qiáng)的特點。分?jǐn)?shù)階本構(gòu)模型的優(yōu)勢在于可以用較少的參數(shù)描述較寬頻率范圍內(nèi)的黏彈性材料動力學(xué)特性，但分?jǐn)?shù)階微積分具有歷史依賴性，數(shù)值模擬的計算量和存儲量隨著計算規(guī)模的增加而增大，計算效率問題變得突出，并且使得一些對整數(shù)階方程十分有效的數(shù)值算法也完全失效[16]。相比而言，整數(shù)階本構(gòu)模型通常需要較多的參數(shù)，但具有成熟的算法和軟件，計算效率較高。對扣件彈性膠墊，少量參數(shù)也能達(dá)到較好的擬合效果，如三參數(shù)Poynting-Thomson模型表征的彈性膠墊剛度在2 000 Hz內(nèi)有較好的擬合精度[14]，阻尼則可以通過適當(dāng)增加元件來提高擬合精度。

綜上所述，目前扣件系統(tǒng)失效多以簡單的線性黏彈性模型表示，而較為準(zhǔn)確的彈性墊板動力學(xué)模型則忽略了彈條的作用。本文以我國高速鐵路無砟軌道W300-1型扣件為研究對象，綜合考慮扣件彈條的扣壓力和彈性墊板黏彈性材料的頻率依賴性，采用SIMPACK軟件建立車輛-軌道耦合動力學(xué)模型，探討幾類常見的扣件失效形式對車輛運(yùn)行安全性、平穩(wěn)性以及車輛與軌道動態(tài)作用的影響。

1 W300-1型扣件系統(tǒng)

W300-1型扣件由彈條、絕緣墊片、軌距擋板、螺栓、軌下墊板、鐵墊板、彈性墊板和預(yù)埋套管等組成，如圖1所示。在鋼軌與鐵墊板和鐵墊板與混凝土軌枕間分別設(shè)置了軌下墊板和彈性墊板，軌下墊板剛度很大，基本不提供彈性，主要起緩沖作用，彈性主要由鐵墊板下的彈性墊板提供，彈性墊板靜剛度為20～25 kN/mm[1]。彈條必須有足夠的扣壓力以防止軌底沿墊板發(fā)生縱向位移，扣壓力太大會使扣件彈性急劇下降，影響扣件使用壽命。彈條中部前端與軌距擋板前段凸起部分不宜接觸，安裝階段兩者間隙不得大于0.5 mm，養(yǎng)護(hù)階段兩者間隙不大于1 mm[17]。正常安裝狀態(tài)下彈條前端與軌底部緊密接觸，一旦鋼軌傾翻過大，彈條中部前端與軌距擋板發(fā)生接觸，高扣壓力便發(fā)揮作用以抵抗側(cè)翻。

圖1 W300-1型扣件系統(tǒng)組成

2 扣件系統(tǒng)垂向動力學(xué)模型

考慮彈條的初始扣壓力與彈性墊板黏彈性材料的頻率依賴性，其中彈條由彈簧剛度系數(shù)為Kc的非線性彈簧單元組成，如圖2所示；彈性墊板由總共8參數(shù)的K-V模型和3個Maxwell模型并聯(lián)組成，K-V模型代表扣件彈性墊板的靜態(tài)線彈性部分，3個Maxwell模型表示頻變特性的動態(tài)黏性部分。

圖2 彈條非線性和彈性墊板頻變特性的扣件系統(tǒng)垂向動力學(xué)模型

扣件系統(tǒng)總受力F為各分支力之和,即

( 1 )

式中：Fn、Cn、Kn(n=1～3)分別為各Maxwell單元的受力、黏滯阻尼系數(shù)、彈簧剛度系數(shù)；F0、Fd、K0、C0分別為K-V模型中彈簧力、阻尼力、彈簧剛度系數(shù)和黏滯阻尼系數(shù)。由于彈條和彈性墊板承受相同的鋼軌變形，進(jìn)一步將彈條非線性扣壓力與彈性墊板線彈性力合并表示為彈簧剛度系數(shù)為Ke的非線性彈性力，即

Fe=Fc+F0=Kcx+K0x=Kex

( 2 )

