地铁线路钢轨波磨对车辆振动特性的影响

董勇，康彦兵，张华鹏，吴磊

地铁线路钢轨波磨对车辆振动特性的影响

董勇，康彦兵，张华鹏，吴磊*

（西南交通大学 机械工程学院，四川 成都 610031）

某地铁线路运营过程中，在通过波磨区段时车辆振动水平加剧，从而导致车辆的轴箱盖螺栓、一系悬挂弹簧等部件频繁发生疲劳断裂。为了研究钢轨波磨对车辆振动特性的影响，首先在车辆各主要部件上安装振动加速度传感器，然后在存在钢轨波磨的线路上开展车辆振动测试，根据获取的振动加速度数据来分析钢轨波磨、轨道结构及钢轨打磨前后条件下车辆轴箱、弹簧座、构架和车体地板的振动特性。结果表明：钢轨波磨对车辆轴箱、弹簧座和构架的振动影响较大，但对车体地板的振动影响不明显。轮轨系统振动在传递过程中，二系悬挂系统起到了较大的衰减振动能量的作用。当打磨后的钢轨波磨依然存在但波深显著降低的前提下，车辆轴箱和构架的振动水平显著降低，车体地板振动水平无明显变化。

波磨；钢轨打磨；振动特性；地铁线路

随着城市轨道交通的不断发展，各城市的地铁线路不可避免地出现了不同程度的钢轨波磨。钢轨波磨的存在会导致车辆轨道结构剧烈振动，产生噪声，影响车辆和轨道结构的使用寿命[1-2]。

钢轨波磨是指钢轨接触表面出现的像波浪似的不均匀磨损现象[3]。GRASSIE等[4-5]对波磨的理论及相关治理措施进行了研究，并将波磨按其损伤机理和固定波长机理进行了分类，论述了各种波磨的成因及其预防策略。TASSILY等[6]通过对法国地铁波磨的研究，发现波磨的特征频率与轮对的自然频率和轨道的共振频率有关。Sato Y等[7]综合陈述了针对钢轨波磨开展的相关机理研究。李霞等[8]研究了地铁普通短轨枕轨道结构小半径曲线上的125～160 mm波长波磨形成机理，总结该轨道结构的动态特性与钢轨波磨的关系。崔晓璐[9]基于轮轨摩擦耦合弹性自激振动模型，研究了直线线路科隆蛋扣件地段钢轨波磨的产生机理。

宋志坤等[10]通过建立高速动车组车辆－轨道耦合振动模型，研究了轮轨谐波磨耗在不同速度、波长及幅值下的车辆动力学响应。李慧娟等[11]结合车辆－轨道动力学模型和实测钢轨波磨，分析了常见特征波磨下钢轨扣件参数对轴箱振动特性的影响。刘国云等[12]采用刚柔耦合动力学理论构建车辆模型，基于Timoshenko梁、有限元理论和模态叠加法构建轨道模型，分析了钢轨波磨激励对车辆系统动态响应的影响。谷永磊等[13]通过建立高速铁道车辆－轨道动力学数值分析模型，研究不同深度的钢轨波磨对轮轨作用和车辆运行稳定性的影响。

徐宁等[14]通过对高速动车组进行现场振动测试，研究了高速动车组各部件间的频域响应特征和动车组车辆系统振动传递特性。刘卫丰等[15]通过对北京地铁在剪切型减振器扣件区段大量出现的钢轨波磨现象进行试验研究，表明在剪切型减振器扣件内增设橡胶垫块可有效地控制钢轨波磨发展，并起到部分消减钢轨波磨的作用。陈迅等[16]通过测试地铁车辆通过波磨轨道时的车辆各部件的振动特性，分析了钢轨波磨对车辆动态行为的影响。贾尚帅等[17]通过试验以及模态分析研究，分析了车体和设备、座椅之间的模态匹配等对车辆振动性能的影响，探讨了修改座椅减振器参数对车辆消除颤振的作用。

上述开展的主要是钢轨波磨的理论与仿真研究，关于波磨对地铁车辆振动特性影响的现场试验研究较少，尤其缺少研究钢轨波磨打磨前后对车辆振动特性的现场试验研究。

本文通过现场调查和试验测试的方法，对地铁车辆各部件在不同特征波长的钢轨波磨以及钢轨打磨前后条件下的振动特性进行测试和分析，来研究钢轨波磨对车辆各部件振动特性的影响以及钢轨打磨前后波磨对车辆部件振动特性的影响。

