GMC-96B钢轨打磨列车B车司机室垂向振动改进优化试验研究

陈政南，曲金娟，苗晓雨，张 甫

（1 中国铁道科学研究院集团有限公司 机车车辆研究所，北京 100081；2 北京纵横机电科技有限公司，北京 100094）

GMC-96B型钢轨打磨列车主要用于磨削铁路正线的钢轨，恢复轨头工作区域的设计外形，消除钢轨的波磨、侧磨、剥离等缺陷。

钢轨打磨列车由7节车组成，其中第1车和第7车为带司机室的打磨作业车，定义为B车，如图1所示。

图1 GMC-96B型钢轨打磨列车

GMC-96B型钢轨打磨列车应用一段时间后，B车在速度55～72 km/h的范围内运行时司机室存在持续的、剧烈的垂向振动现象，而低于55 km/h和大于72 km/h的速度区段异常的垂向振动减弱、消失。

车辆振动是一个系统性问题，它涉及到车辆参数、载荷分布、车体结构、减振方式、轮对状态等方面。司机室作为车辆结构的一部分，它的异常振动需要在车辆整个系统范围内来综合加以解决。

为了解B车原型车司机室振动特点，分析产生的原因并为后续提供改进方案，项目组在京广线郑州南—许昌对GMC-96B型钢轨打磨列车进行了自运行试验，最高试验速度80 km/h，振动测试结果见表1。司机室和车体幅度最大的振动发生在60 km/h速度级，司机室座椅附近垂向振动加速度最大值达到11.39 m/s2，平稳性指标最大值达到6.41，平均值为5.09，超过GB/T 17426—1998《铁道特种车辆和轨行机械动力学性能评定及试验方法》要求。

表1 B车司机室座椅附近垂向加速度数据[1]

1 试验结果分析

在进行B车原型车振动试验时，发现B车的确存在严重的垂向振动问题，垂向平稳性指标远超出标准GB/T 17426—1998的规定。我们首先分析了司机室和车体结构的振动主频及关系；其次，针对轴箱、构架、车体和司机室垂向加速度值及车体和司机室平稳性指标，分析了振动从轴箱—构架—车体—司机室的传递关系；最后，通过测量B车转向架相对摩擦系数及转向架拆解检查，分析其摩擦副的减振效果。

1.1 司机室与车体振动特点

由于在振动试验中，B车原型车司机室座椅附近位置垂向振动最恶劣，特别是沿着车体纵向方向，越靠近车体端部，垂向振动越显著。司机室座椅附近和司机室后部垂向振动频谱图、B车车体振动测点频谱如图2、图3所示，从图2、图3可以看出，在14 Hz频域范围内看，振动能量主要集中在4.76～6.84 Hz，主要为点头振动。端部车体的振动和司机室座椅附近的垂向振动相近，频率集中在5～7 Hz。而车体模态分析计算显示，车体的一阶弯曲主频在5 Hz左右。由于车体结构抗弯能力较弱、一阶弯曲频率较低，运行速度提升至55～60 km/h时，轮对滚动频率即已与车体一阶弯曲频率接近。

图2 垂向振动频谱图

图3 B车车体振动测点频谱

将司机室端车体看成是悬臂梁，B车司机室5 t左右质量通过8个支撑点作用在较单薄、刚度不足的槽钢上，导致车体端部挠度较大，加剧了点头振动。一般认为增加司机室端侧梁刚度，同时将单纯由侧梁承载方式改为车体端部整体承载的方式，可以降低端部车体的挠度，司机室的振动将会有所改善。

1.2 振动传递关系

通过在转向架构架、轴箱、车体和司机室设置垂向振动加速度测点能够为分析B车从轴箱—构架—车体—司机室等位置的振动传递情况提供全面的数据支撑，并且便于分析各个位置之间振动差异，分析查找问题原因［2］。

轴箱—构架传递、构架—车体传递、车体—司机室传递如图4～图6所示，从图4～图6各级传递关系来看，轴箱至构架和车体（心盘附近）至司机室（座椅附近）4.7～7 Hz左右频率成份的振动能量明显增大。

图4 轴箱—构架传递[1]

图6 车体(心盘附近)—司机室(座椅附近)传递[1]

从图4看出，轴箱—构架间传递变化较大，低频成分放大倍数较多。从图5看出，构架—车体（心盘附近）间传递时低频成分基本没有变化。从图6看出，车体（心盘附近）—司机室（座椅附近）的低频振动也被放大。振动传递关系表明，在轴箱—构架间、车体（心盘附近）—司机室（座椅附近）间进行优化减振效果可能会更明显一些。其中轴箱—构架间传递经过了摩擦减振器，车体（心盘附近）—司机室（座椅附近）传递涉及车体结构和车体端部承受司机室载荷的方式。振动传递关系为优化改进指明了方向。

图5 构架—车体(心盘附近)传递[1]

