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(nèi)某型號高速動車組，編組形式為4動+4拖(見圖1)，經(jīng)高級修修竣出廠運用至將近1 000 km后，Ec01車作尾車時出現(xiàn)持續(xù)橫向晃動，具體表現(xiàn)為：Ec01車僅作尾車時產(chǎn)生晃動，反向運行作頭車時無晃動；Ec01車一旦發(fā)生晃動，幾乎無法在不干預(yù)的情況下自主恢復(fù)，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(yè)界曾對此進(jìn)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(fā)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(qū)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(tài)下的車輛晃動特征，從晃動車輛的懸掛系統(tǒng)振動傳遞特性、輪軌匹配狀態(tài)，以及關(guān)鍵零部件性能檢測等方面著手，確定了問題發(fā)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(fā)生。

1 高速動車組尾車橫向晃動特征

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

注：橫向平穩(wěn)性指標(biāo)分別小于3.00、2.75、2.00時，測試分別為合格、良好、優(yōu)秀(圖10同)。圖2 Ec01車作尾車時車內(nèi)橫向平穩(wěn)性指標(biāo)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(fā)生2次橫向平穩(wěn)性指標(biāo)顯著升高的情況，且其車內(nèi)橫向平穩(wěn)性指標(biāo)高于Ec08車，最大可達(dá)3.77。

Ec01車第1次晃動起始于840 s時，監(jiān)測晃動持續(xù)時間超過200 s，即車輛持續(xù)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(xiàn)象逐步消除。降速后待車輛運行平穩(wěn)再次提速，車輛在1 400～2 600 s內(nèi)均未重復(fù)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(zhuǎn)向架上方安裝的高速攝像機捕捉到車輪存在較大橫移，轉(zhuǎn)向架呈現(xiàn)橫移狀態(tài)。圖3所示為1 s內(nèi)，連續(xù)捕捉到的車輪橫移狀態(tài)。通過定位晃動時刻的線路公里標(biāo)，發(fā)現(xiàn)晃動均起始于車輛高速進(jìn)、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(guān)。

a) 第1幀畫面

2 尾車橫向晃動外部影響因素調(diào)查

2.1 車輛振動傳遞特性

為了確認(rèn)晃動時刻的激擾來源，在Ec01車轉(zhuǎn)向架的軸箱、構(gòu)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(nèi)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(jié)果反映出軸箱的振動水平最高，構(gòu)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(gòu)架傳遞至車上的，轉(zhuǎn)向架上其他2個主頻對車體橫向晃動幾乎無貢獻(xiàn)。

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(tài)有關(guān)。輪軌匹配是影響車輛動力學(xué)性能的重要參數(shù)之一，涉及輪軌間摩擦系數(shù)、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(shù)影響分析

輪軌摩擦系數(shù)主要受線路(鋼軌)表面狀態(tài)的影響，鋼軌表面的雨、雪、霜、沙及其他異物均能導(dǎo)致輪軌摩擦系數(shù)發(fā)生變化。試驗期間在不同天氣狀態(tài)(晴天、雨天)、不同時段(清晨、白天、夜間)，均對晃動車輛進(jìn)行了相關(guān)試驗，未發(fā)現(xiàn)尾車晃動問題與輪軌摩擦系數(shù)有直接關(guān)聯(lián)。

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(biāo)準(zhǔn)LMB10廓形踏面。測試了晃動車輛的車輪踏面外形(見圖6)，未發(fā)現(xiàn)異常。

注：X、Y分別代表踏面的橫坐標(biāo)和縱坐標(biāo)。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(biāo)準(zhǔn)60 kg/m鋼軌匹配后的等效錐度，結(jié)果分布在0.11～0.12之間(見圖7)，均在設(shè)計范圍內(nèi)。

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(tài)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(tài)與個別道岔處軌道匹配不良、等效錐度過低，容易造成轉(zhuǎn)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(jìn)行相關(guān)試驗。

將晃動車輛臨時鏇修為磨耗后踏面，此時其與標(biāo)準(zhǔn)60 kg/m鋼軌匹配等效錐度約0.24～0.25；再次對其進(jìn)行試驗，發(fā)現(xiàn)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(xué)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(guān)。因此，調(diào)查了尾車空氣動力學(xué)特性。

2.3.1 尾車空氣動力學(xué)特性分析

根據(jù)既有研究結(jié)果，當(dāng)車輛晃動主頻處于1～3 Hz范圍內(nèi)時，晃動形式以車體搖頭、側(cè)滾為主[1]。為簡化計算過程，建立了該型號高速動車組3節(jié)車編組列車模型(見圖8)。

