既有高速鐵路提速條件下低頻晃車特征及影響因素研究

高雅，魏子龍，楊飛，吳軍，李紅艷，李威霖

(1. 中國(guó)鐵道科學(xué)研究院 基礎(chǔ)設(shè)施檢測(cè)研究所，北京，100081；2. 中國(guó)鐵路成都局集團(tuán)有限公司 工務(wù)處，四川 成都，610033；3. 中國(guó)國(guó)家鐵路集團(tuán)有限公司 鐵路基礎(chǔ)設(shè)施檢測(cè)中心，北京，100081；4. 北京鐵科英邁技術(shù)有限公司，北京，100081)

為了更好地滿足出行需求，提高鐵路運(yùn)營(yíng)效率，高速鐵路不斷朝著高速化的方向發(fā)展[1-3]。部分高速鐵路列車提速運(yùn)行后，在某些直線區(qū)段出現(xiàn)車體異?；蝿?dòng)現(xiàn)象，對(duì)列車運(yùn)行的平穩(wěn)性、舒適性以及運(yùn)營(yíng)維護(hù)的經(jīng)濟(jì)性都產(chǎn)生影響[4-5]。

既有研究表明，車體大多在振動(dòng)頻率為1～2 Hz 時(shí)出現(xiàn)異常晃動(dòng)，這種低頻振動(dòng)容易造成乘客乘坐舒適性下降，加速車輛結(jié)構(gòu)部件的疲勞損傷，甚至?xí)?dǎo)致列車脫軌事故[6-8]。針對(duì)這一問(wèn)題，國(guó)內(nèi)外學(xué)者通過(guò)理論分析、數(shù)值仿真與試驗(yàn)測(cè)試等手段開展了一系列研究。SUN等[9]結(jié)合試驗(yàn)和數(shù)值仿真研究了低等效錐度導(dǎo)致的電力機(jī)車直線區(qū)段車體異常低頻晃動(dòng)問(wèn)題，并對(duì)車輛懸掛參數(shù)進(jìn)行了優(yōu)化。WEI 等[10]采用有限元和多體動(dòng)力學(xué)耦合的方法建立了高速鐵路剛?cè)狁詈宪囕v模型，研究了輪軌型面磨耗對(duì)轉(zhuǎn)向架蛇形失穩(wěn)和車體異常晃動(dòng)的影響。HUANG等[11]通過(guò)數(shù)值仿真研究了車輛懸掛參數(shù)和輪軌廓形對(duì)車體蛇形運(yùn)動(dòng)穩(wěn)定性的影響，并進(jìn)一步結(jié)合試驗(yàn)測(cè)試分析了抗蛇形減振器對(duì)車輛運(yùn)行穩(wěn)定性的影響。葉一鳴等[12]研究了直線區(qū)段鋼軌交替不均勻側(cè)磨和軌道狀態(tài)不良對(duì)機(jī)車晃車的影響。歷鑫波等[13]分析了晃車時(shí)車輛振動(dòng)響應(yīng)的時(shí)頻特征，結(jié)合模態(tài)分析研究了轉(zhuǎn)向架蛇形失穩(wěn)對(duì)晃車的影響。付政波[14]對(duì)晃車區(qū)段的輪軌匹配關(guān)系進(jìn)行了分析，結(jié)合仿真分析發(fā)現(xiàn)鋼軌打磨后出現(xiàn)輪軌匹配不良，繼而導(dǎo)致車體低頻晃車。張志超等[15]在對(duì)直線晃車區(qū)段歷史測(cè)試數(shù)據(jù)進(jìn)行分析的基礎(chǔ)上，結(jié)合仿真分析研究了等效錐度和抗蛇形減振器對(duì)動(dòng)力車晃車的影響。俞喆等[16]研究了鋼軌工作邊偏差、左右股鋼軌廓形不對(duì)稱以及車輪磨耗對(duì)動(dòng)車組晃車的影響。

目前對(duì)于晃車因素的研究主要是從輪軌匹配關(guān)系[17-18]、車輛懸掛系統(tǒng)參數(shù)等方面開展，隨著車輛運(yùn)行速度的提高，輪軌之間的動(dòng)力相互作用加劇，車輛對(duì)自身參數(shù)變化以及外部激擾會(huì)更加敏感[19-20]。因此，有必要對(duì)提速列車直線區(qū)段的晃車問(wèn)題進(jìn)行深入研究，以適應(yīng)當(dāng)前高速鐵路提速、達(dá)速的發(fā)展要求。