2.1 彈條扣壓力

安裝好的扣件系統(tǒng)(兩根彈條)初始扣壓力為18 kN，在此扣壓力下彈條將產(chǎn)生初始位移約20 mm[18]，施加扣壓力穩(wěn)定后作為扣件系統(tǒng)的正常安裝狀態(tài)。當(dāng)外荷載使彈條中部前端與軌距擋板發(fā)生接觸后，高扣壓力發(fā)揮作用，由有限元模型分析得到彈條的剛度系數(shù)增大至4 kN/mm[7]?？紤]正常安裝狀態(tài)下彈條中部前端與軌距擋板前段凸起部分間隙為0.5 mm，此時彈條扣壓力與變形關(guān)系如圖3中Fc線所示，對應(yīng)的表達(dá)式為

( 3 )

圖3 彈條與彈性墊板非線性彈性受力變形

2.2 彈性墊板動力學(xué)參數(shù)

當(dāng)黏彈性材料受到交變正弦荷載作用時，系統(tǒng)響應(yīng)可以用復(fù)剛度K*表示為[19]

K*=K′+iK″=K′(1+iβ)=K′(1+itanδ)

( 4 )

式中：K′、K″、δ分別為儲能剛度、耗能剛度、損耗角；β為損耗因子,β=tanδ=K″/K′。

在頻域內(nèi)，彈性墊板本構(gòu)模型可以表示為[20]

( 5 )

( 6 )

式中：τn為松弛時間，τn=Cn/Kn；ω為角頻率。

文獻(xiàn)[12]采用配有溫度箱的萬能力學(xué)試驗機(jī)，利用溫頻等效原理TTS、WLF(Williams-Landel-Ferry)方程，測試與表征彈性墊板的垂向動態(tài)黏彈塑性力學(xué)性能。本文引用在20 ℃下的W300-1型彈性墊板頻變動力特性試驗數(shù)據(jù)，采用最小二乘法進(jìn)行擬合，如圖4所示，目標(biāo)函數(shù)F(ω)為

F(ω)=[K′(ω)meas-K′(ω)]2+

[K″(ω)meas-K″(ω)]2+[β(ω)meas-β(ω)]2

( 7 )

式中：下標(biāo)meas為試驗實測值。

圖4 扣件彈性墊板剛度和損耗因子擬合

由圖4可知，本文扣件彈性墊板模型與試驗數(shù)據(jù)擬合優(yōu)度較高，儲能剛度和耗能剛度的擬合優(yōu)度均接近1，損耗因子擬合優(yōu)度也達(dá)到了0.872。擬合得到的8個參數(shù)見表1。

表1 扣件彈性墊板擬合參數(shù)

表1中，K0為彈性墊板靜力作用下的彈簧剛度系數(shù)，在彈條扣壓力作用下彈性墊板將產(chǎn)生靜態(tài)壓縮變形約0.796 mm，其靜力作用下變形如圖3中F0所示，疊加彈條非線性扣壓力后的受力變形如圖3中Fe所示，表達(dá)式為

( 8 )

3 車輛-軌道耦合動力學(xué)模型

3.1 車輛模型

根據(jù)CRH2C型動車組參數(shù)[21]建立SIMPACK單節(jié)車輛三維多體動力學(xué)模型。模型包括1個車體、2個轉(zhuǎn)向架、4個輪對以及8個轉(zhuǎn)臂軸箱，共15個剛體。車體、構(gòu)架、輪對分別具有縱向、橫向、垂向、側(cè)滾、點頭、搖頭6個自由度，轉(zhuǎn)臂軸箱有點頭1個自由度，整車模型共50個自由度。模型中一系懸掛裝有垂向減振器，二系懸掛采用空氣彈簧進(jìn)行連接，同時配備抗蛇行減振器、垂向和橫向減振器等。采用Hertz接觸理論進(jìn)行輪軌垂向力的求解。

3.2 柔性軌道模型

將軌道表示為離散支撐的鋼軌模型，不考慮軌下部分。首先利用Ansys軟件建立鋼軌實體有限元模型，然后采用Guyan 縮聚法進(jìn)行子結(jié)構(gòu)分析，最后通過Simpack軟件的FlexTrack模塊實現(xiàn)鋼軌的柔性，縮減后共802個自由度，柔性鋼軌長度為52 m，兩端采用大剛度彈簧固定在地面上防止末端震蕩?？奂瓜虿捎脠D3中的動力學(xué)模型，其余方向采用傳統(tǒng)的K-V模型，軌道參數(shù)參考文獻(xiàn)[21]，建立的車輛-柔性軌道耦合動力學(xué)模型如圖5所示。