1 钢轨波磨现场测量

为便于掌握地铁线路钢轨波磨的状态，将地铁A站和B站之间的轨道线路作为调查对象，使用钢轨不平顺测量设备Corrugation Analysis Trolley Mark-3型（简称CAT）测量线路上的钢轨不平顺水平。该线路上的轨道结构及直曲线线路形式如图1所示，主要有普通短轨枕和12 mm弹性短轨枕两种轨道结构，曲线形式为大半径曲线（＞800 m），图中还包含车辆在线路上运行时对应的里程和速度信息。

图1 线路信息和车辆运行速度曲线

钢轨不平顺测试结果如图2所示，线路主要存在四种不同波长的钢轨波磨，且在两种轨道结构上均有出现。其中普通短轨枕轨道上的钢轨波磨为长波，主波长为400 mm；弹性短轨枕上的钢轨波磨类型为长短波共存，长波钢轨波磨波长为400 mm，短波钢轨波磨波长分别为125 mm和160 mm。

图2 钢轨不平顺1/3倍频谱

车辆通过波磨区段时的不平顺通过频率可以表示为：

式中：为钢轨波磨的通过频率，Hz；为车辆运行速度，km/h；为钢轨波磨的波长，mm。

计算结果如表1所示。

表1 各波磨里程通过频率计算结果

2 振动测试试验方案

为获得车辆在钢轨波磨区域运行时各部件的振动特性，分别在轴箱、弹簧座、构架以及车体地板上安装振动加速度传感器，用于测量车辆各部件在运行过程中的垂向振动加速度。

如图3所示，轴箱测点布置在轴箱中部最上方，弹簧座测点布置在一系悬挂弹簧底座的下表面，构架测点位于一系悬挂弹簧正上方的构架处。如图4所示，车体地板振动测点布置在距心盘一侧1 m处的车体地板面上。

图3 车辆转向架振动测点布置示意图

图4 车体地板振动测点布置示意图

3 振动测试结果分析

3.1 典型区间的车辆振动特性

为了研究钢轨波磨对车辆各部件振动特性的影响，分别从时域和频域的角度，来对车辆在钢轨波磨区段运行时测得的垂向振动加速度数据进行分析。

3.1.1 时域分析

将振动加速度对应的时间历程转换为对应的车辆行驶里程，从而便于分析钢轨波磨区段车辆部件垂向振动加速度的变化情况。

由图5可知，左侧轴箱的垂向振动加速度水平要高于右侧，这是因为左轨钢轨波磨的不平顺水平高于右轨；振动水平较大的位置主要有三处，分别在0.4～0.8 km、1.0～1.4 km和1.4～1.6 km里程范围内，依次对应三种特征波长的钢轨波磨，可见线路上存在的钢轨波磨是引起轴箱剧烈振动的主要原因。

图5 左右两侧轴箱垂向振动加速度

轴箱振动加速度最大值位于1.1 km里程附近，对比图2（c）和图1可以发现，车辆在该里程附近运行时的速度较快，超过100 km/h，且该里程处的钢轨波磨波长为160 mm，不平顺水平较高，在两者的综合影响下，导致该里程范围内轴箱的垂向振动最剧烈，垂向振动加速度达到350 m/s2。

如图3所示，轴箱采用转臂式定位，弹簧座和轴箱位于同一个转臂上，同时弹簧座到转臂定位点的距离大于轴箱，从而导致相同条件下轴箱振动加速度向弹簧座位置传递时会产生放大效果。

对比图6和图5可知，弹簧座和轴箱的垂向振动加速度变化趋势相同。两者的主要差异在于，弹簧座的垂向振动加速度是在轴箱振动的基础上放大得到的，因此振动加速度水平要高于轴箱，其最大垂向振动加速接近600 m/s2，相对于轴箱的最大振动加速度提升了71%。

图6 左右两侧弹簧座垂向振动加速度

车辆振动从弹簧座向构架传递的过程中，会经过一系悬挂系统进行减振，需分析构架的振动特性以及一系悬挂系统对降低弹簧座振动水平的贡献程度。对比图7和图6可知，在一系悬挂系统的减振作用下，构架的振动幅值相对弹簧座显著降低，振动加速度最大值减小至200 m/s2，一系悬挂系统的减振效果良好，降幅达到67%。同时可以看到，构架振动剧烈位置依然与钢轨波磨里程对应，说明钢轨波磨依旧是影响构架振动水平的主要因素。