本文以某高速鐵路提速運(yùn)營(yíng)后直線區(qū)段出現(xiàn)的車體橫向低頻晃動(dòng)現(xiàn)象為研究背景，對(duì)晃車問(wèn)題的影響因素進(jìn)行研究。在對(duì)提速前、后動(dòng)檢數(shù)據(jù)，輪軌接觸特性，乘坐舒適性進(jìn)行分析的基礎(chǔ)上，建立車輛-有砟軌道動(dòng)力相互作用模型，綜合考慮車輛運(yùn)行速度、輪軌廓形、軌道平順狀態(tài)對(duì)車輛系統(tǒng)動(dòng)力響應(yīng)的影響，以期為提速高速鐵路線路的養(yǎng)護(hù)維修提供參考。

1 提速列車晃車特征分析

1.1 測(cè)試數(shù)據(jù)分析

某有砟高速鐵路設(shè)計(jì)速度為250 km/h，主要運(yùn)行CRH2型動(dòng)車組。近期，線路運(yùn)營(yíng)速度由200 km/h提速至250 km/h 后，部分直線區(qū)段出現(xiàn)了異?；诬嚞F(xiàn)象，嚴(yán)重情況下會(huì)伴隨橫向加速度超限(I級(jí)限值0.06g)。圖1(a)所示為列車提速后車體加速度增加量累計(jì)分布圖像，由圖1(a)可以看出：列車運(yùn)行速度由200 km/h 提升至250 km/h 后，車體橫向加速度明顯增加，50%分位數(shù)約為0.007g，90%分位數(shù)約為0.020g，95%分位數(shù)約為0.030g，車體垂向加速度變化較小。圖1(b)和圖1(c)所示分別為當(dāng)列車運(yùn)行速度為200 km/h 和250 km/h 時(shí)，直線線路中未晃車區(qū)段與晃車區(qū)段的車體加速度檢測(cè)數(shù)據(jù)。由圖1(b)和圖1(c)可以看出：在線路提速后，車體橫向加速度的幅值顯著增加，且其在晃車區(qū)段出現(xiàn)明顯周期性波動(dòng)特征。其中，提速后晃車區(qū)段中車體橫向加速度振幅達(dá)到0.06g，較提速前增加了1倍，較未晃車區(qū)段增加了2倍。晃車區(qū)段和未晃車區(qū)段的車體垂向加速度時(shí)程曲線差異較小。

圖1 實(shí)測(cè)車體加速度Fig. 1 Measured car body acceleration

圖1(d)和圖1(e)所示為車體橫向加速度頻程，由圖1(d)和圖1(e)可以看出：列車運(yùn)行速度為250 km/h時(shí)的車體橫向加速度譜峰明顯比運(yùn)行速度為200 km/h 時(shí)的大，同時(shí)晃車區(qū)段車體橫向加速度譜峰遠(yuǎn)比未晃車區(qū)段的大。其中，當(dāng)列車運(yùn)行速度為250 km/h 時(shí)，晃車區(qū)段車體橫向加速度振動(dòng)頻率為1.37 Hz，未晃車區(qū)段車體橫向加速度振動(dòng)頻率為1.11 Hz，當(dāng)列車運(yùn)行速度為200 km/h時(shí)，晃車區(qū)段車體橫向加速度振動(dòng)頻率為1.07 Hz，未晃車區(qū)段車體橫向加速度振動(dòng)頻率為2.21 Hz。圖1(f)和圖1(g)所示為車體垂向加速度頻程，由圖1(f)和圖1(g)可以看出：不同運(yùn)行速度下未晃車區(qū)段的車體垂向振動(dòng)情況差異不明顯，晃車區(qū)段在運(yùn)行速度為250 km/h 時(shí)的車體垂向加速度譜峰明顯比運(yùn)行速度為200 km/h 的情況大，且振動(dòng)頻率發(fā)生了變化。

