冯永华，张振先，梁海啸，李奕潇，池茂儒

（1 中车青岛四方机车车辆股份有限公司，山东青岛 266111；2 西南交通大学 牵引动力国家重点实验室， 成都 610031）

随着我国高速铁路的迅速发展和人民生活水平的提高，对铁道车辆乘坐舒适性的要求越来越高。而自动车组开行以来出现的一些低频横向晃动现象，由于其频率接近人体敏感频率区域，导致旅客乘坐体验不佳，舒适感大大降低［1-5］，国内针对高速动车组低频晃动开展了相关的研究。张金等［6］研究了CRH1 动车组在海南环岛高铁运行的晃车现象，提出了与车型相对应的钢轨整治措施。厉鑫波等［7］基于城际动车组构架与车体振动特征，研究了主频4 Hz 晃车现象的机理。池茂儒等［8］分析了钢轨打磨廓形对车辆动力学的影响，提出钢轨轨肩过度打磨导致轮轨匹配关系恶化进而引起晃车现象。

针对动车组发生0.7 Hz 低频车体晃动现象，基于悬挂元件、踏面廓形、钢轨状态及轮轨匹配等方面检测数据，通过动力学仿真分析结合线路试验验证，从车辆、线路2 方面提出应对措施。

1 晃车问题背景

配属某铁路局集团有限公司的动车组在通过特定交路，添乘人员在车厢连接处监测到明显的车体横向晃动现象，呈现出车体晃动幅度大、频率低的特点，车体横向振动时域图、横向振动加速度频域图和横向平稳性指标如图1～图3 所示。由图1 可知：车辆离开曲线进入直线区后车体横向振动加速度瞬间增大1.7 倍，并且在时域内振动信号波形显示较强的单一周期性，车体前后端振动相位一致，可推断晃动以滚摆为主。由图2 可知：振动存在明显的频率为0.7 Hz 单一主频。由图3 可知：直线晃车段的横向平稳性指标达到2.26，明显大于曲线段1.7。

图1 车体横向振动时域图

图2 横向振动加速度频域图（直线）

图3 横向平稳性指标

同时对该局配属所有高速动车组进行跟踪普查，发现出现类似横向晃动现象的动车组具有2 个共同点：一是发生晃车的动车组车轮均经过旋修，而其他同型号未旋修动车组未发生晃车；二是仅在特定交路发生晃车现象，其他交路运行状态良好。

2 晃车原因分析

为识别动车组晃车的具体原因，重点针对悬挂部件、车轮、钢轨及匹配关系进行调查分析，并实现仿真再现。

2.1 悬挂元件调查分析

基于高级修数据，影响车体横向振动的空气弹簧横向刚度、抗侧滚扭杆刚度、一系定位节点横向刚度、横向减振器阻尼力及抗蛇行减振器阻尼力如图4～图8 所示，由图4～图8 可知：动车组悬挂元件性能参数与正常车辆相当且满足运用检修要求。

图4 空气弹簧横向刚度

图5 抗侧滚扭杆刚度

图6 定位节点横向刚度

图7 横向减振器阻尼力

图8 抗蛇行减振器阻尼力

2.2 车轮调查分析

基于UIC 519 算法，计算新造车轮、旋修车轮与60 钢轨匹配的等效锥度如图9 所示。由图9 可知：新造出厂车轮等效锥度0.04（标准LMA），而旋修后的车轮等效锥度0.033，降低17%。经调查分析，基于薄轮缘经济旋修原则，按照DIN 5573 通过将标准车轮廓形整体向轮缘侧平移实现踏面廓形修复，引起踏面接触区域廓形切线斜率降低，如图10 所示。

图9 新造与旋修车轮等效锥度

图10 旋修踏面廓形示意图

基于DIN 5573 廓形平移方法，计算不同薄轮缘厚度旋修廓形的等效锥度，旋修轮缘厚度与等效锥度关系如图11 所示。由图11 可知：与60 轨匹配，轮缘厚度由标准32.9 mm 减小到28.5 mm 时，等效锥度指数快速降低；当轮缘厚度低于28.5 mm时，等效锥度为0.026。

