高速動車組尾車橫向晃動調查研究

韓光旭 李曉峰 王瑞卓 韓慶利 崔利通 范 軍 陳 卓

(中車長春軌道客車股份有限公司國家軌道客車工程研究中心, 130062, 長春∥第一作者, 工程師)

國內某型號高速動車組，編組形式為4動+4拖(見圖1)，經高級修修竣出廠運用至將近1 000 km后，Ec01車作尾車時出現持續橫向晃動，具體表現為：Ec01車僅作尾車時產生晃動，反向運行作頭車時無晃動；Ec01車一旦發生晃動，幾乎無法在不干預的情況下自主恢復，必須通過采取降低車輛運行速度的方式才能消除晃動。

注：Ec01、Ec08為端車(動車)； Tp02、Tp07為帶受電弓的拖車； Ic03、Ic06為帶逆變器的動車; Fc05為一等座車(拖車)； Bc04為餐車(拖車)。圖1 某型號高速動車組車輛編組示意圖Fig.1 Schematic diagram of a high-speed EMU marshalling

針對車輛橫向晃動問題，業界曾對此進行過深入研究[1-5]，但研究對象一般為整車。本文研究的車輛晃動問題存在以下新的特征：一方面，晃動只發生在特定車輛(Ec01車)，并非整車晃動；另一方面，晃動車輛僅作尾車時晃動，而作頭車時無晃動；此外，一旦晃動形成，即使車輛駛離條件惡劣的線路區間，晃動也很難自行消除。針對上述新的問題，本文研究了不同線路表面狀態下的車輛晃動特征，從晃動車輛的懸掛系統振動傳遞特性、輪軌匹配狀態，以及關鍵零部件性能檢測等方面著手，確定了問題發生的原因，并有針對性地提出解決措施，以避免同類問題再次發生。

1 高速動車組尾車橫向晃動特征

高速動車組在設計速度為300 km/h的客運專線上達速運行時，使用平穩性測試儀，測試了Ec01車作尾車時的車內橫向平穩性指標，以及同時刻Ec08車作頭車時的橫向平穩性指標(見圖2)。

注：橫向平穩性指標分別小于3.00、2.75、2.00時，測試分別為合格、良好、優秀(圖10同)。圖2 Ec01車作尾車時車內橫向平穩性指標Fig.2 Internal lateral stability index with Ec01 as the tail vehicle

由圖2可知，Ec01車本次作尾車運行期間，共計發生2次橫向平穩性指標顯著升高的情況，且其車內橫向平穩性指標高于Ec08車，最大可達3.77。

Ec01車第1次晃動起始于840 s時，監測晃動持續時間超過200 s，即車輛持續運行約16 km晃動仍無收斂跡象，要求司機降速至100～120 km/h運行，車輛降速后Ec01車晃動現象逐步消除。降速后待車輛運行平穩再次提速，車輛在1 400～2 600 s內均未重復晃動。第2次晃動起始于2 600 s時，此時仍需降速消除晃動。

車輛晃動期間，在轉向架上方安裝的高速攝像機捕捉到車輪存在較大橫移，轉向架呈現橫移狀態。圖3所示為1 s內，連續捕捉到的車輪橫移狀態。通過定位晃動時刻的線路公里標，發現晃動均起始于車輛高速進、出車站過道岔時刻。由此可見，Ec01車晃動的最初激擾源可能與車輛高速通過道岔時的輪軌激勵有關。

a) 第1幀畫面

2 尾車橫向晃動外部影響因素調查

2.1 車輛振動傳遞特性

為了確認晃動時刻的激擾來源，在Ec01車轉向架的軸箱、構架及車體地板處，安裝了振動加速度傳感器，測試并分析了上述位置振動加速度的時域及頻域特性(見圖4～5)。

圖4 Ec01車作尾車時車內外振動時域特性Fig.4 Time-domain vibration characteristic of vehicle interior and exterior vibration with Ec01 as the tail vehicle

由圖4可知，振動時域結果反映出軸箱的振動水平最高，構架次之，車體振動水平最低。

由圖5可知，晃動時刻Ec01車主頻為1.3 Hz。該頻率是由軸箱自構架傳遞至車上的，轉向架上其他2個主頻對車體橫向晃動幾乎無貢獻。

由此可知，Ec01車晃動的激擾源來自車輛高速通過道岔時的輪軌激勵。

2.2 輪軌匹配

輪軌激勵與輪軌匹配狀態有關。輪軌匹配是影響車輛動力學性能的重要參數之一，涉及輪軌間摩擦系數、輪軌型面匹配(等效錐度)等。

a) 車體振動

2.2.1 輪軌摩擦系數影響分析

輪軌摩擦系數主要受線路(鋼軌)表面狀態的影響，鋼軌表面的雨、雪、霜、沙及其他異物均能導致輪軌摩擦系數發生變化。試驗期間在不同天氣狀態(晴天、雨天)、不同時段(清晨、白天、夜間)，均對晃動車輛進行了相關試驗，未發現尾車晃動問題與輪軌摩擦系數有直接關聯。