1.2 乘坐舒適性分析

采用UIC513 舒適性評(píng)價(jià)方法[21]來(lái)對(duì)列車的乘坐舒適性進(jìn)行評(píng)價(jià)。通過(guò)對(duì)測(cè)試加速度數(shù)據(jù)進(jìn)行規(guī)范化處理，按照ISO-2631 標(biāo)準(zhǔn)中規(guī)定的計(jì)權(quán)曲線對(duì)振動(dòng)信號(hào)進(jìn)行加權(quán)濾波，以此來(lái)反映人體對(duì)不同振動(dòng)頻率的敏感程度，從而實(shí)現(xiàn)對(duì)列車運(yùn)行品質(zhì)的量化評(píng)估。UIC513 舒適性評(píng)價(jià)方法是將5 min內(nèi)的縱向(x)、橫向(y)、垂向(z)測(cè)試數(shù)據(jù)分別以5 s為一個(gè)采集時(shí)段，分成60段進(jìn)行加權(quán)均方值計(jì)算，再將3 個(gè)方向上的加權(quán)值進(jìn)行置信度處理，最后通過(guò)幾何相加計(jì)算得到舒適性指標(biāo)Nmv為

式中：a為加速度；x，y和z為測(cè)量方向；95表示并按置信度95%進(jìn)行概率處理；wb和wd為ISO-2631標(biāo)準(zhǔn)中規(guī)定的隨頻率變化的權(quán)重系數(shù)，如圖2(a)所示。由圖2(a)可以看出：在橫向振動(dòng)方面，人體對(duì)2 Hz 以下的振動(dòng)較為敏感，在垂向振動(dòng)方面，人體對(duì)4～10 Hz的振動(dòng)較為敏感。

圖2 乘坐舒適性分析Fig. 2 Ride comfort analysis

UIC513 將評(píng)價(jià)結(jié)果分為5 級(jí)，高速鐵路列車舒適性指標(biāo)不應(yīng)超過(guò)2[22]。圖2(b)所示為運(yùn)行速度為200 km/h 和250 km/h 時(shí)晃車區(qū)段和未晃車區(qū)段的舒適性指標(biāo)的計(jì)算結(jié)果，其中橫向和垂向分別代表單獨(dú)考慮橫向和垂向振動(dòng)加速度時(shí)乘坐舒適性指標(biāo)的計(jì)算結(jié)果。由圖2(b)可以看出：當(dāng)列車運(yùn)行速度為200 km/h 時(shí)，晃車區(qū)段和未晃車區(qū)段的乘坐舒適性良好，不同區(qū)段的舒適性指標(biāo)相差不大。與運(yùn)行速度為200 km/h 時(shí)相比，列車運(yùn)行速度為250 km/h 時(shí)未晃車區(qū)段的舒適性指標(biāo)明顯增加，但Nmv、橫向和垂向舒適性指標(biāo)均較小，橫向和垂向舒適性指標(biāo)相差較?。换诬噮^(qū)段乘坐舒適性明顯下降，舒適性指標(biāo)接近超限，特別是橫向舒適性指標(biāo)急劇增大，可達(dá)垂向舒適性指標(biāo)的2倍。由此可見，列車提速后晃車區(qū)段的車體橫向周期性低頻晃動(dòng)導(dǎo)致乘坐舒適性明顯下降。

1.3 輪軌廓形分析

對(duì)晃車區(qū)段里程K1551+670～K1551+735 的鋼軌廓形每間隔10 m進(jìn)行測(cè)試，7組測(cè)試結(jié)果如圖3所示。由圖3可以看出：實(shí)測(cè)鋼軌廓形磨耗主要出現(xiàn)在軌頂和軌距角處，右股鋼軌廓形軌頂磨耗比左股鋼軌廓形軌頂磨耗大，左、右股鋼軌廓形不對(duì)稱。圖4 所示為鋼軌廓形測(cè)試現(xiàn)場(chǎng)圖片，由圖4可以看出：左、右股鋼軌光帶寬度不一致，一股鋼軌光帶居中，光帶寬度較窄，另一股鋼軌光帶偏向軌距角處，光帶寬度較寬。

