高速动车组晃车机理试验研究

何旭升,吴会超,高峰

(1.广州铁路(集团)公司，广东 广州 510088； 2.中车唐山机车车辆有限责任公司，河北 唐山 063035)*



高速动车组晃车机理试验研究

何旭升1,吴会超2,高峰2

(1.广州铁路(集团)公司，广东 广州 510088； 2.中车唐山机车车辆有限责任公司，河北 唐山 063035)*

对运营中的高速动车组进行振动在线测试，分析高速动车组车内振动的时频特性，同时对车轮踏面形状进行同步测试，研究车轮等效锥度特征，分析比较晃车车轮和正常车轮等效锥度的差异以及对晃车现象的影响.测试结果表明，车体出现晃动时平稳性指标明显大于2.5，晃动主频为1.5 Hz左右，主要表现为车体侧滚和摇头的耦合振型；轮轨匹配等效锥度偏小以及抗侧滚扭杆、抗蛇行减振器性能衰减是造成车体晃动的主要原因，因此控制轮轨匹配的等效锥度和保证转向架悬挂系统正常对车辆运营具有重要意义.

晃车；平稳性；等效锥度

0 引言

随着我国高速铁路的快速发展，轨道车辆的实际运营速度越来越高，轮轨作用力增大,车体的振动情况也随之加剧,严重影响乘坐舒适性,乘坐舒适性一直是轨道车辆技术人员关注的主要问题之一[1- 3].目前，客运专线上运营的高速动车组在实际线路的某些区段会偶尔出现不明原因的车体晃动现象， 其外在表现特征为在某一地段车体发生小幅晃动，但这种车体晃动持续时间比较短.车体晃动时，由于横向晃动频率比较接近人体的敏感区域，从而大大恶化了旅客的乘坐舒适性.文献[4]针对这种不明原因的车体晃动进行了数值仿真研究，研究表明轮轨关系不匹配使转向架整体蛇行振型的阻尼因子非常接近零阻尼，是导致晃车现象的原因之一；文献[5]对机车晃动的原因进行了分析，表明直线钢轨交替不均匀侧磨激励的机车蛇行运动会引起机车运行中较大的水平振动加速度，是导致机车出现晃车的主要原因；文献[6]较详细的分析了引起车辆晃车的原因及治理方法，文献[7- 8]针对道岔引起的车体晃动进行了试验研究，通过对道岔结构的改进有效的控制车辆通过道岔是的车体晃动.

本文针对客运专线上运营的高速动车组在实际线路的某些区段会偶尔出现不明原因的车体晃动现象，通过线路试验测试的手段，结合理论分析，对晃车现象进行深入研究，找出主要影响因素，并采取针对性的措施给予预防和消除.

1 测试方案

1.1 车轮型面测试方案

踏面外形测量采用丹麦格林伍德工程公司研制的MiniProf机械式车轮外形测量仪，如图1所示，它由手持式专用测量机架和智能测量仪组成.机架有2个摆动式测量手臂、1个带磁性小轮和固定支架组成.测量时，首先将测量机架安放在待测车轮上，机架依靠磁钢吸力固定在车轮上，使两个测量臂在初始位置两侧摆动，建立坐标系的角度零位置.然后将小轮放置在车轮表面上,如图1所示，从左到右(或相反)推动测量头，此时，在智能测量仪的屏幕上将会自动呈现测量小轮轮心的轨迹，再次按下测量按钮后，屏幕将出现车轮型面曲线和有关参数.车轮型面的数据就会自动存盘，一次测量宣告完成，整个过程大约需要3～5 s时间.

(a)MiniProf车轮外形测量仪

(b)测试原理

1.2 振动测试方案

为了能够了解车体晃动的根本原因，需要研究动车组各部件之间的振动特性及转向架结构振动传递特性，为此分别在动车(01车)、拖车(02车)转向架轴箱、构架、车体、车内地板布置加速度传感器，并在车内地板上布置车辆运行平稳性传感器,测试车辆运行过程中的舒适性指标，舒适性指标测点如图2所示. 图2中01车内前左、后右所表示的点分别为一位端和二位端车辆运行平稳性测点，02车平稳性测点布置与01车相同.

