高速列車車輪多邊形試驗研究

郭 濤， 高 峰， 張曉軍， 韓云飛， 侯茂瑞

(1 中國中車唐山機車車輛有限公司， 河北唐山 063035；2 中國鐵道科學研究院集團有限公司， 北京 100081)

隨著高速鐵路的跨越式發展，列車運行產生的高頻振動與輪軌噪聲問題越來越明顯，其根源之一在于輪軌表面的短波不平順。 輪軌表面短波不平順包括車輪踏面不圓順和軌面不平順，其中高速列車車輪踏面多邊形不圓順主要由于高速運行時車輪磨耗引起的，其波長一般在80～150 mm范圍內。文獻[1]表明，列車車輪多邊形磨耗會引起輪軌間作用力明顯增大,引起劇烈的振動與噪聲，對車輛和軌道部件產生惡劣的影響,嚴重時將會威脅到行車安全。目前，國內外學者主要從理論分析和試驗測試角度對車輪多邊形不平順對車輛動力特性進行了研究[2-10]。文獻[2]總結了車輪多邊形不平順的典型問題，指出一些未來研究的方向。Liu等把車輪多邊形不平順作為系統輸入，建立車輛-軌道耦合垂向模型，分析了車輪多邊形磨耗對車輛系統動力學的影響。文獻[3]對輪對進行模態縮減，建立完整的車輛系統剛柔耦合動力學模型研究高速列車高階車輪多邊形對車輛系統動力學性能的影響，模型中僅把輪對考慮為彈性體,其余部件視為剛體。通過修改輪對的外形來模擬車輪多邊形，進行仿真計算研究車輪多邊形波深、諧波數以及列車運行速度對車輛動力學性能的影響。文獻[4]采用車輪圓周輪廓法建立比傳統等效軌道激擾法更準確的車輪多邊形化模型，建立車輛-軌道耦合系統動力學模型，計算高速運營狀態下周期性多邊形的車輪振動響應、輪軌垂向力等動力學指標。文獻[5]建立了車輛多剛體系統動力學模型；為了研究車輪不圓磨耗所引起的高頻振動對車輛系統動力學性能的影響，建立了考慮車體、構架、輪對彈性振動的剛柔耦合動力學模型。文獻[6]基于彈性輪對建立車輪多邊形的剛柔耦合整車動力學模型。研究分析彈性車輪的合理性，通過修改命令直接形成多邊形，研究彈性車輪多邊形的波深、相位差、諧波階數在不同速度下對車輛動力學性能的影響。文獻[7]研究了高速鐵路列車車輪多邊形化對道岔區動力學性能的影響。文獻[8]根據構建的車輪質量磨耗模型，利用實測的多邊形數據探索了車輪的磨耗規律。文獻[9]在總結國內外車輪多邊形研究的基礎上，調查了高速動車組車輪多邊形情況，并對測試車輪的多邊形數據進行統計分析，從車輪多邊形與運行速度、運行線路條件、車輛結構等角度進行系統研究，查找容易產生車輪多邊形的影響因素。文獻[10]以某城際高速列車在運行過程中發生轉向架部件損壞事故為例，建立高速車輛-軌道耦合動力學模型和車輪多邊形不平順輸入模型，計算分析列車運行速度、車輪多邊形幅值及其階數等因素對輪軌垂向力的影響規律。車輪多邊形磨耗引起的車輛振動的原因較為復雜，以上主要從車輛系統動力學角度進行了車輪多邊形磨耗的影響分析。文中對高速列車車輛振動特性的影響進行了現場實車跟蹤試驗，分析車輪多邊形磨耗狀態下高速車輛的振動響應，調查車輪多邊形磨耗和車輛振動特性之間的影響關系，為探明車輪多邊形磨耗發生發展機理提供數據支撐。

1 試驗方案

對某系高速動車組進行了車輛振動跟蹤測試，轉向架區域振動測點如圖1所示。

圖1 轉向架振動測點示意圖

表1 車輛振動測試儀器

2 試驗分析驗證

2.1 車輪多邊形磨耗分析

圖2給出了3車軸箱測點對應的車輪多邊形磨耗

測試結果，其中圖2(a)、圖2(b)分別為1軸、2軸車輪多邊形磨耗測試結果。

表2 試驗內容及工況

圖2 車輪多邊形磨耗測試結果

2.2 車輛振動響應分析

圖3給出了列車以300 km/h速度運行時的車輛振動頻譜響應。圖4給出了列車由0加速到300 km/h過程中的轉向架軸箱振動時頻特性。

圖3 300 km/h車輛振動頻譜圖

圖4 0～300 km/h加速工況下軸箱振動時頻圖

由圖3可知，當列車以300 km/h速度勻速運行時，垂向振動在46 Hz、319 Hz和525～575 Hz等頻率處存在顯著峰值。除此之外，垂向振動在319～650 Hz頻段內，存在著以32 Hz等間距分布的振動峰值。

