城際列車晃車機理試驗研究

厲鑫波，周勁松，夏張輝，吳 尚

（同濟大學 鐵道與城市軌道交通研究院，上海201804）

隨著我國城市軌道交通的高速發展，運營速度的不斷提高，由軌道激擾、輪軌磨耗、懸掛參數不匹配、走行部部件疲勞等問題愈發凸顯，這將導致車輛運行品質和乘客乘坐舒適性降低，甚至引發安全事故。而晃車現象是運營車輛最為常見的一種偶發性問題。研究發現，轉向架蛇行頻率隨運行速度的升高而增大，而在某一車速下，轉向架蛇行頻率與車體某階振型的頻率接近時，轉向架的蛇行運動與車體的搖頭或滾擺運動相耦合，產生嚴重的晃車現象，從而惡化車輛的運行平穩性[1-2]。文獻[3]研究了二系橫向剛度和阻尼、二系縱向剛度和阻尼、一系縱向定位剛度、車輛踏面等效錐度、車體質量等參數對車輛蛇行失穩形態的影響，表明蛇行失穩是制約車輛最高車速的因素，并提出基于穩定性的車輛參數設計原則。文獻[4]提出一種基于三次樣條插值原理的模態追蹤方法，并證實輪對模態與車體模態間的振型切換時車體低頻橫向晃動的本質原因。文獻[5]通過實車試驗、輪軌外型測量和計算機仿真，分析得到車輛懸架參數、車身質量布置、輪軌接觸狀態對車輛的橫向穩定性具有顯著影響。

根據乘客和司機反映，某在線運營的城際列車在有些運行區段內會出現偶發性的車體晃動現象，導致乘坐舒適度降低，影響車輛的運行安全性。本文針對此晃車現象，通過提取車輛運行工況下的振動信號、實測車輪踏面和軌道外型等測試手段，結合理論分析，找出晃車現象的主要原因，并提出針對性的建議。

1 晃車特征提取

針對該運營線上車輛出現的晃車現象，需要獲取車輛不同位置處的振動信號，通過車輛運行平穩性分析、時頻域分析和信號相干性分析，提取到晃車特征，包括車輛運行平穩性指標、晃車主頻以及振動信號傳遞特征等。

1.1 測試方案

測試中選取該運營線的某編組列車的一節M車作為研究對象，測試過程中，車輛處于AW0 的載荷狀態，并以ATO運行模式運行上、下行全程。

城際列車振動的傳遞路徑一般為車輪與軌道相互作用產生激勵，通過走行部件傳導至車體。為了評價其運行平穩性，研究不同部件之間的振動傳遞特性，提取車輛的晃車特征，需要獲取車體、構架和軸箱的不同位置的振動信號。車體、構架和軸箱上布置了三軸加速度傳感器，傳感器參數如表1所示。車體測點分布在一、二位端的地板和天花板角上；轉向架測點如圖1所示。

圖1 轉向架測點分布示意圖

測點分布在構架端部和異側中點處以及軸箱對角處。每個測點采集橫向和垂向振動信號。

1.2 平穩性分析

包括我國在內，歐洲鐵路聯盟以及前社會主義國家鐵路合作組織均采用Sperling 提出的平穩性指標來評價車輛的運行品質[6]。式（1）是基于人體對于不同頻率的舒適性感受進行加權處理的車輛舒適度評價。客車運行平穩性指標的評價等級分為3 級：平穩性指標小于2.5為優；2.5至2.75為良好；2.75至3.0為合格[7]。

式中：A為振動加速度，g；f為振動頻率，Hz；F(f)為頻率修正系數，如表1所示。

表2 頻率修正系數

為了解車輛舒適度水平及晃車時間段，計算車輛全程運行速度對應的車輛運行平穩性，步長為20 s。圖2、圖3為車體測點的垂向與橫向的運行平穩性指標。

圖2 隨速度變化的垂向平穩性

圖3 隨速度變化的橫向平穩性

表1 加速度傳感器參數

從圖中可以看出，運行速度與運行平穩性趨勢基本一致；車體垂向運行平穩性指標均比較小且小于2.5，運行平穩性等級為優；車體橫向運行平穩性指標在多個時間段內大于2.5，并且在1 560 s～1 900 s 內有部分平穩性指標大于2.5甚至超過3，運行平穩性等級為不合格。將1 560 s～1 900 s的采樣時間段記為晃車時間段。

1.3 時域對比

圖4至圖9為晃車和非晃車時間段內截取的車體、構架和軸箱的橫向時域信號。

從圖中可以發現，振動能量由軸箱至車體不斷衰減，相較于非晃車時間段，發生晃車時，車體和構架都出現了明顯的低頻諧波信號，而軸箱未見明顯異常。這一現象可以說明車體和構架在晃車時間段中均出現了橫向低頻振動，明顯異于非晃車時間段的車輛運行狀態，而軸箱受剛性約束未表現明顯晃動。

圖4 晃車時間段車體橫向時域信號

圖5 非晃車時間段車體橫向時域信號

圖6 晃車時間段構架橫向時域信號

圖7 非晃車時間段構架橫向時域信號

圖8 晃車時間段軸箱橫向時域信號

圖9 非晃車時間段軸箱橫向時域信號

1.4 時頻域對比

圖10至圖13為晃車及非晃車時間段內截取的車體和構架的橫向振動的時頻域信號。

從圖中可以看出，當出現晃車現象時，車體和構架均出現4 Hz 左右的主頻峰值且能量較高。當車輛未晃車時，車體主頻在1.58 Hz 左右，而構架在頻譜中能量分布離散，沒有明顯的主頻。