圖3 鋼軌型面Fig. 3 Rail profiles

圖4 鋼軌測(cè)試現(xiàn)場(chǎng)照片F(xiàn)ig. 4 Rail measurement scene

在車輪廓形方面，隨機(jī)選取該線路CRH2A 型

運(yùn)營(yíng)動(dòng)車組的車輪廓形進(jìn)行測(cè)試，并將均值處理的測(cè)試車輪廓形作為實(shí)測(cè)車輪廓形進(jìn)行后續(xù)分析，圖5 所示為均值處理后的結(jié)果。由圖5 可以看出：車輪型面磨耗主要位于輪緣處以及踏面中部，輪緣厚度明顯減小，左、右車輪廓形磨耗差異不明顯。

圖5 車輪型面Fig. 5 Wheel profiles

1.4 輪軌匹配分析

為進(jìn)一步掌握晃車區(qū)段的輪軌接觸特性，對(duì)1.3 節(jié)中7 組實(shí)測(cè)輪軌廓形以及CHN60&LMA 廓形匹配時(shí)的等效錐度進(jìn)行對(duì)比，結(jié)果如圖6所示。由圖6可知：與CHN60&LMA廓形相比，實(shí)測(cè)輪軌廓形在輪對(duì)橫移量為3 mm時(shí)的等效錐度較小，在輪對(duì)橫移量大于3 mm時(shí)較大，輪對(duì)橫移量大于3 mm時(shí)實(shí)測(cè)輪軌廓形等效錐度增幅要比輪對(duì)橫移量小于3 mm時(shí)的等效錐度降幅大。

圖6 等效錐度對(duì)比Fig. 6 Comparison of equivalent conicity

圖7 和圖8 所示分別為里程K1551+715 處實(shí)測(cè)輪軌廓形以及CHN60&LMA 廓形匹配時(shí)的輪軌接觸點(diǎn)分布圖像，其中輪對(duì)橫移量為±10 mm。由圖7 和圖8 可以看出：實(shí)測(cè)車輪廓形上的接觸點(diǎn)分布更加集中，尤其是在輪對(duì)橫移量小于4 mm時(shí)，實(shí)測(cè)鋼軌廓形上的接觸點(diǎn)偏向軌頂中心。同時(shí)實(shí)測(cè)輪軌廓形匹配時(shí)接觸點(diǎn)分布不均勻，且沒(méi)有出現(xiàn)輪緣接觸。

圖7 K1551+715處實(shí)測(cè)輪軌廓形匹配圖像Fig. 7 Images of measured wheel rail profiles matching at K1551+715

圖8 CHN60&LMA廓形匹配圖像Fig. 8 Images of CHN60&LMA profiles matching

2 車輛-有砟軌道動(dòng)力相互作用模型

本文的車輛-有砟軌道動(dòng)力相互作用模型由3部分組成：車輛模型、有砟軌道模型以及體現(xiàn)車輛和軌道模型之間動(dòng)力相互作用的輪軌滾動(dòng)接觸模型，如圖9(a)所示。

圖9 車輛-有砟軌道動(dòng)力相互作用模型Fig. 9 Vehicle-ballasted track dynamic interaction model

2.1 車輛模型

采用多剛體動(dòng)力學(xué)理論建立車輛模型，模型由1 個(gè)車體、2 個(gè)轉(zhuǎn)向架、4 個(gè)輪對(duì)組成，每個(gè)構(gòu)件均考慮橫移、沉浮、側(cè)滾、點(diǎn)頭、搖頭自由度，整車共計(jì)35 個(gè)自由度，如圖9(b)所示。車體與轉(zhuǎn)向架之間和轉(zhuǎn)向架與輪軌之間通過(guò)懸掛彈簧和阻尼進(jìn)行連接。沿車輛運(yùn)行方向分別為前轉(zhuǎn)向架和后轉(zhuǎn)向架，前轉(zhuǎn)向架的前、后輪分別為一位輪對(duì)和二位輪對(duì)，后轉(zhuǎn)向架的前、后輪分別為三位輪對(duì)和四位輪對(duì)。

式中：M、K和C分別代表車輛各部件質(zhì)量、剛度和阻尼矩陣；下標(biāo)c、t 和w 分別代表車體、轉(zhuǎn)向架和輪對(duì)；u、u?和u分別為位移、速度和加速度向量；F為各部件受到輪軌力和自身重力的合力。