圖5 車輛-柔性軌道耦合動力學(xué)模型

3.3 計算工況

考慮直線形軌道右側(cè)柔性鋼軌中間位置的0～5個扣件失效情況，如圖6所示，0個扣件失效表示扣件正常安裝狀態(tài)。車輛速度為300 km/h，設(shè)置彈條失效和扣件系統(tǒng)失效兩種模式，分析車輛運(yùn)行安全性、平穩(wěn)性以及車輛-軌道動態(tài)作用。

圖6 扣件失效示意

(1)正常狀態(tài)。在正常安裝狀態(tài)下所有扣件系統(tǒng)的彈條中部前端與軌距擋板前段凸起部分間隙均為0.5 mm。

(2)彈條失效。當(dāng)軌枕螺栓折斷或缺失、絕緣套管損壞、彈條斷裂等損傷出現(xiàn)時，扣件對鋼軌的約束將嚴(yán)重減弱。此時假設(shè)彈條扣壓力完全消失，鋼軌兩側(cè)彈條同時退出工作，彈性墊板僅提供垂向支撐壓力，不能提供拉力，其余方向約束均完全失效。彈性墊板靜態(tài)壓縮量恢復(fù)為零，初始彈簧剛度系數(shù)K0仍然保持不變，其靜態(tài)受力變形如圖7所示。

圖7 彈條失效后扣件彈性墊板靜態(tài)受力變形

(3)扣件系統(tǒng)失效。當(dāng)彈條失效扣壓力消失后，扣件系統(tǒng)的其他部件可能產(chǎn)生更嚴(yán)重破壞，在此處理為扣件彈條和彈性墊板均退出工作，扣件系統(tǒng)完全不起作用。

4 結(jié)果分析

4.1 車輛運(yùn)行安全性

采用脫軌系數(shù)和輪重減載率評定車輛運(yùn)行安全性。為不失一般性，以3個扣件系統(tǒng)失效工況為例，車輛右側(cè)各車輪、各工況最大脫軌系數(shù)時程曲線見圖8。由圖8(a)可見，位于前、后轉(zhuǎn)向架相同位置車輪的脫軌系數(shù)基本相同(1位與3位、2位與4位)，而轉(zhuǎn)向架后位輪(2位和4位)脫軌系數(shù)要大于轉(zhuǎn)向架前位輪(1位和3位)，這是因為扣件失效區(qū)段鋼軌的支撐剛度突變首先引發(fā)前位輪對與鋼軌的沖擊，然后通過轉(zhuǎn)向架直接影響后位輪對與正常軌道相互作用，從而導(dǎo)致后位輪對進(jìn)入失效區(qū)段前就已經(jīng)與軌道發(fā)生沖擊作用[5]。由圖8(b)可見，兩種失效模式下最大脫軌系數(shù)均隨著扣件失效個數(shù)的增加而增大，彈條失效后由于彈性墊板仍提供支撐作用，輪軌橫向力、垂向力變化范圍很小，彈條失效對脫軌系數(shù)影響較小，最大增幅在5%以內(nèi)。而扣件系統(tǒng)失效后鋼軌完全失去支撐，致使輪軌相互作用更劇烈，扣件系統(tǒng)失效個數(shù)對最大脫軌系數(shù)影響顯著，各工況下最大脫軌系數(shù)為0.3，小于安全限值0.8[22]。

圖8 脫軌系數(shù)

當(dāng)車輪大幅減載時輪軌垂向和橫向力均很小，脫軌系數(shù)容易受到測量誤差等影響，尤其當(dāng)輪載減至零時無法測出脫軌系數(shù)，可采用輪重減載率與脫軌系數(shù)綜合有效地評定車輛運(yùn)行的安全性。圖9(a)為3個扣件系統(tǒng)失效時車輛右側(cè)車輪的輪重減載率，與前述分析一致，轉(zhuǎn)向架后位輪的輪重減載率稍大于前位輪。兩種失效模式下最大輪重減載率都隨著扣件失效個數(shù)的增加而增大，其中彈條失效對輪重減載率影響很小，而最大輪重減載率隨著扣件系統(tǒng)失效個數(shù)的增加顯著增大，如圖9(b)所示。5個扣件系統(tǒng)失效時的最大輪重減載率達(dá)0.88，超過了動態(tài)輪重減載率限值0.8[22]。事實上，由于軌面局部不平等因素引起的動態(tài)減載率常常超出0.65，甚至達(dá)到1(車輪懸空)[23]，但是只要車輪抬升量小于輪緣高度，理論上可判定此時車輛未脫軌。本文最危險工況下車輪抬升量約0.06 mm，遠(yuǎn)未達(dá)到輪緣高度，車輛仍處于安全運(yùn)行狀態(tài)。

