減振型扣件理論研制和室內試驗研究

趙才友，王 平，朱 穎，趙衛華，肖杰靈

(1.西南交通大學 高速鐵路線路工程教育部重點實驗室，成都 610031;2.中鐵二院 工程集團有限責任公司，成都 610031)

無砟軌道區段，道床一般為剛性結構，不能提供或很少能提供軌道剛度，扣件系統成為實現軌道彈性、減振和降噪的關鍵部件。其集提供承載能力、幾何形位調整、軌道剛度實現等于一體，特別是由扣件系統決定的軌道結構剛度，直接影響和控制著行車品質和減振降噪效果。軌道剛度過大，輪軌相互作用加劇，列車運行平穩性降低，軌道結構振動加劇，部件使用壽命降低，輪軌噪聲增大。剛度過小，軌道結構薄弱，列車作用下軌道變形過大，幾何形態難以保證，養護維修工作量大大增加[1]。軌道各部件剛度匹配不佳，難以做到物盡其用，也難以使軌道結構在列車荷載作用項表現出良好的工作特性。本文在全面總結國內外減振扣件系統的基礎上，對減振型扣件進行研究開發，并予以室內測試以驗證其減振效果。

1 減振扣件研究現狀

為了降低軌道交通的振動和噪聲，國內外已經研發出各種各樣的減振扣件，總的來講可分為以下兩類:軌道減震器扣件類和高彈性減振扣件類。軌道減震器類扣件按結構又可分為壓縮型和剪切型。壓縮型軌道減震器主要是利用其扣件系統的壓縮變形來大量地耗散能量，其中最為著名的當屬美國的洛德扣件[2]，該扣件將彈性材料粘合在金屬墊扳表面，顯著提高其抗疲勞強度，還采用中低剛度固定器，最大限度降低噪聲和振動。運營實踐表明其減振降噪效果約8 dB左右。此外還有澳大利亞鐵路部門研究開發了一種改良型軌道減振器(DELKOR)，它從材料和結構上做了很多的改進，顯著的降低了動靜剛度比，使得軌道減振器減振效果大大提高，減振效果可以達到12 dB，是目前國際上減振性能最好的減振器，但是價格昂貴。剪切型軌道減震器則是利用扣件系統的剪切變形來吸收振動能量，如德國的CLOUTH公司設計研制科隆蛋軌道減震器，它是一種全彈性分開式、高壓縮剪切型橡膠減振扣件，減振值在3～5 dB左右，改進型科隆蛋軌道減震器減振值能達到7～8 dB。國內一些科研單位如北京城建院等也相繼研制出了I、Ⅱ和Ⅲ型軌道減振器扣件[3]，其中，Ⅰ型軌道減振器扣件適用于60 kg鋼軌，Ⅱ型軌道減振器扣件適用于50 kg鋼軌，減振量均在7 dB左右。Ⅲ型軌道減振器扣件適減振效果較Ⅰ、Ⅱ型可提高4～6 dB。高彈性減振扣件類一般都是依靠橡膠的壓縮變形來吸收振動，主要產品主要有:衡水中鐵建工程橡膠公司王光遠等[4]研制的密閉式軌道減振降噪扣件，洛陽雙端橡塑科技公司曾向榮等[5]研制的一種軌道減振組合式扣件，中船重工洛陽公司蔡斌等[6－7]研制的諧振式動態減振降噪扣件和一種楔式安裝的浮軌減振降噪扣件、上海申通軌道咨詢公司耿傳智等[8]研制的板式減振型鋼軌扣件、范佩鑫等[9－10]開發的自鎖式軌道雙層減振降噪扣件和軌道雙層非線性減振降噪扣件、北京城建院的吳建忠等[11－12]設計的減振彈性分開式扣件和一種新型減振扣件。由當前的運營實踐表明，使用軌道減震器的區段，鋼軌波磨嚴重，這主要是因為在低頻段鋼軌減振器的阻尼非常低和軌道減振器扣件保持軌距能力較差。故本文對高彈性減振扣件設計理念進行再創新，以其得到適用于我國具體軌道交通情況的減振型扣件。