图11 旋修轮缘厚度与等效锥度关系

2.3 钢轨调查分析

经调查，晃车位置的钢轨廓形打磨过度，60 钢轨和实测廓形对比如图12 所示，由图12 可知：从轨顶到轨肩处，实测钢轨圆弧半径较小，相比60 钢轨，其廓形从横坐标0 mm 开始向下倾斜，越向钢轨外侧幅度越大。

图12 廓形对比

轮轨接触点、接触角差如图13、图14 所示。接触点位置及等效锥度见表1。由图13、图14 及表1可知：相比60 钢轨，LMA实测钢轨匹配的接触带宽由8.9 mm 减小为6.2 mm，接触区域相对集中，从而导致等效锥度降低23%，接触角差降低60%。在这种轮轨接触条件下，容易引发一次蛇行运动，即直线运行低频晃车。

图13 轮轨接触点对

图14 接触角差

表1 接触点位置及等效锥度

2.4 仿真分析

基于SIMPACK 软件，建立动车组动力学模型，研究LMA、旋修踏面分别与60 钢轨、实测钢轨匹配工况下动车组横向振动特征，验证低锥度导致直线运行晃车成因。

车体横向振动响应如图15 所示，由图15 可知：随着轮轨匹配锥度降低，车体横向加速在0.7 Hz 处的振动主频逐渐突出；LMA踏面、旋修踏面与60 钢轨匹配时，振动主频尚不明显；LMA与实测钢轨匹配时，0.7 Hz 处振动主频能量初步集中，尚未产生明显晃车现象；旋修踏面与实测钢轨匹配时，等效锥度降低至0.023，车体一次蛇行模态被激发，形成0.7 Hz 单一主频能量，进而导致晃车现象发生。

图15 车体横向振动响应

3 应对措施及效果

由于采用踏面平移的经济旋轮方法，引起踏面常接触区域斜率降低，加之与大斜率轨肩的实测钢轨匹配，导致等效锥度降低，进而引发低频晃车。基于此，分别从车轮和钢轨角度出发提出应对措施。

3.1 车轮应对措施

优化旋轮方法，踏面廓形保持不变，仅针对轮缘厚度改变轮缘处目标廓形，保证踏面常用接触区域G～J 段的斜率与LMA相同，如图16 所示。

图16 优化后旋修廓形

3.2 钢轨应对措施

根据仿真分析及线路测试，当轮轨匹配锥度≥0.028 时，横向振动能量分布均匀，未发生晃车现象，见表2。基于此，提出钢轨精细化控制廓形，在钢轨顶部-5～10 mm 范围内，廓形斜率≤0.043（10 mm 处ΔZ≤0.65 mm），可保证动车组不发生低锥度所引起的晃车现象，如图17 所示。

表2 等效锥度与对应横向振动

图17 钢轨打磨标准

基于改进后的措施，完成线路振动测试，其振动加速度时域图、振动加速度频域图如图18、图19所示。由图18、图19 可知：车体横向振动加速度降低约60%，0.7 Hz 振动主频峰值降低70%，晃车现象已不明显，运行状态良好。

图18 振动加速度时域图

图19 振动加速度频域图

4 结 论

针对动车组旋修后直线运行发生低频晃动现象，通过现场调查、数据分析、仿真再现、试验验证，针对悬挂元件、车轮踏面、钢轨廓形及轮轨匹配关系进行研究，分析车体0.7 Hz 横向振动特征及成因，并提出应对措施。

4.1 原因分析

经调查分析，排除悬挂元件失效导致晃车的可能。基于DIN 5573 标准，采用廓形整体向轮缘侧平移的薄轮缘车轮旋修方法，引起踏面接触区域斜率偏小，等效锥度由0.04 降低至0.033，加之与大斜率轨肩的打磨钢轨匹配，导致接触锥度进一步降低至0.023，激发车体一次蛇行运动，即产生晃车现象。

4.2 应对措施

优化旋轮方法，保持踏面常用接触区域G～J廓形不变，仅针对轮缘厚度改变处廓形进行修复；提出钢轨廓形的精细化控制标准，在钢轨顶部-5～10 mm 范围内廓形斜率≤0.043。基于以上，保证LMA踏面匹配锥度≥0.028，实现良好的轮轨匹配关系。

4.3 试验验证

基于线路振动测试验证，车体横向振动加速度幅值降低约60%，0.7 Hz 振动主频峰值降低70%，有效缓解了动车组低频晃车问题，提高运行舒适性。