图7 左右两侧构架垂向振动加速度

车体地板的振动水平是反映乘客舒适度的重要指标，需研究钢轨波磨作用下车体地板的振动特性。由图8可知，振动能量在从构架向车体地板传递的过程中显著降低，其振动加速度最大值为11 m/s2，降幅达到95%。这是由于二系悬挂系统有效削减了来自构架的振动能量，从而保证了乘客的乘坐舒适度。车体地板振动剧烈位置与钢轨波磨位置对应，可见钢轨波磨依然对车体地板振动有影响。

图8 车体地板垂向振动加速度

3.1.2 频域分析

车辆各部件的振动频谱图可以反映不同波长类型的钢轨波磨对部件振动特性的影响。由于车辆各部件左右两侧的振动加速度无明显差异，因此只分析其左侧的振动频谱。

从图9可以看出，主要有两种振动峰值频率，分别在60 Hz和200 Hz附近。对比不同特征波长的通过频率可发现，波长为125 mm和165 mm的钢轨波磨对应的通过频率在200 Hz附近，而波长为400 mm的钢轨波磨的通过频率为60 Hz，从中可以看出，两种峰值频率是车辆通过钢轨波磨区域产生的。

图9 轴箱垂向振动加速度频域图

由图10可以看出，相对于轴箱，弹簧座在60 Hz频率范围内的振动加速度变大，从5 m/s2增加到7 m/s2；而在200 Hz处的振动峰值变小，从2.5 m/s2减小到1.3 m/s2。表明振动加速度从轴箱向弹簧座传递的过程中，对60 Hz附近的振动加速度放大效果明显，而对200 Hz附近的振动有削弱效果。

图10 弹簧座垂向振动加速度频域图

由图11可以看出，经过一系悬挂弹簧系统的减振作用，构架在60 Hz作用的振动峰值下降明显，降幅达到64%；同时振动加速度峰值频率范围由60 Hz附近转变为50～100 Hz附近，该峰值频率同样是由400 mm波长的钢轨波磨导致的，表明振动从轴箱向构架的传递过程中，400 mm波长的钢轨波磨依然为构架振动的主要原因。而峰值频率在200 Hz左右的振动水平无明显变化，表明一系悬挂系统对200 Hz的垂向振动效果不明显。

图11 构架垂向振动加速度频域图

由图12可知，车体地板的振动峰值频率为150 Hz，相对于构架的振动峰值频率变化明显。可见二系悬挂系统有效削弱了钢轨波磨所引起的振动。对比车体地板的垂向振动加速度时域（图8）可以看到，虽然车体地板在波磨里程处的振动水平较高，但振动频率已经发生变化。表明二系悬挂系统可以有效降低钢轨波磨对车辆部件振动的影响。

图12 车体地板垂向振动加速度频域图

3.2 典型轨道上的车辆振动特性

普通短轨枕轨道结构是铺设地铁线路时常用的轨道结构，为研究普通短轨枕上钢轨波磨对车辆振动特性的影响，对车辆通过普通短轨枕轨道时车辆各部件的垂向振动加速度数据进行分析。

由图13可见，振动从轴箱向车体地板传递的过程中，垂向振动加速度有效值呈先增大后减小的趋势。振动能量由弹簧座经一系悬挂弹簧系统传递到构架，数值衰减了58.96%。由一系弹簧上方构架左经过二系悬挂弹簧系统传递到车体地板，振动能量衰减了92.54%。由此可见轮轨系统振动在向车辆各部件传递的过程中，二系悬挂系统起到了较大的衰减振动能量的作用。

图13 普通短轨枕轨道上车辆部件振动加速度有效值

由图14可知，当车辆通过400 mm波长的波磨区域时，轴箱在40～80 Hz附近的振动明显，振动能量从轴箱、弹簧下方座经由一系悬挂系统传递至构架，导致构架在该频率附近振动显著，随后振动能量进一步通过二系悬挂系统传递至车体地板，导致车体地板在40～80 Hz频段振动略大。而车体地板在110～200 Hz的垂向振动水平最明显，该频段与轮轨不平顺激励的频率不相关。

3.3 钢轨打磨对车辆振动特性的影响

为消除地铁线路上存在的钢轨波磨、提升地铁车辆的运行稳定性和乘坐舒适性，对地铁某区间1.761～2.261 km范围内的线路进行钢轨打磨作业。打磨前后的钢轨不平顺测试结果如图15所示，可知，该区间线路在打磨前存在波长为125～200 mm的钢轨波磨。打磨后，钢轨波磨仍然比较明显，波磨没有被完全打磨掉，但打磨段残余钢轨波磨的幅值有所减小。车辆在该波磨区域内的运行速度范围为100～110 km/h，根据式（1）可以求得对应的波磨通过频率范围为138～244 Hz。