1.3 相对摩擦系数测定

转向架的相对摩擦系数是摩擦力与垂向力的比值，该值偏大会造成硬性冲击，太小则不能消耗振动的能量，一般设计值在0.06～0.08之间。

B车相对摩擦系数测试数据见表2，可以看出摩擦减振器的相对摩擦系数数值普遍偏大，离散度也较大，摩擦减振器的减振效果可能存在问题。

表2 B车相对摩擦系数测试数据表

B车转向架进行解体检查过程中发现，B车2个转向架原有的大部分轴箱体磨耗板与斜楔配合不良，存在生锈、接触不完全、划痕、尺寸误差较大以及磨耗板与承载轴箱有形成正八字等现象，如图7所示，这也是相对摩擦系数值偏大且离散的原因。

图7 转向架摩擦副配合不良

2 改进方案

根据测试数据分析结果，从降低司机室垂向振动加速度和平稳性指标优化司机室振动的角度出发，有2种技术改进途径：一种是改善转向架摩擦副作用效果，尽可能衰减低频成分；另一种是增强车体的抗弯刚度，同时改变司机室作用在车体上的承载方式，尽可能减少车体端部产生的挠度，以降低垂向点头振动的能量。

2.1 更改摩擦副方案

因拆解发现摩擦减振器配合不良，为改善转向架摩擦副配合，尽可能增加摩擦副接触面积，同时把相对摩擦系数调整到0.06～0.08的水平，将原轴箱体上焊装的27SiMn材质的磨耗板更换成材质为二硫化钼、树脂、增强纤维的高分子材料磨耗板，如图8、图9所示。

图8 B车更改摩擦副方案

图9 轴箱体磨耗板的更换

轴箱磨耗板更换成高分子材料以后，对B车进行了相对摩擦系数的测定。改进后相对摩擦系数已降至0.06～0.08，处于减振较好的区间，而且各摩擦副间离散程度也大为减小，见表3。改进方案同时消除了焊接造成的接触面变形，改善了与斜楔的配合。

表3 B车更换高分子材料磨耗板后相对摩擦系数

2.2 车体局部加强及司机室和车体间承载方式改变方案

图10 B车车体结构局部加强改进

GMC-96B型钢轨打磨列车车体刚度按EN 12336设计，挠跨比小于3‰，为了尽可能减少司机室端车体的挠度，以降低司机室垂向点头振动的能量，在B车车体两侧加装槽钢，每侧共3根，每根3 250 mm×400 mm×12 mm；车体侧梁和中梁间增加横向加强筋来提高整车的刚度，共计7处；在司机室和车体间增加橡胶垫，司机室质量由车体端部整体承载，改变仅仅靠8个支撑点作用在槽钢上的情况，改善侧梁的受力。

3 改进效果

B车原型车在更换轴箱磨耗板方案后进行了第1次正线运行验证试验，司机室垂向振动有了较大改善。在此基础上继续对车体局部加强，司机室和车体间集中整体承载，方案完成后进行了第2次正线运行验证试验，司机室垂向振动得到进一步的改善。

3.1 更改摩擦副方案

B车司机室座椅附近垂向振动平稳性指标对比、加速度对比如图11、图12所示，从图11、图12可以看出，B车司机室座椅附近垂向振动加速度最大值由改进前的11.38 m/s2降为7.85 m/s2，原来在80 km运行里程中加速度超过限度值的点有20多个，改进后加速度超过限度值的点减为2个，分别是7.85 m/s2和7.36 m/s2。改进前，B车司机室座

图11 司机室座椅附近垂向振动平稳性指标对比[1]

图12 司机室座椅附近垂向振动加速度对比[1]

改进前后座椅附近垂向振动频率分布对比如图13所示，从图13可以看出，改进前的最大共振点发生在60 km/h，而改进后的最大共振点发生在55 km/h。在40 Hz振动频率范围内，振动的幅值下降，在4～7 Hz的范围内振动能量大为减小。表椅附近垂向振动平稳性指标最大值为6.13，最大平均值为5.09。改进后B车座椅附近垂向振动平稳性指标最大值降为4.59，最大平均值降为4.05。明磨耗板更换后摩擦减振器减振效果有了较大的改善，能够很好衰减低频振动。

图13 改进前后座椅附近垂向振动频率分布对比

经过此次改进，B车从构架、车体到司机室，垂向振动均大为衰减，各级振动加速度均减小，车体、司机室垂向平稳性指标都有明显的降低。

3.2 车体局部加强及司机室和车体间承载方式改变方案

司机室座椅附近垂向振动如图14所示，从图14可以看出，B车司机室座椅附近垂向振动加速度最大值为3.30 m/s2，垂向振动加速度值进一步降低，垂向振动平稳性指标最大值为4.25，最大平均值为3.86，相对于更换轴箱磨耗板进一步下降，达到标准要求的合格水平。

图14 司机室座椅附近垂向振动[1]

4 结论

B车司机室振动异常的原因主要有转向架摩擦减振器减振不良；车体结构抗弯刚度偏低，造成端部车体挠度偏大以及车体弯曲频率过低。

更换轴箱磨耗板材质方案对改善司机室垂向振动效果最明显，车体结构局部加强及司机室和车体间增加橡胶垫方案有一定效果。

GMC-96B型钢轨打磨列车B原型车经过更换轴箱磨耗板材质、车体局部加强及司机室和车体间增加橡胶垫方案优化改进，B车司机室垂向振动加速度最大值为3.30 m/s2，平稳性指标最大平均值为3.86，满足GB/T 17426—1998《铁道特种车辆和轨行机械动力学性能评定及试验方法》的要求。