1.5 相干性分析

分析車體和構架之間傳遞的振動信號的相干特性。

圖14為晃車及非晃車時間段內車體和構架相近測點的相干性。

圖10 晃車時間段車體橫向時頻域信號

圖11 非晃車時間段車體橫向時頻域信號

圖12 晃車時間段構架橫向時頻域信號

圖13 非晃車時間段構架橫向時頻域信號

從圖中可以發現，車體與構架的橫向振動信號在4 Hz 左右相干系數接近1，說明車體的晃動現象與構架存在很大的相關性，可以初步證實晃車的主要能量是由轉向架傳遞過來的。

然而，與其他數字化資源一樣，在享受信息時代網絡化帶來的便利之時，數字化唐卡圖像同樣面臨著未經授權的復制、傳播，甚至假冒和惡意篡改等問題，嚴重侵犯了版權所有者的合法權益。此類圖像安全信任危機不予解決，將嚴重阻礙藏文化網絡傳播和唐卡產業化發展進程。目前，唐卡圖像的研究工作主要集中在唐卡數字化保護、唐卡圖像修復[3,4]、唐卡圖像檢索[5,6]等方面，針對唐卡圖像數字化后的圖像信息安全問題的研究尚屬空白。本文試圖在唐卡數字化圖像版權保護和認證方面展開研究工作。

2 晃車原因分析

圖14 晃車與非晃車時間段車體和構架的相干性

分析提取出的車體、構架和軸箱的晃車特征，可以發現車體的晃動現象總是伴隨著轉向架的晃動而出現。通過整車ODS分析、轉向架穩定性分析和計算蛇行頻率，對晃車原因作進一步的解釋。

2.1 ODS分析

工作變形分析（ODS）又稱運行響應模態分析，ODS 是各階模態在某一時刻或頻率下的線性疊加。對于運行的車輛，其激勵是難以測得的，那么根據頻域ODS分析便能識別出車輛的主頻振型，還原車輛在晃車工況下的實際姿態。

圖15為晃車時間段內的車輛振型動畫。從圖中可以發現，車輛的固有頻率為4.11 Hz，阻尼比為3.86%。根據設計經驗，車體的固有頻率一般不超過2 Hz，可以判斷晃車段的4 Hz左右固有頻率實則為車體與前后轉向架耦合振動的結果，表現為轉向架蛇行與車體搖頭反相耦合。

圖15 晃車時間段整車振型動畫

2.2 穩定性分析

根據ODS 分析推測得到晃車現象是一種接近以轉向架為主振型的二次蛇行運動。這是一種由系統內部的非振動能量轉換為振動的激勵而產生的自激振動。二次蛇行出現在較高的運行速度下，其振動頻率高于車體固有頻率，將嚴重影響車輛系統的穩定性。根據標準UIC518，對構架進行穩定性分析。先對構架的振動加速度信號添加一個帶通濾波器，頻率范圍為所關心的穩定性頻率正負2 Hz 左右，其阻帶衰減率應大于或等于24 dB/倍頻程，再以10 m 為滑動增量，計算每100 m 內的滑動均方根值[8]。圖16展示了晃車及非晃車時間段內構架的穩定性。

圖16 隨距離變化的轉向架穩定性

從圖16中可以發現，當出現晃車時，轉向架的穩定性大大降低。

2.3 計算蛇行頻率

根據實測晃車與非晃車線路段的軌道外型，計算實測車輪踏面的等效錐度，如圖17所示。

圖17 晃車與非晃車線路段等效錐度

從圖中可以看出，晃車與非晃車線路段的輪軌匹配等效錐度無顯著差異，其等效錐度均值在0.25左右。由此確定軌道因素不是產生晃車現象的主要原因。

利用上述求得的等效錐度，根據式（2）蛇行頻率計算公式，求得蛇行頻率為3.94 Hz。此計算結果與提取的晃車主頻以及根據ODS 分析識別的振型頻率基本一致，證實是由轉向架穩定性不足形成蛇行運動導致晃車，并驗證了試驗結果的可靠性。

式中：λ為車輪踏面等效錐度；b為滾動圓間距；r0為輪對名義滾動圓半徑。

3 結語

對研究對象的車體、構架和軸箱的振動信號進行采集，先對其進行平穩性評價，區分晃車與非晃車時間段，再對振動信號進行時頻域分析，計算車體和構架之間的振動信號傳遞的相干性，提取晃車特征，然后對測試結果進行ODS分析和構架穩定性分析，再計算蛇行頻率。通過以上分析過程，給出以下結論和建議：

（1）由于晃車時車體的頻率在4 Hz 左右，該頻率非車體自身的固有頻率，所以排除激勵頻率與車體固有頻率接近導致的共振，而晃車與非晃車線路段的輪軌匹配等效錐度無顯著差異，確定軌道因素非主要原因，由此推斷是由于車輛系統穩定性裕量不足，轉向架接近蛇行失穩導致的車體晃動；

（2）在保證運營效率和運行安全的前提下，適當降低車輛運行速度，同時可以縮短車輛璇輪周期，定期養護走行部的關鍵部件，提高車輛系統蛇行運動穩定性。