2.2 軌道模型

軌道模型包含鋼軌、軌枕和道床，如圖9(c)所示。鋼軌簡(jiǎn)化為Euler 梁進(jìn)行建模，考慮橫向、垂向和扭轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)，運(yùn)動(dòng)方程見文獻(xiàn)[23]。軌枕簡(jiǎn)化為剛體，考慮橫向、垂向和扭轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)。道床簡(jiǎn)化為等效質(zhì)量塊，考慮垂向運(yùn)動(dòng)，相鄰質(zhì)量塊之間通過(guò)剪切力相互作用[24-26]?？奂?jiǎn)化為彈簧、阻尼系統(tǒng)，剪切力通過(guò)剪切彈簧進(jìn)行表達(dá)。定義沿車輛運(yùn)行方向左側(cè)為左股鋼軌，右側(cè)為右股鋼軌。單根軌枕的運(yùn)動(dòng)方程如下。

垂向運(yùn)動(dòng)：

橫向運(yùn)動(dòng)：

扭轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)：

式中：Ms和Is分別為軌枕質(zhì)量和轉(zhuǎn)動(dòng)慣量；FyL和FzL為軌枕與左股鋼軌之間的扣件力；FyR和FzR為軌枕與右股鋼軌之間的扣件力；FzbL和FzbR分別為左、右道床塊的支承力；Zs、Ys和?s分別為軌枕垂向、橫向和扭轉(zhuǎn)運(yùn)動(dòng)向量。

一組道床塊的運(yùn)動(dòng)方程為：

式中：FzrL、FzfL、FzrR、FzfR和FzLR為左、右道床塊受到的剪切力；FzfL和FzfR分別為左、右道床塊受到的路基支承力；ZbL和ZbL分別為左、右道床塊運(yùn)動(dòng)向量。

2.3 輪軌滾動(dòng)接觸模型

車輛與軌道是通過(guò)車輪與鋼軌之間的滾動(dòng)接觸進(jìn)行相互作用的，滾動(dòng)接觸可以分為幾何約束和動(dòng)力學(xué)約束，其中幾何約束通過(guò)輪軌接觸幾何體現(xiàn)，動(dòng)力學(xué)約束通過(guò)輪軌力體現(xiàn)。其中輪軌法向力采用Hertz線性接觸理論進(jìn)行求解，輪軌切向力采用Shen-Hedrick-Elkins理論進(jìn)行求解。由此得到車輛-軌道耦合方程，并采用新型兩步數(shù)值積分方法對(duì)耦合方程進(jìn)行求解[27]。

3 模型驗(yàn)證

本文以車體加速度作為評(píng)判指標(biāo)，通過(guò)與實(shí)測(cè)車體加速度對(duì)比，對(duì)仿真模型計(jì)算結(jié)果進(jìn)行驗(yàn)證。在仿真計(jì)算中，車輛模型采用CRH2型車參數(shù)，軌道模型參數(shù)見表1。車輛運(yùn)行速度為250 km/h，軌道不平順為對(duì)應(yīng)測(cè)試區(qū)段實(shí)測(cè)軌道不平順。圖10所示為車體橫向加速度時(shí)程及頻程的測(cè)試結(jié)果和仿真計(jì)算結(jié)果。由圖10 可知：仿真計(jì)算得到的車體橫向加速度在時(shí)程和頻程均與實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)基本吻合，由此驗(yàn)證了本文仿真模型計(jì)算結(jié)果的準(zhǔn)確性。

表1 軌道模型參數(shù)Table 1 Track model parameters

圖10 車體加速度結(jié)果對(duì)比Fig. 10 Comparisons results of carbody acceleration

4 提速列車晃車影響因素分析

為了研究提速列車車體橫向低頻晃動(dòng)的影響因素，采用第3節(jié)中的車軌模型參數(shù)，以運(yùn)行速度為200 km/h 和250 km/h 為例，分析采用實(shí)測(cè)輪軌廓形、CHN60&LMA 廓形以及軌道不平順對(duì)車輛系統(tǒng)動(dòng)力響應(yīng)的影響。

4.1 輪軌廓形對(duì)列車晃車的影響分析

為研究輪軌廓形對(duì)列車晃車的影響，不施加軌道不平順，分析不同運(yùn)行速度下采用實(shí)測(cè)輪軌廓形匹配以及CHN60 & LMA廓形匹配時(shí)的車輛系統(tǒng)動(dòng)力響應(yīng)。