圖9 輪重減載率

4.2 車輛運(yùn)行平穩(wěn)性

圖10為車輛Sperling指標(biāo)和車體最大加速度隨扣件失效個數(shù)的變化情況。其中，平穩(wěn)性指標(biāo)最大為2.17，平穩(wěn)性等級為一級。車體垂向加速度最大值為0.34 m/s2，遠(yuǎn)小于規(guī)范限值2.5 m/s2。Sperling指標(biāo)主要受車體振動頻譜特性和幅值影響，而高速列車直線運(yùn)行時低階自振頻率約為1.0～1.5 Hz[24]，在300 km/h運(yùn)行速度下對應(yīng)的敏感波長為55～83 m，而本文扣件系統(tǒng)連續(xù)失效造成的軌道動態(tài)不平順波長較短，難以激發(fā)列車共振。另一方面，輪軌力經(jīng)過車輛兩系懸掛系統(tǒng)緩沖衰減后，傳遞到車體上的振動變化幅值將進(jìn)一步減小。因此本文計算工況對車體的平穩(wěn)性影響不大。

圖10 車輛垂向平穩(wěn)性指標(biāo)

4.3 車輛與軌道動態(tài)作用4.3.1 輪軌垂向力

圖11(a)為3個扣件系統(tǒng)失效工況車輛右側(cè)車輪的輪軌垂向力時程曲線，轉(zhuǎn)向架后位輪通過轉(zhuǎn)向架受到前位輪與軌道相互作用的激擾，其輪軌垂向力要稍大于轉(zhuǎn)向架前位輪。兩種失效模式下最大輪軌力隨著扣件失效個數(shù)的增加而增大，如圖11(b)所示。由于彈條失效后仍然受到彈性墊板的單向支撐，最大輪軌力受扣件失效個數(shù)影響較小，最大增幅為4.7%?？奂到y(tǒng)失效對最大輪軌力的影響較為明顯，最大輪軌垂向力達(dá)119.7 kN，未超過安全限值170 kN[22]。

圖11 輪軌垂向力

4.3.2 鋼軌垂向位移

為便于對比，圖12(a)列出了車輛通過正常扣件、5個彈條失效和3個扣件系統(tǒng)失效時失效區(qū)段中間扣件所對應(yīng)的鋼軌垂向位移時程曲線。其中鋼軌垂向位移負(fù)值為鋼軌離開軌道板向上運(yùn)動，由于彈條失效不能提供鋼軌拉伸約束作用力，使得彈條失效時鋼軌出現(xiàn)豎直向上的位移，最大值為0.14 mm。當(dāng)轉(zhuǎn)向架兩個輪對都通過扣件位置后，位移存在緩慢回復(fù)的過程，表現(xiàn)出彈性墊板黏彈性材料受壓卸載后延遲回復(fù)的特征。而扣件失效區(qū)段軌下無彈性墊板時同樣表現(xiàn)出鋼軌延遲回復(fù)現(xiàn)象則是由于受到臨近正?？奂遁d后位移緩慢回復(fù)的影響。兩種失效模式下最大鋼軌位移均隨著扣件失效個數(shù)的增加而增大，如圖12(b)所示，鋼軌最大位移均處于扣件失效區(qū)段內(nèi)，且位于失效區(qū)段中間位置附近。彈條失效和扣件系統(tǒng)失效時鋼軌最大位移分別為0.93、7.3 mm，3～5個扣件系統(tǒng)失效情況下鋼軌位移大于最大允許值2 mm[25]。

圖12 鋼軌垂向位移

4.3.3 扣壓力和鋼軌垂向加速度

車軸荷載作用下無砟軌道扣件主要承載范圍為荷載作用扣件及其相鄰的2個扣件，車輪作用點處扣件荷載分擔(dān)比例可選取40%，與其相鄰的2個扣件由近及遠(yuǎn)分別選取25%和5%[26]。當(dāng)軌下支撐出現(xiàn)損傷時，車輛荷載將重新分配給臨近的支撐。圖13為單個扣件系統(tǒng)失效時臨近扣件的最大扣壓力及對應(yīng)位置的鋼軌加速度分布?？梢悦黠@看出，當(dāng)一個扣件系統(tǒng)失效時，車輛行進(jìn)方向緊鄰失效扣件的下一正常扣件位置的響應(yīng)要大于其余位置。這是由于簧下質(zhì)量所傳遞的慣性力對缺陷后端的鋼軌沖擊更加顯著[27]，從而加劇臨近扣件系統(tǒng)的損傷。這也是現(xiàn)場調(diào)研發(fā)現(xiàn)扣件損傷常連續(xù)出現(xiàn)且集中在一股鋼軌上的原因之一。