2 高彈性減振型扣件理論研制與結構設計

2.1 高彈性減振型扣件理論研制

剛度的合理取值及實現是能否實現扣件能否實現減振的關鍵。已有研究[13－17]表明:在條件允許下，扣件剛度越低，對減振降噪越有利。下面從軌道受力與變形的角度分析合理的剛度取值。

2.1.1 高速列車－板式軌道－路基垂向動力學模型

基于輪軌系統耦合動力學思想，建立高速列車－板式軌道－路基垂向系統的統一模型[18]如圖1所示。

圖1 列車－板式軌道－路基系統模型示意圖Fig.1 System model of train-slab track-subgrade

因列車與軌道結構左右對稱，故可沿線路中心線取一半進行研究。將鋼軌視為連續彈性離散點支承上的無限長Euler梁，軌下基礎沿縱向被離散，離散以扣件間距為單元。鋼軌采用梁單元模擬，橫截面按照對水平軸慣性矩和截面積不變簡化為矩形截面。除頭尾兩個節點外，鋼軌上其余每個節點均具有垂向、縱向平動和繞z軸轉動三個自由度。扣件采用離散的垂向梁單元模擬，而不是常見的彈簧阻尼單元。這是因為，LS-DYNA中的彈簧阻尼單元，雖然彈簧和阻尼仍使用相同的節點，但是不能對同一個單元同時定義彈簧和阻尼特性(即不能同時定義剛度值和阻尼值)，而必須分開來定義，這樣單元數量就得增加一倍，而且容易混淆。板式軌道的軌道板和混凝土底座，也均采用沿線路縱向的點支承梁單元模擬。軌道板為斷開的有限長梁，斷縫值設為1/3扣件間距;混凝土底座是與鋼軌等長的連續梁。軌道板和混凝土底座均以1/3扣件間距劃分單元，每個節點具有垂向平動和繞z軸轉動2個自由度。兩者之間的CA砂漿層采用離散的垂向梁單元模擬，節點間距為1/3扣件間距。同理，路基也簡化為離散的垂向梁單元，間距同前，梁單元下節點全約束。

對于車輛模型，將其離散為具有二系懸掛的多剛體系統，并以速度v運行于軌道結構上。其中，車體及轉向架構架考慮浮沉和點頭2個自由度，每個輪對僅考慮浮沉1個自由度。這樣，列車共有10個自由度。不考慮其彈性變形，車體、構架及車輪均選用實體單元和剛體材料模擬。采用剛體模型，不僅視覺上形象直觀，同時可以大大縮減顯式分析的計算時間。這是由于定義了一個剛體后，剛體內所有節點的自由度都耦合到剛性體的質量中心上去了。因此，不論定義了多少個節點，剛性體僅有六個自由度。作用到剛形體上的力和力矩由每個時間步的節點力力矩合成，然后計算剛性體的運動，再轉換到節點位移。為消除邊界效應，軌道模型長度設為360 m，列車初始位置距軌道原點 100 m，以時速97.22 m/s(350 km/h)運行2 s。

2.1.2 模型參數選取

在進行仿真分析時，選取長春廠高速車以時速350 km/h在CRTS I型板式無砟軌道上運行。考慮簡化建模的需要，確定CRTS I型板式軌道模型參數如表1所示。其中鋼軌采用60 kg/m軌，軌道板混凝土強度C60，底座板混凝土強度 C20;路基剛度由地基系數Ef(K30值)換算得到。

車輛系統和軌道系統之間的耦合作用，通過輪軌接觸而實現。應用Hertz非線性彈性接觸理論，模型中等效線性接觸剛度經計算取1.345×109N/m。

同時選取長鋼軌焊接區軌面短波不平順分析模型作為本模型基本的不平順形態。長鋼軌焊接區軌面短波不平順是高速鐵路軌道不平順激擾形式之一。根據日本新干線高速鐵路的調查統計，焊縫低凹不平順一般具有圖2所示特征，可用長1 m的余弦波上疊加一短波不平順來描述。

表1 板式軌道模型參數Tab.1 Parameters of slab track model

圖2 鋼軌焊接區軌面短波不平順Fig.2 Short wave track irregularity of rail weld joint

圖3 不平順與鋼軌節點的相對位置Fig.3 Relative position between irregular joint and rail

其函數表達式為:

式中:Z0為軌面不平順幅值(m);v為車輛運行速度(m/s);δ1，δ2為長波和短波波幅(m);λ 為短波波長(m)。

2.1.3 扣件剛度對系統的動力影響分析

運用車輛－軌道耦合動力學理論，應用建立的高速列車－板式軌道－路基動力學模型，計算列車運行速度為350 km/h，通過焊接凹接頭不平順時，扣件節點綜合剛度對車輛與軌道結構動力性能的影響。分析時，選取輪軌垂向力、鋼軌支點反力、鋼軌位移、車體加速度等作為軌下基礎剛度的動力學評價指標。

由前知選取長鋼軌焊接區軌面短波不平順分析模型作為基本的不平順形態。焊接凹接頭幅值及接頭與鋼軌節點的相對位置如圖3所示。可見，焊接接頭位于兩鋼軌節點正中間。設定列車運行時速350 km/h，其他參數詳見表1及表2。分別取扣件剛度值為5、10、15、20、25、30 kN/mm，則計算得到車體加速度，鋼軌加速度，輪軌垂向力，鋼軌位移，軌道板端位移等車輛與軌道結構的動力響應如下。表2即為模型各項動力學參數隨扣件剛度的變化情況。

表2 扣件節點剛度對系統動力學參數的影響Tab.2 Effect of system dynamic parameter to fastener joint stiffness

表2中:Kz為扣件節點剛度;ac為車體加速度;P為輪軌垂向力;F為鋼軌支點反力;yr為鋼軌位移;ar為鋼軌加速度。

車體振動加速度是評價列車平穩性和乘客舒適度的最直接的標準。由表2可知，當扣件節點剛度從10 kN/mm變化至30 kN/mm時，隨著扣件節點剛度的增加，車體的振動加速度基本成增大趨勢，但其增長幅度均小于12%，且數量級只有10－3m·s－1，即使當扣件剛度降為5 kN/mm時，車體加速度值仍只有0.038 2 m·s－1，均明顯小于我國高速客車垂向振動加速度限值0.13 g，因此說明模型中所用的焊接凹接頭不平順類型對車體的影響很小。故此時車體振動加速度不控制設計。

輪軌垂向力、鋼軌支點反力等是判斷行車穩定性，軌道負荷狀態的重要參數，輪軌之間的動力作用對鋼軌及軌下基礎的破壞起著至關重要的作用。由表2得知，隨著扣件剛度的增大，鋼軌支點反力隨之增大，同時，輪軌垂向作用力相應減小，但應注意，其變化幅度小于2%。

鋼軌下沉變形較小時，鋼軌本身承受的列車荷載比較大，將加快鋼軌的傷損;當鋼軌下沉變形較大時，又容易造成軌下基礎的累積塑性變形，增加維修工作量。所以，鋼軌的下沉量應有一定的限制。由表2可看出，鋼軌的垂向位移隨著扣件剛度值的減小而增大，尤其是當扣件剛度從10 kN/mm變到5 kN/mm時，鋼軌位移從2.0 mm急劇增大到3.3 mm，因此扣件剛度不可過小。同時，隨著扣件剛度的增加，鋼軌的振動加速度隨之減小，但變化幅度不超過1%。

從上述分析看出，當扣件節點剛度在5～30 kN/mm范圍內變化時，車體加速度，輪軌相互作用力，以及鋼軌加速度均無明顯變化。所以在確定扣件節點綜合剛度時，將鋼軌支點反力、鋼軌位移作為主要考慮因素，由此得到最佳扣件節點綜合剛度值約為13.5kN/mm。

2.2 減振型扣件結構設計

在充分吸收國內外成功扣件的基礎上，提出減振型扣件結構設計方案。基于雙重墊板扣件的研究思路，錨固螺栓定位尺寸盡可能與現有軌下基礎相匹配，以WJ－7扣件相關尺寸為參考，以保證通用性[19]。基于此，采用雙重鐵墊板、雙層彈性墊板設計，以實現13.5 kN/mm的剛度目標，并保證扣件的整體性良好，工作時的穩定性良好。圖4為減振型扣件結構組裝示意圖。