2.2.2 等效錐度影響分析

晃動車輛距最近1次鏇修后運行里程均小于1 000 km?；蝿榆囕v全列采用標準LMB10廓形踏面。測試了晃動車輛的車輪踏面外形(見圖6)，未發現異常。

注：X、Y分別代表踏面的橫坐標和縱坐標。圖6 Ec01車實測踏面廓形Fig.6 Measured wheel tread profile of Ec01 vehicle

計算了晃動車輛各實測踏面與標準60 kg/m鋼軌匹配后的等效錐度，結果分布在0.11～0.12之間(見圖7)，均在設計范圍內。

a) Ec01車

由圖6～7可知，車輛踏面廓形以及其與正線60 kg/m鋼軌的匹配狀態均正常。車輛晃動之所以起源于車輛高速通過道岔時刻，很可能是由于新輪狀態與個別道岔處軌道匹配不良、等效錐度過低，容易造成轉向架一次蛇行、低頻橫向晃動。為了驗證該論述，將Ec01車踏面鏇修為磨耗后踏面，再次對其進行相關試驗。

將晃動車輛臨時鏇修為磨耗后踏面，此時其與標準60 kg/m鋼軌匹配等效錐度約0.24～0.25；再次對其進行試驗，發現Ec01車作尾車時不再晃動。由此可見，輪軌匹配等效錐度偏低容易引起車輛晃動。

2.3 尾車空氣動力學特性及換向試驗

由前述可知，同一時刻作尾車的Ec01車晃動，但作頭車的Ec08車卻不晃動；同一時刻整列編組列車所有車輛受到的軌道激擾源相同；Ec01車晃動很可能與尾車在列車編組中所處的末端位置有關。因此，調查了尾車空氣動力學特性。

2.3.1 尾車空氣動力學特性分析

根據既有研究結果，當車輛晃動主頻處于1～3 Hz范圍內時，晃動形式以車體搖頭、側滾為主[1]。為簡化計算過程，建立了該型號高速動車組3節車編組列車模型(見圖8)。

圖8 高速動車組3節編組列車空氣動力學模型Fig.8 Aerodynamic model of 3 vehicle marshalling of high-speed EMU

采用有限體積方法，計算并比較了列車氣動載荷對頭車以及尾車搖頭和側滾的影響(見圖9)。

圖9 列車氣動載荷對頭車以及尾車搖頭和側滾的影響Fig.9 Impact of aerodynamic load on head and tail vehicles shaking and rolling

由圖8～9可知，尾車存在顯著的渦流擾動，且在1～2 Hz頻率范圍內，尾車渦流主要對車體施加了較大的搖頭力矩，約8 095 Nm，其次為側滾力矩；頭車則無1～2 Hz頻率范圍內的顯著氣動載荷模態特征。

由此可見，由于Ec01車作尾車時受到尾渦影響，使得車體產生1～2 Hz頻率范圍內的搖頭力矩、側滾力矩，同時與轉向架一次蛇行橫向晃動1.3 Hz激擾頻率發生共振，導致尾車晃動。

為了排查除列車尾渦影響外，是否還存在其他因素導致Ec01車發生橫向晃動，為此進行了列車換向運行試驗。

2.3.2 換向試驗

重新將Ec01車踏面恢復為新輪狀態后，對該列車進行換向運行試驗。試驗過程中列車只換向，不轉線、跨線，即只在同一條軌道線路上往返運行。此時，Ec01車作頭車，Ec08車作尾車。Ec01/ Ec08車的橫向平穩性指標見圖10。

圖10 Ec01車作頭車時車內橫向平穩性指標Fig.10 Interior lateral stability index with Ec01 as the head vehicle

由圖10可知，列車換向后Ec01/ Ec08車試驗全程都未發生晃動。Ec01車未晃動的原因與其此時作頭車尾渦效應消除有關；在軌道激擾及尾渦效應不變的條件下，此時作尾車的Ec08車未產生晃動，這是否與Ec01/ Ec08車配置及個別零部件狀態改變有關，需要作進一步研究。

3 尾車橫向晃動內部影響因素排查

為了查明Ec01/ Ec08車同為尾車時，在外部影響因素一致的前提下，車輛響應(是否發生晃動)卻不一致的現象，重新檢測了Ec01/ Ec08車的關鍵參數、零部件性能等內部影響因素是否存在差異。