圖13 單個扣件系統(tǒng)失效后臨近支撐處的響應(yīng)分布

圖14(a)為3個彈條失效和3個扣件系統(tǒng)失效時相應(yīng)失效區(qū)段內(nèi)扣件所對應(yīng)的鋼軌垂向位移時程曲線。彈條失效不提供反向拉伸作用力，所以失效區(qū)段扣件力不出現(xiàn)小于零的情況?？奂到y(tǒng)失效時失效區(qū)段末端正?？奂蹓毫Ψ底兓^為劇烈，這是由于此處鋼軌速度變化十分顯著，扣件模型中3個Maxwell黏彈性單元的受力與速度成正比，從而使得總的扣壓力隨之發(fā)生變化。由于本文各種工況下鋼軌最大向上位移小于彈條中部前端與軌距擋板前段凸起部分間隙值0.5 mm，所以彈條的高扣壓力沒有發(fā)揮作用。同理彈條失效后仍然得到彈性墊板的單向支撐，彈條失效個數(shù)對扣壓力影響不大，如圖14(b)所示。各工況下的扣壓力均比正常狀態(tài)下扣壓力增長約10%。而扣件系統(tǒng)失效對扣壓力的影響較為顯著，最大扣壓力隨失效個數(shù)增長較快，最大扣壓力為正?？蹓毫Φ?.7倍。

圖14 扣件扣壓力

圖15(a)為3個扣件系統(tǒng)失效工況下失效區(qū)段中間扣件位置所對應(yīng)的鋼軌垂向加速度響應(yīng)時程曲線。通過與失效區(qū)段附近其他扣件位置鋼軌加速度響應(yīng)對比發(fā)現(xiàn)，失效區(qū)段中間位置處的鋼軌加速度并非最大值，最大值出現(xiàn)在車輛行進(jìn)方向失效區(qū)段末端失效扣件處所對應(yīng)的鋼軌附近位置。彈條失效時鋼軌最大加速度比正常狀態(tài)增幅不明顯?？奂到y(tǒng)失效時最大鋼軌加速度隨失效個數(shù)顯著增長，最大鋼軌加速度達(dá)到正常值的14.4倍,如圖15(b)所示。

圖15 鋼軌垂向加速度

5 結(jié)論

利用Ansys和Simpack建立了車輛-柔性軌道耦合動力學(xué)模型，對比分析了彈條失效和扣件系統(tǒng)失效兩種失效模式下的車輛-軌道動力學(xué)性能指標(biāo)，得到如下結(jié)論：

(1)車輛運(yùn)行安全性、平穩(wěn)性及車輛-軌道動態(tài)作用的各評價指標(biāo)均隨著扣件失效個數(shù)的增加而增大，而彈條失效后由于彈性墊板的單向支撐作用，各指標(biāo)的增幅明顯小于扣件系統(tǒng)失效的情況。

(2)5個扣件系統(tǒng)失效時的最大輪重減載率超過限值，由于車輪抬升量遠(yuǎn)未達(dá)到輪緣高度，所以車輛仍可安全運(yùn)行?？奂到y(tǒng)失效對鋼軌影響較大，3～5個扣件系統(tǒng)失效的鋼軌垂向位移超限。

(3)軌下支撐失效后車輛荷載將重新分配給臨近支撐，會使得車輛行進(jìn)方向失效區(qū)段末端扣件處扣壓力和鋼軌加速度增大，加劇臨近扣件系統(tǒng)的損傷。

(4)扣件彈性墊板黏彈性材料的影響表現(xiàn)為受壓卸載后鋼軌位移出現(xiàn)延遲回復(fù)的特性，失效區(qū)段末端正?？奂蹓毫κ茕撥壦俣扔绊懯沟米兓递^為顯著。此外，當(dāng)軌道存在不平順情況時，輪軌作用力將會變得更為劇烈，此時扣件失效對車輛-軌道動力學(xué)性能的影響有待進(jìn)一步研究。