圖8 高速動車組3節(jié)編組列車空氣動力學(xué)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(cè)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(cè)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(nèi)，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(cè)滾力矩；頭車則無1～2 Hz頻率范圍內(nèi)的顯著氣動載荷模態(tài)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(chǎn)生1～2 Hz頻率范圍內(nèi)的搖頭力矩、側(cè)滾力矩，同時與轉(zhuǎn)向架一次蛇行橫向晃動1.3 Hz激擾頻率發(fā)生共振，導(dǎo)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(dǎo)致Ec01車發(fā)生橫向晃動，為此進(jìn)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(fù)為新輪狀態(tài)后，對該列車進(jìn)行換向運行試驗。試驗過程中列車只換向，不轉(zhuǎn)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(wěn)性指標(biāo)見圖10。

圖10 Ec01車作頭車時車內(nèi)橫向平穩(wěn)性指標(biāo)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(fā)生晃動。Ec01車未晃動的原因與其此時作頭車尾渦效應(yīng)消除有關(guān)；在軌道激擾及尾渦效應(yīng)不變的條件下，此時作尾車的Ec08車未產(chǎn)生晃動，這是否與Ec01/ Ec08車配置及個別零部件狀態(tài)改變有關(guān)，需要作進(jìn)一步研究。

3 尾車橫向晃動內(nèi)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(yīng)(是否發(fā)生晃動)卻不一致的現(xiàn)象，重新檢測了Ec01/ Ec08車的關(guān)鍵參數(shù)、零部件性能等內(nèi)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(jìn)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(fā)生偏移(見表1)，測量結(jié)果均在設(shè)計要求限度范圍內(nèi)。

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

3.2 轉(zhuǎn)向架關(guān)鍵尺寸檢查

將Ec01/ Ec08車對應(yīng)的轉(zhuǎn)向架替換下車，并進(jìn)行分解。測量了構(gòu)架關(guān)鍵尺寸、橫向止擋間隙(見表2)，測量結(jié)果均在設(shè)計要求限度范圍內(nèi)。

表2 轉(zhuǎn)向架橫向止擋間隙實測結(jié)果Tab.2 Clearance measurement of bogie lateral buffer

3.3 懸掛系統(tǒng)部件檢測

檢測了Ec01/ Ec08車經(jīng)分解后的轉(zhuǎn)臂定位節(jié)點、鋼彈簧、空氣彈簧及橫向止擋的剛度(見表3)，檢測結(jié)果均在設(shè)計要求限度范圍內(nèi)。

重新檢測了Ec01/ Ec08車轉(zhuǎn)向架油壓減振器靜態(tài)阻尼特性(見表4)，發(fā)現(xiàn)16根抗蛇行減振器中有2根的靜態(tài)阻尼偏大近100%，靜態(tài)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(zhuǎn)向架上。

表3 Ec01/ Ec08車部分懸掛部件剛度檢測結(jié)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(tài)阻尼特性檢測結(jié)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(tài)剛度影響車輛二系回轉(zhuǎn)剛度，且其與車輛動力學(xué)行為關(guān)系更密切，因此，檢測了上述故障減振器的動態(tài)剛度，并與正常減振器動態(tài)剛度進(jìn)行對比(見圖11)。

圖11 抗蛇行減振器動態(tài)剛度測試對比結(jié)果Fig.11 Comparison results of dynamic stiffness test of yaw absorber

由圖11可知，靜態(tài)阻尼特性異常的減振器，其動態(tài)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(tài)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(zhuǎn)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(fā)生后，由于減振器無法發(fā)揮阻尼作用(剛性過大)，無法衰減車輛晃動能量，導(dǎo)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(tài)剛度異常調(diào)查

減振器的動態(tài)剛度主要由減振器內(nèi)部結(jié)構(gòu)決定。由于減振器定型后其靜態(tài)阻尼特性和動態(tài)剛度存在對應(yīng)關(guān)系，且動態(tài)剛度測試過程繁瑣、耗時長，因此，通常以減振器的靜態(tài)特性評判減振器性能是否合格，并將其靜態(tài)特性作為例行檢驗項目。

上述動態(tài)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(xiàn)的，這與車輛運用初期狀態(tài)正常，運行1 000 km之后才發(fā)生晃動的現(xiàn)象一致。為了確認(rèn)抗蛇行減振器裝車運用后性能異常的原因，對減振器進(jìn)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(huán)低剛度抗蛇行減振器，其內(nèi)部設(shè)有3套阻尼閥(見圖12)。減振器靠液壓油流經(jīng)阻尼閥上的節(jié)流孔產(chǎn)生的小孔節(jié)流效果產(chǎn)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(xiàn)原理示意圖Fig.12 Sketch map of implementation principle of yaw absorber