由圖4可知，列車在加速過程中，軸箱垂向振動在時頻特性圖上存在4個豎直亮帶，這表示軸箱在此4個亮帶對應頻率處的振動響應不隨車速變化而改變，為輪軌系統的固有屬性，這些亮帶所包含的頻率分別為：46 Hz、348～379 Hz、506～601 Hz和790～853 Hz，結構在上述頻率可能發生模態耦合振動。在時頻特性圖上還存在一些斜亮帶，這表示軸箱在此亮帶對應頻率處的振動響應隨車速變化而改變，車輪多邊形磨耗激振頻率和鋼軌波磨激振頻率均具有此類隨速度變化而改變的特性。

由旋修前車輪多邊形磨耗測試結果可知，車輪存在明顯偏心現象，會導致轉向架系統形成以偏心旋轉頻率為基頻(31.7 Hz)的諧頻振動問題，這是軸箱振動在測試頻段內存在32 Hz等間距分布的原因，因此控制輪對的偏心對輪軌系統高頻振動具有一定的意義。

2.3 轉向架模態試驗驗證

為進一步驗證上述線路測試頻譜中的豎直亮帶這些固有頻率，對轉向架系統在高頻激振臺上進行了模態測試，如圖5所示。利用激振器產生高頻激勵，激發轉向架整備狀態下的模態，測試表明，轉向架系統在580 Hz頻率附近存在固有模態，而且模態阻尼較低，這為輪軌系統耦合振動提供了基礎的可能性，從而也揭示了列車從0加速到300 km/h這一過程中，軸箱垂向振動在此頻段下存在局部亮帶。

圖5 轉向架高頻模態測試現場

圖6 轉向架輪對576 Hz模態振型

2.4 車輪多邊形形成機理分析

車輪多邊形作為世界性難題，對輪軌系統引起的高頻振動危害極大，嚴重影響列車及軌道系統的疲勞安全性，由于國外運營速度、運營組織模式、線路條件、旋修及線路打磨管理等和中國存在較大差異，其車輪高階多邊形案例較少，國際上還未形成統一的結論。

表3 轉向架輪對整備模態高頻測試結果(500～700 Hz)

筆者開展了3年多的持續跟蹤，測試統計發現，車輪多邊形的階數相對固定，因此在恒速條件下其引起的振動頻率相對穩定。

分析表明：車輪多邊形邊數與車速v、車輪直徑D、諧振頻率f相關：車輪多邊形邊數N=f/(v/πD)，目前該車型輪軌系統共振頻率(模態頻率)為580 Hz左右，邊數分布處于18～20內，其理論推導如圖7所示；基于長期跟蹤的48 753個車輪多邊形統計數據，同時表明多邊形邊數分布基本在18～20(如圖8)，理論推導與車輪多邊形實測統計基本一致。

圖7 車輪多邊形邊數與輪徑關系

圖8 車輪多邊形邊數與輪徑關系

因此，結合多邊形形成特點、線路振動跟蹤測試、轉向架模態測試等信息，筆者認為車輪多邊形是輪軌耦合振動條件下的等頻率分割造成的，它的形成與輪軌系統耦合振動能量的激發息息相關，它是輪軌關系惡化后的產物。

3 結 論

通過車輪多邊形磨耗、車輛振動、模態測試的調查，為探明車輪多邊形磨耗發生發展的機理提供了數據支撐。主要結論如下：

(1)線路測試表明，車輪高階多邊形是輪軌耦合高頻異常振動的主導頻率(580 Hz左右)；

(2)試驗室模態測試表明，輪對系統在580 Hz左右存在固有模態頻率且阻尼較低，使得輪對的固有模態易被激發出來，導致輪軌系統振動顯著；

(3)300 km/h速度下，輪軌系統在580 Hz左右頻率存在耦合共振可能是誘導車輪高階多邊形出現的原因；

(4)車輪存在明顯的偏心會加劇輪軌系統高頻振動，會加劇多邊形的出現；另外諸如來自軌道系統持續的、明顯的寬頻激勵也會激勵轉向架系統模態振動，導致多邊形的產生[11]。