圖4 減振型扣件組裝示意圖Fig.4 Assembly diagram of vibration damping fastening

3 減振型扣件減振性能室內試驗研究

3.1 試驗原理、裝置及步驟

頻響函數雖然是通過輸入和輸出傅式變換之比建立起來的，但實質上它是由系統本身固有特性(或參數)所決定的。它能夠直觀地展現結構系統的基本特性，如振動特性。由于扣件系統減振與否可通過測試安裝在其上的鋼軌的振動情況來體現，所以本實驗亦通過測試安裝在扣件上的鋼軌的頻響函數來反映扣件系統減振情況[20]。

本試驗選擇在鋼軌頭部頂面、軌腰、軌腳上安裝加速度傳感器(如圖5所示)，研究比較安裝在無砟軌道上應用最為廣泛的WJ－7型扣件和減振型扣件系統上的鋼軌在上述部位的振動特性。兩次實驗激振點和拾振點位置一致。主要儀器如下:長度為200 cm的CHN60型鋼軌一根，WJ－7扣件系統一套、減振型扣件系統一套(如圖6所示)，筆記本電腦一臺、加速度傳感器3個、DHDAS_5920動態信號采集分析系統、激振錘與壓電式力傳感器一臺。分別對鋼軌施加垂向和橫向激勵，垂向激勵點選在距鋼軌端部100 cm處的軌頭頂部正中間的位置;橫向激勵點選在鋼軌端部100 cm處的軌頭側面正中間的位置。其中垂向激勵示意圖如圖7所示。

3.2 測試結果及分析

垂向激勵和橫向激勵下，鋼軌各個測點處頻響函數如圖8～13所示。

由圖8可以看出，在0～5 000 Hz頻段內，兩種扣件下鋼軌軌頭垂向的頻響函數相似，都是在f=612.5 Hz，2 200 Hz，3 693.75 Hz，3 925 Hz 處出現明顯的峰值，但是在絕大多數頻率下，即在0～4 268.75 Hz頻段內，減振型扣件下的頻響函數都比WJ－7扣件下小，僅在4 268.75～5 000 Hz頻段內，減振型扣件下的頻響函數比WJ－7扣件下略大。由圖對比可知，在0～5 000 Hz全頻段內，減振扣件對軌頭垂向減振作用明顯。

由圖9可以看出，在0～5 000 Hz頻段內，兩種扣件下鋼軌軌腰垂向的頻響函數走勢基本一致，都是在f=612.5、1 728.125、2 196.875、3 700、4 118.75、4 406.25 Hz處出現明顯的峰值。在220～1 100 Hz頻段內，減振型扣件下的頻響函數都比WJ－7扣件下略大，在f=612.5 Hz處，減振型扣件下的頻響函數為0.017 73，是WJ－7扣件下軌腰垂向頻響函數0.008 2的兩倍。在1 100～5 000 Hz頻段內，減振型扣件下的頻響函數比WJ－7扣件下小，特別是在幾個峰值頻率處更明顯。由圖對比可知，在1 100～5 000 Hz頻段內，減振型扣件對軌腰垂向減振作用明顯，即減振型扣件對于軌腰垂向高頻振動抑制效果很好。

圖5 拾振點平面布置示意圖Fig.5 Pick-up point layout

圖6 減振型扣件鐵墊板系統示意圖Fig.6 Iron plate of vibration damping fastening

圖7 垂向激勵示意圖Fig.7 Vertical excitation

圖8 軌頭垂向頻響函數Fig.8 Vertical FRF of rail head

圖9 軌腰垂向頻響函數Fig.9 Vertical FRF of rail waist

圖10 軌腳垂向頻響函數Fig.10 Vertical FRF of rail foot

圖11 軌頭橫向頻響函數Fig.11 Horizontal FRF of rail head

圖12 軌腰橫向頻響函數Fig.12 Horizontal FRF of rail waist

圖13 軌腳橫向頻響函數Fig.13 Horizontal FRF of rail foot

由圖10可以看出，在0～5 000 Hz頻段內，兩種扣件下鋼軌軌腳垂向的頻響函數走勢基本一致，都是在f=612.5、2 184.375、3 693.75 Hz處出現明顯的峰值。在220～1 762.5 Hz頻段內，減振型扣件下的頻響函數都比WJ－7扣件下略大，但在f=612.5 Hz處，減振型扣件下的頻響函數還是比WJ－7扣件下軌腳垂向頻響函數要小。在1 762.5～5 000 Hz頻段內，減振型扣件下的頻響函數很明顯比WJ－7扣件下小，特別是在f=2 184.375、3 693.75 Hz峰值頻率處更明顯。由圖對比可知，在1762.5～5 000 Hz頻段內，減振型扣件對軌腰垂向減振作用明顯，即減振型扣件對于軌腳垂向高頻振動抑制效果明顯。