圖11 所示分別為車輛運(yùn)行速度為200 km/h 和250 km/h，采用實(shí)測(cè)輪軌廓形匹配和CHN60&LMA 廓形匹配時(shí)的車體橫向加速度和輪對(duì)橫向位移圖像，圖中WR&WW 表示采用實(shí)測(cè)輪軌廓形，CHN60&LMA 表示采用CHN60 與LMA 廓形，wto表示不施加軌道不平順。由圖11 可知：采用實(shí)測(cè)輪軌廓形的車體橫向加速度遠(yuǎn)比CHN60&LMA 廓形的加速度大，同時(shí)運(yùn)行速度為250 km/h 時(shí)實(shí)測(cè)輪軌廓形的車體橫向加速度與運(yùn)行速度為200 km/h時(shí)相比增加了一倍。采用實(shí)測(cè)輪軌廓形的輪對(duì)產(chǎn)生明顯蛇形運(yùn)動(dòng)，輪對(duì)橫向運(yùn)動(dòng)向一側(cè)鋼軌偏移，其中運(yùn)行速度為200 km/h 時(shí)的輪對(duì)橫移幅值絕對(duì)值為1.2 mm，蛇形運(yùn)動(dòng)波長(zhǎng)為40.45 m；運(yùn)行速度為250 km/h 時(shí)的輪對(duì)橫移幅值絕對(duì)值為2.0 mm，蛇形運(yùn)動(dòng)波長(zhǎng)為50.57 m。

圖11 不施加軌道不平順時(shí)車輛動(dòng)力響應(yīng)時(shí)程Fig. 11 Vehicle dynamic response time history without track irregularity

圖12 所示分別為車輛運(yùn)行速度為200 km/h 和250 km/h 時(shí)車輛橫向加速度和橫向輪軌力頻程，其中L表示左股，R表示右股。由圖12可知：實(shí)測(cè)輪軌廓形的車體橫向加速度和一、二位橫向輪軌力明顯分別比CHN60&LMA 廓形的車體橫向加速度和一、二位橫向輪軌力大，運(yùn)行速度為250 km/h時(shí)的橫向輪軌力明顯比運(yùn)行速度為200 km/h 的大。不施加軌道不平順時(shí)車輛系統(tǒng)振動(dòng)頻率統(tǒng)計(jì)結(jié)果見表2。由表2 可以看出：采用實(shí)測(cè)輪軌廓形的車體橫向加速度振動(dòng)頻率為1.37 Hz，與橫向輪軌力振動(dòng)頻率以及輪對(duì)蛇形運(yùn)動(dòng)頻率一致，也與列車晃車時(shí)的車體橫向加速度振動(dòng)頻率一致。由此可見，實(shí)測(cè)輪軌型面和列車運(yùn)行速度的提高會(huì)加劇輪對(duì)的蛇形運(yùn)動(dòng)，直接影響車體振動(dòng)頻率。

表2 不施加軌道不平順時(shí)車輛系統(tǒng)振動(dòng)頻率統(tǒng)計(jì)Table 2 Vibration frequency statistics of vehicle system without track irregularity Hz

4.2 軌道不平順對(duì)列車晃車的影響分析

為進(jìn)一步分析本文所述列車晃車現(xiàn)象的影響因素，施加晃車區(qū)段的實(shí)測(cè)軌道不平順作為激勵(lì)，對(duì)比采用實(shí)測(cè)輪軌廓形匹配和CHN60&LMA 廓形匹配時(shí)不同運(yùn)行速度下的車輛系統(tǒng)動(dòng)力響應(yīng)。

圖12 不施加軌道不平順時(shí)車輛動(dòng)力響應(yīng)頻程Fig. 12 Frequency domain analysis of vehicle dynamic response without track irregularity

圖13 所示為晃車區(qū)段實(shí)測(cè)軌道不平順時(shí)程和頻程圖像。由圖13 可知：左右股的軌道不平順差異性不明顯，軌向不平順和高低不平順的振動(dòng)頻率存在明顯差別，其中軌向不平順主頻為1.37 Hz，與列車晃車時(shí)的車體橫向加速度振動(dòng)頻率一致，高低不平順的主頻為2.14 Hz。

