康 熙, 陳光雄, 何俊華, 宋啟峰, 祿 盛

(1. 重慶郵電大學(xué) 先進(jìn)制造工程學(xué)院,重慶 400065;2. 西南交通大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院 摩擦學(xué)研究所,成都 610031)

鋼軌扣件是鐵路軌道系統(tǒng)重要的組成部分之一,它將鋼軌固定在軌枕或軌道板上。當(dāng)扣件正常工作時,軌距被限定在合理的范圍內(nèi),并且輪軌作用力可以正常傳遞到軌下結(jié)構(gòu)中?？奂棗l斷裂是一種常見的扣件失效形式,嚴(yán)重影響了列車的運(yùn)行安全性和穩(wěn)定性[1],該現(xiàn)象頻繁出現(xiàn)于高鐵[2]和地鐵[3]線路中。高速列車運(yùn)營速度較高,輪軌作用相對劇烈。在高鐵線路上某些區(qū)段一旦出現(xiàn)大量扣件彈條斷裂失效,將嚴(yán)重威脅到列車的行車安全。

對于扣件彈條斷裂失效問題,學(xué)者們開展了大量的研究。Ling等[4]通過測試地鐵車輛通過軌道時的動態(tài)響應(yīng),發(fā)現(xiàn)鋼軌波磨激勵的高頻輪軌振動會加速扣件彈條的疲勞失效。余自若等[5]對X2型彈條扣件系統(tǒng)進(jìn)行有限元建模,分析了扣壓力、鋼軌橫向作用力、荷載頻率對彈條疲勞失效的影響,發(fā)現(xiàn)過擰、鋼軌橫移會導(dǎo)致彈條疲勞壽命降低。Xiao等[6]通過仿真和試驗(yàn)研究了地鐵e型彈條扣件失效機(jī)理,發(fā)現(xiàn)不恰當(dāng)?shù)陌惭b方式是導(dǎo)致該型扣件失效的主要原因。此外,鋼軌波磨激勵的共振也可導(dǎo)致彈條斷裂。Hasap等[7]通過有限元仿真和疲勞試驗(yàn)研究了扣件趾端載荷對e型彈條失效的影響,發(fā)現(xiàn)較低的趾端載荷可以減少沖擊對彈條疲勞壽命的影響。高曉剛等[8]測試了輪軌耦合條件下SKL彈條的組裝模態(tài)頻率,通過錘擊模態(tài)測試和有限元模態(tài)分析研究了預(yù)緊螺栓扭矩對彈條模態(tài)頻率的影響,并對彈條結(jié)構(gòu)進(jìn)行優(yōu)化以提高其疲勞壽命。崔樹坤等[9]對W1型扣件彈條進(jìn)行模態(tài)試驗(yàn),研究了0～1 000 Hz頻率內(nèi)彈條的前2階模態(tài),分析了彈條安裝狀態(tài)對固有頻率的影響。向俊等[10]基于有限元仿真,分析了WJ-7型扣件彈條的斷裂機(jī)理,分別研究了前3階車輪多邊形磨耗、曲線半徑、車速對彈條應(yīng)力和疲勞壽命的影響,發(fā)現(xiàn)車輪多邊形化、曲線半徑減小、車速提高均會加速彈條疲勞失效。潘兵等[11]通過有限元瞬時動態(tài)仿真研究了輪軌滾滑接觸對SKL15彈條失效的影響,發(fā)現(xiàn)輪軌間蠕滑力飽和引起的不穩(wěn)定振動頻率與彈條模態(tài)頻率接近,可能導(dǎo)致彈條共振,加劇損傷。Wang等[12]分別測試了地鐵列車經(jīng)過鋼軌波磨區(qū)段和無波磨區(qū)段時扣件彈條的振動加速度,通過建立車輛-軌道耦合模型,研究了波磨對扣件彈條振動和危險(xiǎn)節(jié)點(diǎn)處應(yīng)力的影響,發(fā)現(xiàn)鋼軌波磨會引起彈條強(qiáng)迫振動,在一定的列車運(yùn)行速度和波磨波長條件下,會引起彈條共振。基于有限元仿真和試驗(yàn),Liu等[13]研究了e型和Fast型扣件彈條的失效現(xiàn)象,并對其疲勞壽命進(jìn)行評估。研究發(fā)現(xiàn),有限元仿真預(yù)測的扣件彈條損傷位置與現(xiàn)場測試結(jié)果基本一致?；诘罔F列車-道床動力學(xué)模型,魏綱等研究了扣件失效對車軌系統(tǒng)動力響應(yīng)的影響,發(fā)現(xiàn)扣件失效數(shù)量對車體加速度影響顯著,對車體和襯砌的振動信號進(jìn)行監(jiān)測可輔助判定扣件失效位置。黃浩志等[14]建立了空心W1型彈條實(shí)體模型,對該彈條組裝時的靜力學(xué)表現(xiàn)和模態(tài)進(jìn)行仿真計(jì)算,發(fā)現(xiàn)空心彈條的固有頻率相比實(shí)心彈條顯著提高。秦俊飛等[15]分別測試了地鐵線路上行車激勵下和無載狀態(tài)下DI型扣件彈條的模態(tài)頻率,發(fā)現(xiàn)行車激勵下彈條模態(tài)頻率相比無載狀態(tài)下小幅減小。姜秀杰等[16]對行車載荷激勵下ω型彈條的時域響應(yīng)進(jìn)行模擬,在實(shí)測路譜上疊加彈條組裝模態(tài)頻率,來模擬鋼軌波磨激勵下的彈條共振響應(yīng)。研究發(fā)現(xiàn),當(dāng)波磨激勵頻率與彈條模態(tài)頻率接近而引起共振時,彈條跟端應(yīng)力增大,容易導(dǎo)致彈條斷裂失效。劉玉濤等[17]建立了車輛-軌道垂向耦合系統(tǒng)動力學(xué)模型,分析了減振型無砟軌道同一道床板板端、板中和板尾扣件彈條的疲勞損傷差異性。仿真研究發(fā)現(xiàn):應(yīng)力循環(huán)幅值的增大導(dǎo)致了板端、板尾彈條的疲勞損傷平均值大幅增加。肖洪秀等[18]通過掃描電子顯微鏡對60Si2Mn材質(zhì)彈條斷口的宏觀、微觀形貌進(jìn)行分析,發(fā)現(xiàn)疲勞源區(qū)的裂紋不平整,擴(kuò)展區(qū)裂紋呈云浮狀,瞬斷區(qū)出現(xiàn)了明顯韌窩現(xiàn)象。