通過調(diào)整3套阻尼閥開啟時機，能夠?qū)崿F(xiàn)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(shè)置1個常開節(jié)流孔，節(jié)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(dāng)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(jié)流孔直徑亦為0.45 mm，此時油液同時流經(jīng)1號及2號阻尼閥；3號阻尼閥為最終卸荷閥，節(jié)流孔直徑較大，在減振器工作速度進(jìn)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(jìn)行分解，在1號常開阻尼閥節(jié)流孔上發(fā)現(xiàn)異物，目視可見節(jié)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(fā)現(xiàn)了與堵塞節(jié)流孔形態(tài)相近的異物。根據(jù)減振器分解檢查結(jié)果可知，抗蛇行減振器靜態(tài)阻尼力及動態(tài)剛度偏大的直接原因為1號阻尼閥節(jié)流孔被完全堵塞。

4.3 異物來源確認(rèn)

為確定堵塞節(jié)流孔的異物來源，提取了節(jié)流孔與儲油缸底部的異物，在高倍鏡下進(jìn)行形貌比對。通過高倍鏡檢查結(jié)果進(jìn)一步確認(rèn)，異物為半透明形態(tài)，屬于非金屬的可能性大。經(jīng)確認(rèn)，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(rèn)異物成分，提取了節(jié)流孔上的異物，同時又提取了固化后的樂泰膠顆粒，進(jìn)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(jié)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(jié)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(tài)剛度偏大原因

綜上所述，導(dǎo)致減振器靜態(tài)阻尼力及動態(tài)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(jìn)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(huán)運動至阻尼閥附近而堵塞阻尼閥，由于油液始終單向循環(huán)，樂泰膠顆粒在阻尼閥節(jié)流孔處將不斷卡緊，無法自行脫落。

5 尾車晃動原因及改進(jìn)措施

5.1 尾車晃動原因

Ec01車作尾車時，車輛持續(xù)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(dǎo)致實際蛇行頻率與尾渦效應(yīng)引起的車體搖頭、側(cè)滾模態(tài)頻率相近，易發(fā)生尾車晃動。

Ec01車裝用的抗蛇行減振器動態(tài)剛度異常偏大，導(dǎo)致車輛二系回轉(zhuǎn)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(jìn)行有效衰減振動，造成Ec01車駛離線路道岔激擾區(qū)間后車輛晃動不收斂的現(xiàn)象。

5.2 改進(jìn)措施

導(dǎo)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(guān)系及懸掛參數(shù)進(jìn)行大幅調(diào)整。根據(jù)本文調(diào)查結(jié)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(tài)剛度異常存在關(guān)聯(lián)性，即抗蛇行減振器過大的動態(tài)剛度增加了尾車的晃動敏感性，且Ec01車在更換全新轉(zhuǎn)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(jìn)措施主要圍繞控制抗蛇行減振器動態(tài)剛度展開。

5.2.1 抗蛇行減振器阻尼閥結(jié)構(gòu)優(yōu)化

在阻尼閥前端增設(shè)過濾網(wǎng)結(jié)構(gòu)(見圖13)。濾網(wǎng)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(jié)流孔免于堵塞。

a) 原結(jié)構(gòu)

針對增加濾網(wǎng)方案，完成了減振器常溫及高低溫性能檢驗、動態(tài)剛度檢驗，以及高于標(biāo)準(zhǔn)要求的疲勞性能檢驗。結(jié)果表明，增加的濾網(wǎng)無脫落風(fēng)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(xiàn)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(jìn)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(jié)論

目前，該動車組通過更換Ec01車1、2位轉(zhuǎn)向架(等效更換為全新的抗蛇行減振器)后，已恢復(fù)正常運營。本文主要結(jié)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(yīng)有關(guān)，氣動載荷引起的尾車搖頭、側(cè)滾模態(tài)頻率與轉(zhuǎn)向架蛇行頻率重疊，導(dǎo)致尾車容易晃動。

3) Ec01車自身二系回轉(zhuǎn)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(tài)剛度過大時，減振器將呈剛性，無法發(fā)揮阻尼作用，進(jìn)而無法衰減車輛晃動能量。這是Ec01車駛離線路道岔激擾區(qū)間后仍晃動不止，只能人為降速進(jìn)行干預(yù)的原因。