图2 舒适性测点布置及车轮编号示意图

2 测试结果分析

2.1 轮轨匹配特性分析

为了分析晃车原因，需要对车轮的踏面外形进行测试，并进行踏面的等效锥度分析.将高速动车组的01车和02车的车轮进行编号,编号如图2所示，图中数字表示轴号，字母表示左右轮，右侧车轮为R，左侧车轮为L，如1L表示1轴的左轮.

我国高铁钢轨铺设后需要进行预打磨，预打磨的钢轨廓形主要采用60N廓形，但实际现场打磨时，由于打磨工艺等原因，有些区段打磨后的钢轨廓形与目标廓形并不吻合，有的相差甚远.因此，本文分析车轮的等效锥度采用了三种钢轨廓形，分别为我国标准钢轨廓形CHN60、标准打磨廓形CHN60N和打磨廓形CHN60dmh.其中打磨廓形CHN60dmh是动车组曾发生晃车路段的钢轨廓形，其轨肩处的打磨量较大，比标准轨CHN60低1～2 mm.表1给出了测试车轮踏面和标准踏面分别与三种钢轨廓形匹配时的等效锥度的对比结果.表1中，“/”左边的数值表示轮对向左横移3 mm时的等效锥度，右边的数值表示轮对向右横移3 mm时的等效锥度.从表1可以看出，01车的等效锥度普遍比02车的小，也就是说，01车发生晃车的可能性比02车大.尤其车轮与打磨廓形CHN60dmh的匹配更加明显，标准车轮打磨S1002CN与曾发生晃车路段的钢轨廓形CHN60dmh的匹配时等效锥度为0.06，而01车的踏面等效锥度接近甚至小于0.06，因此很容易发生晃车现象.根据过去运营数据表明，晃车现象一般发生在轮轨匹配锥度较低时(车轮镟修精度控制不够或钢轨过度打磨都会引起低锥度)，频率为1.5 Hz左右.

表1 与不同轨面匹配的等效锥度计算结果

2.2 车体振动特性分析

为确定与车体晃动相关的振动特性，本节重点分析了01车和02车正常运行时，车体的振动情况，主要包括平稳性、振动加速度及车体的运动姿态等.通过比较分析，研究晃车的车体和正常车体的振动频谱特性差异，确定与车体晃动相关的振动特性.

2.2.1 平稳性分析

图3给出了高速动车组01车空载状态下车体一位端和二位端处横向平稳性指标变化曲线，测试区间内车速基本稳定在300 km/h左右.由图3可知，空载状态下高速动车组01车一位端横向平稳性指标最大值约为2.6，并且绝大部分区间横向平稳性指标小于2.5，而01车二位端横向平稳性指标最大值达到了3.0，且绝大部分区间横向平稳性指标均大于2.5.图4给出了高速动车组01车空载状态下车体一位端和二位端处垂向平稳性指标变化曲线.垂向平稳性指标的分布情况与横向平稳性指标类似，即二位端的垂向平稳性要明显大于一位端的垂向平稳性指标.

(a)一位端

(b)二位端

(a)一位端

(b)二位端

图5给出了高速动车组02车空载状态下车体一位端横向和二位端垂向平稳性指标变化曲线.由图中可知，空载状态下高速动车组02车一位端和二位端的横向、垂向平稳性指标最大值都不超过2.0，与01车相比平稳性指标要小的多，满足高速动车组运行平稳性要求.

(a)一位端横向

(b)二位端垂向

2.2.2 车体振动特性分析

从上一节的分析结果可知，01车二位端的平稳性指标要明显高于一位端，为此分析了01车体二位端的振动频谱特性，分析结果如图6所示.

(a)横向

(b)垂向

从图中可以看出，平稳性指标超标时无论是横向振动还是垂向振动，主频主要集中在1.5 Hz附近,这与过去运行中出现的1.5 Hz的晃车频率相同.

为了分析二位端平稳性指标大于一位端的根本原因，分析了01车一位端和二位端横向振动在时域和频率方面的差异，分析结果如图7、图8所示.