截取钢轨打磨前后车辆通过波磨区域时各部件的振动加速度数据，通过频谱分析得图16。

图15 打磨前后钢轨不平顺1/3倍频谱

图16 打磨前后车辆部件垂向振动频域图

由图16可知，钢轨打磨前，轴箱、构架和车体地板的振动峰值均在130～240 Hz频率范围，且该频率范围与波长为125～200 mm的钢轨波磨通过频率一致，表明钢轨波磨是影响车辆各部件振动剧烈的主要因素。钢轨打磨后，由于钢轨波磨依旧存在，车辆各部件的垂向振动峰值频率范围仍与钢轨波磨的通过频率一致，但波磨幅值明显减小，因此轴箱和构架在垂向振动峰值频率内的振动水平明显小于钢轨打磨前。打磨前后轴箱和构架均在35 Hz频率范围内出现峰值，图5和图7中也存在同一现象，通过对比可发现，该频率与波磨的通过频率不相关，表示该频率是由结构共振所导致；车体地板的振动峰值频率范围在打磨前后无明显差异，表明当钢轨打磨没有完全消除波磨时，打磨对缓解车体地板振动水平的效果不明显。

4 结论

本文对不同特征波长的钢轨波磨和钢轨打磨前后条件下车辆各部件的振动特性进行现场试验，根据车辆部件的振动加速度测试结果，对钢轨波磨和钢轨打磨前后对车辆各部件振动的影响进行分析研究，得到以下结论：

（1）车辆轴箱、弹簧座和构架的振动峰值频率与钢轨波磨的通过频率一致，而车体地板的振动峰值频率与钢轨波磨的通过频率不相关；钢轨波磨是轴箱、弹簧座和构架振动剧烈的主要因素，对车体地板的振动影响不明显。

（2）在从弹簧座向车体地板的传递过程中，轮轨垂向振动加速度由下往上逐级递减；普通短轨枕轨道上振动能量由弹簧座左经一系悬挂系统传递到构架，振动有效值衰减了58.96%，由构架左经二系悬挂系统传递到车体地板，振动有效值衰减了92.54%，可见轮轨系统振动在车辆各部件传递的过程中，二系悬挂系统起到了较大的衰减振动能量的作用。

（3）由于钢轨打磨没有完全消除波磨，因此打磨前后车辆轴箱和构架的垂向振动峰值频率与对应的波磨通过频率一致；钢轨打磨后两者的垂向振动水平明显小于钢轨打磨前；在钢轨波磨没有消除的情况下，钢轨打磨对车体振动特性的影响不明显。

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Effect of Rail Corrugation in Metro Line on Vibration Characteristics of Vehicle

DONG Yong，KANG Yanbing，ZHANG Huapeng，WU Lei

(School of Mechanical Engineering, Southwest Jiaotong University, Chengdu 610031, China)

During the operation of a metro line, the vehicle vibration level increased when the vehicle passed through the corrugated section, which caused frequent fatigue fractures of vehicle components, such as axle box cover bolts and primary suspension spring. In order to study the influence of rail corrugation on vehicle vibration characteristics, we firstly installed vibration acceleration sensors on the main components of the vehicle, and then conducted vehicle vibration tests on the rail corrugated line. Based on the vibration acceleration data obtained, we analyzed rail corrugation and track structure and the vibration characteristics of the vehicle axle box, spring seat, frame, and car body floor before and after rail grinding. The results show that rail corrugation has a significant impact on the vibration of vehicle axle box, spring seat and frame, but the vibration on car body floor is not obvious. During the transmission of the vibration of the wheel-rail system, the secondary suspension system plays a great role in weakening the vibration energy. When the grinded rail corrugation still exists and the wave depth is significantly reduced, the vibration level of the vehicle axle box and frame is significantly reduced accordingly, but there is no significant change in the vibration level of car body floor.

rail corrugation；rail grinding；vibration characteristics；metro line

U270.1+1

A

10.3969/j.issn.1006-0316.2021.10.004

1006-0316 (2021) 10-0022-08

2021-02-18

国家自然科学基金（51775454，51605395）；四川省科技计划（2020YJ0034，2020JDTD0012）

董勇（1994－），男，河北石家庄人，硕士研究生，主要研究方向为轮轨关系，E-mail：dongyong.email@foxmail.com。*通讯作者：吴磊（1981－），男，贵州毕节人，博士，讲师，主要研究方向为轮轨关系，E-mail：wuleitpl@163.com。