3.1 車體四角高檢查

對Ec01/ Ec08車的配置情況進行了檢查，二者配置完全一致。測量了車體四角高高度，檢查車輛配重是否發生偏移(見表1)，測量結果均在設計要求限度范圍內。

表1 車體四角高高度實測結果Tab.1 Height measurement of car body four corners

3.2 轉向架關鍵尺寸檢查

將Ec01/ Ec08車對應的轉向架替換下車，并進行分解。測量了構架關鍵尺寸、橫向止擋間隙(見表2)，測量結果均在設計要求限度范圍內。

表2 轉向架橫向止擋間隙實測結果Tab.2 Clearance measurement of bogie lateral buffer

3.3 懸掛系統部件檢測

檢測了Ec01/ Ec08車經分解后的轉臂定位節點、鋼彈簧、空氣彈簧及橫向止擋的剛度(見表3)，檢測結果均在設計要求限度范圍內。

重新檢測了Ec01/ Ec08車轉向架油壓減振器靜態阻尼特性(見表4)，發現16根抗蛇行減振器中有2根的靜態阻尼偏大近100%，靜態阻尼力值接近減振器最終卸荷點，阻尼特性異常的抗蛇行振器均安裝在Ec01車轉向架上。

表3 Ec01/ Ec08車部分懸掛部件剛度檢測結果Tab.3 Stiffness measurement of Ec01/ Ec08 suspension system parts 單位：kN/mm

表4 抗蛇行減振器異常靜態阻尼特性檢測結果Tab.4 Abnormal static damping characteristics measurement of yaw absorber

由表4可知，Ec01車個別抗蛇行減振器存在故障。由于抗蛇行減振器的動態剛度影響車輛二系回轉剛度，且其與車輛動力學行為關系更密切，因此，檢測了上述故障減振器的動態剛度，并與正常減振器動態剛度進行對比(見圖11)。

圖11 抗蛇行減振器動態剛度測試對比結果Fig.11 Comparison results of dynamic stiffness test of yaw absorber

由圖11可知，靜態阻尼特性異常的減振器，其動態剛度相比正常減振器顯著增大。由此可知，抗蛇行減振器的動態剛度異常偏大使得減振器幾乎失去阻尼作用，減振器幾乎可以等效為剛性桿。轉向架與車體通過這樣的減振器連接后，輪軌激擾更易向車上傳遞。且車輛晃動發生后，由于減振器無法發揮阻尼作用(剛性過大)，無法衰減車輛晃動能量，導致車輛晃動不止，只能通過降速消除晃動。

4 抗蛇行減振器動態剛度異常調查

減振器的動態剛度主要由減振器內部結構決定。由于減振器定型后其靜態阻尼特性和動態剛度存在對應關系，且動態剛度測試過程繁瑣、耗時長，因此，通常以減振器的靜態特性評判減振器性能是否合格，并將其靜態特性作為例行檢驗項目。

上述動態剛度異常的減振器出廠前均通過了例行檢驗，因此可以斷定減振器裝車時車輛性能正常。車輛故障是隨其運用時間增加逐步出現的，這與車輛運用初期狀態正常，運行1 000 km之后才發生晃動的現象一致。為了確認抗蛇行減振器裝車運用后性能異常的原因，對減振器進行了分解。

4.1 抗蛇行減振器原理

該型號高速動車組采用油液單向循環低剛度抗蛇行減振器，其內部設有3套阻尼閥(見圖12)。減振器靠液壓油流經阻尼閥上的節流孔產生的小孔節流效果產生阻尼力。

注：v為減振器的工作速度；F為減振器受到的阻尼力。圖12 抗蛇行減振器阻尼實現原理示意圖Fig.12 Sketch map of implementation principle of yaw absorber

通過調整3套阻尼閥開啟時機，能夠實現阻尼力值與減振器工作速度的匹配變化。其中，1號阻尼閥設置1個常開節流孔，節流孔直徑為0.45 mm，控制速度小于等于0.01 m/s時的阻尼力值；當減振器工作速度大于0.01 m/s時，減振器第1次卸荷，2號阻尼閥開啟，2號阻尼閥節流孔直徑亦為0.45 mm，此時油液同時流經1號及2號阻尼閥；3號阻尼閥為最終卸荷閥，節流孔直徑較大，在減振器工作速度進一步提高時，開啟該套阻尼閥。

4.2 抗蛇行減振器分解

將Ec01車上2根阻尼特性異常的抗蛇行減振器進行分解，在1號常開阻尼閥節流孔上發現異物，目視可見節流已被完全堵塞。同時，減振器分解過程中亦在儲油缸底部直接發現了與堵塞節流孔形態相近的異物。根據減振器分解檢查結果可知，抗蛇行減振器靜態阻尼力及動態剛度偏大的直接原因為1號阻尼閥節流孔被完全堵塞。