(a)左侧

(b)右侧

(a)一位端

(b)二位端

对车体横向加速度进行0.5～3 Hz带通滤波，由图7可知，01车二位端左右侧横向加速度幅值为0.06～0.1 g，一位端左右侧横向加速度幅值为0.04～0.06 g；由图8可知，二位端在1.5 Hz的振动能量要明显大于一位端，这从另一个角度也证明了二位端的振动明显大于一位端.

2.2.3 车体运动姿态分析

经过0.5～3 Hz带通滤波，研究了01车晃动时的运动姿态，01车一位端和二位端横向加速度如图9所示，二位端横向加速度不但明显大于一位端横向加速度，而且存在约90°相位差.进一步研究表明，01车二位端和一位端垂向加速度幅值虽然相同，但相位相差180°,方向恰好相反.以上振型分析表明，01车车体晃动时存在明显的侧滚和摇头运动，或者说车体两端相位相差90°的横向振动和相位相差180°的垂向振动导致了车体出现晃车现象.

图9 01车体一位端和二位端横向振动关系

3 结论

本文对出现晃车的高速动车组进行在线测试，得到车内振动情况，并对其平稳性及时频特性进行了分析，然后对车轮踏面形状进行了同步测试，研究等效锥度对晃车的影响.通过以上分析，得到如下结论和建议：

(1)高速动车组出现晃车时，车体振动比较大，平稳性指标最大值达到了3.0，晃车主频为1.5 Hz左右，表现为车体侧滚和摇头的耦合振型；

(2)等效锥度偏小，会造成晃车现象发生，晃车车轮与发生晃车路段的钢轨廓形CHN60dmh匹配时等效锥度为0.06，相对于标准踏面和标准轨面匹配的0.165等效锥度小的多；

(3)车体二位端振动明显大于一位端，表明二位端转向架的抗侧滚扭杆或者抗蛇行减振器相关性能参数有差异，需要对这些部件进行性能检测，以便查找其产生差异性原因.

[1]李艳,张卫华,池茂儒.车轮踏面外形及轮径差对车辆动力学性能的影响[J].铁道学报,2010,32(1):104- 108.

[2]熊俊，宋晓东，梁魁.基于SIMPACK的振动贡献量及舒适性计算分析[J].机械,2015,42(5):25- 28.

[3]刘转华,林建辉.列车乘坐舒适性与平稳性测试及评价[J].中国测试技术,2004(2):39- 40.

[4]孙善超,王卫东,刘金朝.基于车辆系统稳定性分析的晃车现象研究[J].中国铁道科学,2012,33(2):82- 88.

[5]叶一鸣,贡照华.机车晃车原因分析及其预防[J].铁道学报,2003,25(1):113- 117.

[6]李杰.浅析铁路线路晃车原因及整治[J].管理科学,2012,41(1):85- 86.

[7]张贵仁.提速道岔晃车原因及整治措施的探讨[J].内蒙古科技与经济,2015(4):74- 77.

[8]王永华.京沪高铁横渡线路所2JHJ道岔晃车原因分析及初步整治[J].上海铁道科技,2012(1):102- 104.

Test Study on Carbody Swing of High-Speed EMUs

HE Xusheng1，WU Huichao2，GAO Feng2

(1.Guangzhou Railway(Group) Company,Guangzhou 510088,China; 2.CNR Tangshan Railway Vehicle Co.,Ltd,Tangshan 063035,China)

The interior vibration of the high-speed EMUs were measured on the line with the purpose of identifying their characteristics. The obtained results were analyzed to obtain the vibration level and the spectra. Meanwhile, the profile of wheel was also measured in order to study equivalentconicity of the wheelset, and analyze diffrences between normal wheel and wheel of carbody swing. It is found that sperling index is more than 2.5 obviously while carbody swinging, corresponding to themain frequency of about 1.5 Hz, plays a coupling model shape of roll and yaw.The main reason is that equivalentconicity is lower and performance decay of yaw damper or anti-rolling bar.So there is important signification for vehicle normal operation controlingequivalentconicity of wheel/rail matching and normal bogie suspension system.

carbody swing;sperling index;equivalent conicity

1673- 9590(2017)01- 0021- 05

2016- 05- 08

牵引动力国家重点实验室开放课题资助项目(TPL1402)

何旭升(1984-)，男，工程师，学士，主要从事动车组运用检修的研究

E-mail:emuhexs@126.com.

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