由圖11可以看出，在0～5 000 Hz頻段內，兩種扣件下鋼軌軌頭橫向的頻響函數走勢很相似，都是在f=1 131.25、2 390.625、3 796.875、3925、4 256.25 Hz 等頻率處出現明顯的峰值。在0～5 000 Hz全頻段內，減振型扣件下的頻響函數都比WJ－7扣件下要小，且在2 500～3 865 Hz頻段內較為明顯。由圖對比可知，在0～5 000 Hz頻段內，減Ⅰ型扣件對軌頭橫向減振有一定的作用。

由圖12可以看出，在0～5 000 Hz頻段內，兩種扣件下鋼軌軌腰橫向的頻響函數走勢很相似，都是在f=1 131.25、1 725、2 337.5 Hz等頻率處出現明顯的峰值。在0～4 200 Hz頻段內，減振型扣件下的頻響函數都比WJ－7扣件下要小，且在1 725 Hz附近較為明顯。在4 200～5 000 Hz頻段內，減振型扣件下略大。由圖對比可知，在0～5 000 Hz頻段內，減振型扣件對軌腰橫向減振有一定的作用。

由圖13可以看出，在0～5 000 Hz頻段內，兩種扣件下鋼軌軌腰橫向的頻響函數走勢基本一致，都是在f=621、2 337.5 Hz等頻率處出現明顯的峰值。在1 586～1 753 Hz頻段內的峰值頻率有所偏移。在1 500～5 000 Hz頻段內減振型扣件下的頻響函數都比WJ－7扣件下要小，且在2 337.5 Hz附近和3 750 Hz之后較為明顯。由圖對比可知，在0～5 000 Hz頻段內，減振型扣件對軌腳橫向減振有較好的效果。

4 減振型扣件疲勞性能室內試驗研究

實驗室對減振型扣件進行了組裝疲勞試驗。減振型扣件200萬次疲勞試驗前后靜剛度分別為10.5 kN/mm、11.7 kN/mm，扣壓力 20.24 kN、18.57 kN，縱向阻力12.0 kN、10.4 kN;疲勞前后靜剛度損失為 1.2 kN/mm，扣壓力損失為1.67 kN，縱向阻力損失為1.6 kN。疲勞前后軌距擴大值4 mm。扣件組裝疲勞性能合格。

5 結論

本文在系統研究國內外扣件系統各項技術性能的基礎上，基于輪軌系統耦合動力學思想研制出了減振型扣減系統，并對其進行了原型優化設計，同時開展了室內疲勞測試和頻響函數動力性能測試。得到如下有意義的結論:

(1)基于輪軌系統耦合動力學思想，在給定軌道和車輛參數下，通過車體加速度、輪軌相互作用力、鋼軌支點反力以及鋼軌加速度四個指標，可以有效地確定該條件下最佳的扣件節點綜合剛度;

(2)對減振型扣件進行200萬次疲勞加載后，疲勞前后其靜剛度損失為1.2 kN/mm，扣壓力損失為1.67 kN，縱向阻力損失為1.6 kN。疲勞前后軌距擴大值4 mm，表明該減振型扣件設計合理，組裝疲勞性能合格;

(3)對安裝在減振型扣件和應用非常廣泛的WJ－7型扣件上的鋼軌進行頻響函數測試，垂向激勵下，在0～5 000 Hz頻段內，前者的頻響函數明顯比后者小，表明減振扣件對軌頭、軌腰和軌腳的減振作用明顯;橫向激勵下，在0～5 000 Hz中高頻段內，前者的頻響函數明顯比后者小，證明減振扣件對軌頭、軌腰和軌腳的減振作用顯著。

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