動車組低頻晃車原因分析及應對措施*

馮永華，張振先，梁海嘯，李奕瀟，池茂儒

（1 中車青島四方機車車輛股份有限公司，山東青島 266111；2 西南交通大學 牽引動力國家重點實驗室， 成都 610031）

隨著我國高速鐵路的迅速發展和人民生活水平的提高，對鐵道車輛乘坐舒適性的要求越來越高。而自動車組開行以來出現的一些低頻橫向晃動現象，由于其頻率接近人體敏感頻率區域，導致旅客乘坐體驗不佳，舒適感大大降低［1-5］，國內針對高速動車組低頻晃動開展了相關的研究。張金等［6］研究了CRH1 動車組在海南環島高鐵運行的晃車現象，提出了與車型相對應的鋼軌整治措施。厲鑫波等［7］基于城際動車組構架與車體振動特征，研究了主頻4 Hz 晃車現象的機理。池茂儒等［8］分析了鋼軌打磨廓形對車輛動力學的影響，提出鋼軌軌肩過度打磨導致輪軌匹配關系惡化進而引起晃車現象。

針對動車組發生0.7 Hz 低頻車體晃動現象，基于懸掛元件、踏面廓形、鋼軌狀態及輪軌匹配等方面檢測數據，通過動力學仿真分析結合線路試驗驗證，從車輛、線路2 方面提出應對措施。

1 晃車問題背景

配屬某鐵路局集團有限公司的動車組在通過特定交路，添乘人員在車廂連接處監測到明顯的車體橫向晃動現象，呈現出車體晃動幅度大、頻率低的特點，車體橫向振動時域圖、橫向振動加速度頻域圖和橫向平穩性指標如圖1～圖3 所示。由圖1 可知：車輛離開曲線進入直線區后車體橫向振動加速度瞬間增大1.7 倍，并且在時域內振動信號波形顯示較強的單一周期性，車體前后端振動相位一致，可推斷晃動以滾擺為主。由圖2 可知：振動存在明顯的頻率為0.7 Hz 單一主頻。由圖3 可知：直線晃車段的橫向平穩性指標達到2.26，明顯大于曲線段1.7。

圖1 車體橫向振動時域圖

圖2 橫向振動加速度頻域圖（直線）

圖3 橫向平穩性指標

同時對該局配屬所有高速動車組進行跟蹤普查，發現出現類似橫向晃動現象的動車組具有2 個共同點：一是發生晃車的動車組車輪均經過旋修，而其他同型號未旋修動車組未發生晃車；二是僅在特定交路發生晃車現象，其他交路運行狀態良好。

2 晃車原因分析

為識別動車組晃車的具體原因，重點針對懸掛部件、車輪、鋼軌及匹配關系進行調查分析，并實現仿真再現。

2.1 懸掛元件調查分析

基于高級修數據，影響車體橫向振動的空氣彈簧橫向剛度、抗側滾扭桿剛度、一系定位節點橫向剛度、橫向減振器阻尼力及抗蛇行減振器阻尼力如圖4～圖8 所示，由圖4～圖8 可知：動車組懸掛元件性能參數與正常車輛相當且滿足運用檢修要求。

圖4 空氣彈簧橫向剛度

圖5 抗側滾扭桿剛度

圖6 定位節點橫向剛度

圖7 橫向減振器阻尼力

圖8 抗蛇行減振器阻尼力

2.2 車輪調查分析

基于UIC 519 算法，計算新造車輪、旋修車輪與60 鋼軌匹配的等效錐度如圖9 所示。由圖9 可知：新造出廠車輪等效錐度0.04（標準LMA），而旋修后的車輪等效錐度0.033，降低17%。經調查分析，基于薄輪緣經濟旋修原則，按照DIN 5573 通過將標準車輪廓形整體向輪緣側平移實現踏面廓形修復，引起踏面接觸區域廓形切線斜率降低，如圖10 所示。

圖9 新造與旋修車輪等效錐度

圖10 旋修踏面廓形示意圖

基于DIN 5573 廓形平移方法，計算不同薄輪緣厚度旋修廓形的等效錐度，旋修輪緣厚度與等效錐度關系如圖11 所示。由圖11 可知：與60 軌匹配，輪緣厚度由標準32.9 mm 減小到28.5 mm 時，等效錐度指數快速降低；當輪緣厚度低于28.5 mm時，等效錐度為0.026。