圖13 晃車區(qū)段實(shí)測(cè)軌道不平順圖像Fig. 13 Images of measured track irregularity of car body swing section

圖14所示為施加軌道不平順時(shí)車輛動(dòng)力響應(yīng)時(shí)程。由圖14可知：當(dāng)列車運(yùn)行速度為250 km/h時(shí)，采用實(shí)測(cè)輪軌型面的車體橫向加速度幅值明顯增加，且輪對(duì)橫移偏向左股鋼軌。輪軌廓形和運(yùn)行速度變化對(duì)脫軌系數(shù)和輪重減載率影響較小，但對(duì)乘坐舒適性影響明顯，列車運(yùn)行速度提升至250 km/h 時(shí)乘坐舒適性明顯降低，同時(shí)與采用CHN60&LMA 廓形相比，采用實(shí)測(cè)輪軌廓形的乘坐舒適性進(jìn)一步降低。由此可見，車體橫向低頻晃車對(duì)列車運(yùn)行安全性影響較小，但會(huì)導(dǎo)致乘坐舒適性降低。

圖14 施加軌道不平順時(shí)車輛動(dòng)力響應(yīng)時(shí)程Fig. 14 Vehicle dynamic response time history with track irregularity

圖15所示為施加軌道不平順時(shí)車輛動(dòng)力響應(yīng)頻程。由圖15可知：當(dāng)列車運(yùn)行速度為200 km/h時(shí)，輪軌廓形變化對(duì)車輛系統(tǒng)動(dòng)力響應(yīng)影響較小；當(dāng)列車運(yùn)行速度提升至250 km/h 時(shí)，輪軌廓形變化會(huì)導(dǎo)致車輛系統(tǒng)動(dòng)力響應(yīng)產(chǎn)生明顯變化。其中采用實(shí)測(cè)輪軌廓形，列車運(yùn)行速度為250 km/h 時(shí)的車體橫向加速度譜峰為0.002 14 g2/Hz，較運(yùn)行速度為200 km/h 時(shí)增大了1.6 倍，較采用CHN60&LMA廓形增大了1.5倍。表3所示為施加軌道不平順時(shí)車輛系統(tǒng)振動(dòng)頻率統(tǒng)計(jì)結(jié)果，由表3 可以看出：當(dāng)列車運(yùn)行速度為250 km/h 時(shí)，采用實(shí)測(cè)輪軌廓形的車體橫向加速度振動(dòng)頻率為1.37 Hz，與軌向不平順、輪對(duì)蛇形運(yùn)動(dòng)以及輪軌橫向力振動(dòng)頻率一致，表明列車運(yùn)行速度提升至250 km/h時(shí)，車輛受到的外部激勵(lì)會(huì)加劇輪軌動(dòng)態(tài)響應(yīng)，從而造成車體橫向出現(xiàn)低頻周期性晃動(dòng)。

圖15 施加軌道不平順時(shí)車輛動(dòng)力響應(yīng)頻程Fig. 15 Frequency domain analysis of vehicle dynamic response with track irregularity

表3 施加軌道不平順時(shí)車輛系統(tǒng)振動(dòng)頻率統(tǒng)計(jì)Table 3 Vibration frequency statistics of vehicle system with track irregularity Hz

5 結(jié)論

1) 當(dāng)列車運(yùn)行速度提高至250 km/h 后，晃車區(qū)段車體橫向加速度出現(xiàn)明顯低頻周期性波動(dòng)，對(duì)車輛運(yùn)行安全性影響較小，但會(huì)導(dǎo)致乘坐舒適性明顯降低。

2) 與CHN60&LMA 廓形相比，實(shí)測(cè)輪軌廓形加劇了輪對(duì)的蛇形運(yùn)動(dòng)，輪對(duì)運(yùn)動(dòng)偏向一側(cè)鋼軌，直接影響車體橫向振動(dòng)頻率。

3) 列車提速后車輛系統(tǒng)響應(yīng)對(duì)輪軌廓形變化更 敏感，軌道不平順振動(dòng)頻率與輪對(duì)蛇形運(yùn)動(dòng)頻率一致時(shí)，會(huì)造成輪軌動(dòng)態(tài)響應(yīng)進(jìn)一步加劇，導(dǎo)致車體產(chǎn)生橫向周期性低頻晃動(dòng)。