4.3 異物來源確認

為確定堵塞節流孔的異物來源，提取了節流孔與儲油缸底部的異物，在高倍鏡下進行形貌比對。通過高倍鏡檢查結果進一步確認，異物為半透明形態，屬于非金屬的可能性大。經確認，減振器組裝過程中使用了樂泰膠，初步懷疑異物為固化后脫落的樂泰膠。

為最終確認異物成分，提取了節流孔上的異物，同時又提取了固化后的樂泰膠顆粒，進行EDS(X射線能譜)分析(見表5)。

表5 兩塊異物試樣中主要元素占比Tab.5 Ratio of main elements in two foreign matter samples 單位：%

由表5可知，節流孔上的異物與固化的樂泰膠顆粒成分一致，因此可以判斷堵塞節流孔的異物為減振器裝配過程中使用的未能徹底清除的樂泰膠。

4.4 抗蛇行減振器動態剛度偏大原因

綜上所述，導致減振器靜態阻尼力及動態剛度偏大的根本原因為：減振器裝配時未能對儲油缸底部多余的樂泰膠進行徹底清理，多余的樂泰膠浸泡在油液中逐步脫落，最終隨減振器油液單向循環運動至阻尼閥附近而堵塞阻尼閥，由于油液始終單向循環，樂泰膠顆粒在阻尼閥節流孔處將不斷卡緊，無法自行脫落。

5 尾車晃動原因及改進措施

5.1 尾車晃動原因

Ec01車作尾車時，車輛持續晃動的激擾源于輪軌激勵，尤其在車輛新鏇修后運行里程較短時，局部路段尤其道岔處實際輪軌匹配等效錐度偏低，導致實際蛇行頻率與尾渦效應引起的車體搖頭、側滾模態頻率相近，易發生尾車晃動。

Ec01車裝用的抗蛇行減振器動態剛度異常偏大，導致車輛二系回轉剛度異常偏大，增加了其作尾車時的晃動敏感性；同時由于抗蛇行減振器剛度過大，阻尼效果減弱，無法進行有效衰減振動，造成Ec01車駛離線路道岔激擾區間后車輛晃動不收斂的現象。

5.2 改進措施

導致車輛晃動問題的影響因素較多，車輛批量運用后，不建議對車輛輪軌匹配關系及懸掛參數進行大幅調整。根據本文調查結果，Ec01車作尾車時的晃動問題與其安裝的抗蛇行減振器動態剛度異常存在關聯性，即抗蛇行減振器過大的動態剛度增加了尾車的晃動敏感性，且Ec01車在更換全新轉向架(等效替換抗蛇行減振器)后，尾車晃動問題已得到解決。因此，改進措施主要圍繞控制抗蛇行減振器動態剛度展開。

5.2.1 抗蛇行減振器阻尼閥結構優化

在阻尼閥前端增設過濾網結構(見圖13)。濾網有效孔徑為0.3 mm，能夠有效過濾直徑大于0.3 mm的樂泰膠顆粒及其他異物，確保節流孔免于堵塞。

a) 原結構

針對增加濾網方案，完成了減振器常溫及高低溫性能檢驗、動態剛度檢驗，以及高于標準要求的疲勞性能檢驗。結果表明，增加的濾網無脫落風險，且對減振器阻尼性能的影響有限，故該方案可行。同時該方案可在既有減振器上實現升級，改造成本低。

5.2.2 增加樂泰膠清洗及檢查工序

針對使用樂泰膠的部件，在樂泰膠固化后增加超聲波清洗工序，清洗完畢后對零部件進行外觀檢查，減少樂泰膠殘留及混入減振器油液中的可能性。

6 結論

目前，該動車組通過更換Ec01車1、2位轉向架(等效更換為全新的抗蛇行減振器)后，已恢復正常運營。本文主要結論如下：

1) 尾車晃動的激擾源于輪軌激勵，尤其在車輛新鏇修后運行里程較短時，車輪與局部路段(道岔處)實際輪軌匹配等效錐度偏低，屬于一次蛇行問題。

2) 尾車晃動還與尾渦效應有關，氣動載荷引起的尾車搖頭、側滾模態頻率與轉向架蛇行頻率重疊，導致尾車容易晃動。

3) Ec01車自身二系回轉剛度異常偏大，增加了其作尾車時的晃動敏感性。

4) 抗蛇行減振器動態剛度過大時，減振器將呈剛性，無法發揮阻尼作用，進而無法衰減車輛晃動能量。這是Ec01車駛離線路道岔激擾區間后仍晃動不止，只能人為降速進行干預的原因。