圖11 旋修輪緣厚度與等效錐度關系

2.3 鋼軌調查分析

經調查，晃車位置的鋼軌廓形打磨過度，60 鋼軌和實測廓形對比如圖12 所示，由圖12 可知：從軌頂到軌肩處，實測鋼軌圓弧半徑較小，相比60 鋼軌，其廓形從橫坐標0 mm 開始向下傾斜，越向鋼軌外側幅度越大。

圖12 廓形對比

輪軌接觸點、接觸角差如圖13、圖14 所示。接觸點位置及等效錐度見表1。由圖13、圖14 及表1可知：相比60 鋼軌，LMA實測鋼軌匹配的接觸帶寬由8.9 mm 減小為6.2 mm，接觸區域相對集中，從而導致等效錐度降低23%，接觸角差降低60%。在這種輪軌接觸條件下，容易引發一次蛇行運動，即直線運行低頻晃車。

圖13 輪軌接觸點對

圖14 接觸角差

表1 接觸點位置及等效錐度

2.4 仿真分析

基于SIMPACK 軟件，建立動車組動力學模型，研究LMA、旋修踏面分別與60 鋼軌、實測鋼軌匹配工況下動車組橫向振動特征，驗證低錐度導致直線運行晃車成因。

車體橫向振動響應如圖15 所示，由圖15 可知：隨著輪軌匹配錐度降低，車體橫向加速在0.7 Hz 處的振動主頻逐漸突出；LMA踏面、旋修踏面與60 鋼軌匹配時，振動主頻尚不明顯；LMA與實測鋼軌匹配時，0.7 Hz 處振動主頻能量初步集中，尚未產生明顯晃車現象；旋修踏面與實測鋼軌匹配時，等效錐度降低至0.023，車體一次蛇行模態被激發，形成0.7 Hz 單一主頻能量，進而導致晃車現象發生。

圖15 車體橫向振動響應

3 應對措施及效果

由于采用踏面平移的經濟旋輪方法，引起踏面常接觸區域斜率降低，加之與大斜率軌肩的實測鋼軌匹配，導致等效錐度降低，進而引發低頻晃車。基于此，分別從車輪和鋼軌角度出發提出應對措施。

3.1 車輪應對措施

優化旋輪方法，踏面廓形保持不變，僅針對輪緣厚度改變輪緣處目標廓形，保證踏面常用接觸區域G～J 段的斜率與LMA相同，如圖16 所示。

圖16 優化后旋修廓形

3.2 鋼軌應對措施

根據仿真分析及線路測試，當輪軌匹配錐度≥0.028 時，橫向振動能量分布均勻，未發生晃車現象，見表2。基于此，提出鋼軌精細化控制廓形，在鋼軌頂部-5～10 mm 范圍內，廓形斜率≤0.043（10 mm 處ΔZ≤0.65 mm），可保證動車組不發生低錐度所引起的晃車現象，如圖17 所示。

表2 等效錐度與對應橫向振動

圖17 鋼軌打磨標準

基于改進后的措施，完成線路振動測試，其振動加速度時域圖、振動加速度頻域圖如圖18、圖19所示。由圖18、圖19 可知：車體橫向振動加速度降低約60%，0.7 Hz 振動主頻峰值降低70%，晃車現象已不明顯，運行狀態良好。

圖18 振動加速度時域圖

圖19 振動加速度頻域圖

4 結 論

針對動車組旋修后直線運行發生低頻晃動現象，通過現場調查、數據分析、仿真再現、試驗驗證，針對懸掛元件、車輪踏面、鋼軌廓形及輪軌匹配關系進行研究，分析車體0.7 Hz 橫向振動特征及成因，并提出應對措施。

4.1 原因分析

經調查分析，排除懸掛元件失效導致晃車的可能。基于DIN 5573 標準，采用廓形整體向輪緣側平移的薄輪緣車輪旋修方法，引起踏面接觸區域斜率偏小，等效錐度由0.04 降低至0.033，加之與大斜率軌肩的打磨鋼軌匹配，導致接觸錐度進一步降低至0.023，激發車體一次蛇行運動，即產生晃車現象。

4.2 應對措施

優化旋輪方法，保持踏面常用接觸區域G～J廓形不變，僅針對輪緣厚度改變處廓形進行修復；提出鋼軌廓形的精細化控制標準，在鋼軌頂部-5～10 mm 范圍內廓形斜率≤0.043。基于以上，保證LMA踏面匹配錐度≥0.028，實現良好的輪軌匹配關系。

4.3 試驗驗證

基于線路振動測試驗證，車體橫向振動加速度幅值降低約60%，0.7 Hz 振動主頻峰值降低70%，有效緩解了動車組低頻晃車問題，提高運行舒適性。