高速列車在上下縱坡區(qū)段通常處于牽引或制動狀態(tài),當(dāng)輪軌接觸面之間存在水油污染時,在牽引或制動工況下可能發(fā)生輪軌滑動[19]。Cui等對京廣線高速鐵路鋼軌波磨現(xiàn)象進(jìn)行調(diào)查發(fā)現(xiàn),在坡度為10.5‰的路段上存在嚴(yán)重的鋼軌波磨和扣件彈條失效現(xiàn)象。進(jìn)一步研究發(fā)現(xiàn),輪軌滑動引起的摩擦自激振動為鋼軌波磨的形成原因之一,但扣件彈條的失效機(jī)理尚不明確。

先前研究表明,特定頻率的輪軌振動會引起彈條共振,加速其斷裂失效。本文建立了車輪-鋼軌-扣件系統(tǒng)有限元模型,采用復(fù)特征值分析求解輪軌滑動引起的不穩(wěn)定振動頻率和模態(tài),發(fā)現(xiàn)輪軌飽和縱向蠕滑力引起的603 Hz不穩(wěn)定振動可引起ω型扣件彈條共振。此外,該不穩(wěn)定振動還可引起波長為130～190 mm的鋼軌波磨。當(dāng)車輪以300 km/h在波磨鋼軌上滾動運(yùn)行時,波磨激勵的強(qiáng)迫振動可傳遞至扣件系統(tǒng)中,引起彈條共振。

1 有限元模型和理論模型

1.1 車輪-鋼軌-扣件系統(tǒng)有限元模型

Cui等表明在京廣線高速鐵路測試區(qū)段內(nèi)運(yùn)營的列車類型為CRH3,在該區(qū)段內(nèi)的平均運(yùn)行車速為300 km/h。車輪踏面類型為S1002CN,車輪直徑為0.92 m。該區(qū)段內(nèi)軌枕間距為0.65 m,鋼軌型面為CHN60。理想狀態(tài)下,在直線線路或大半徑曲線線路上,同一輪對左右車輪與鋼軌間作用力非常相似。為了減少有限元模型中的網(wǎng)格數(shù)量,提高計(jì)算速度,在有限元軟件ABAQUS中建立單輪-鋼軌-扣件系統(tǒng)模型,如圖1所示。模型網(wǎng)格單元類型均為C3D8I,車輪與鋼軌接觸區(qū)域的網(wǎng)格被細(xì)化,以提高仿真精度。輪軌接觸區(qū)內(nèi)車輪網(wǎng)格尺寸約為13 mm×13 mm×10 mm,鋼軌網(wǎng)格尺寸約為5 mm×5 mm×7 mm。在車輪中心處建立參考點(diǎn),將該點(diǎn)與車輪-車軸接觸區(qū)域的表面耦合,并將一系懸掛力施加到該點(diǎn)上。鋼軌長度為36.252 m,以避免端部固定對計(jì)算結(jié)果的影響。模型中共有8個WJ-7型扣件系統(tǒng),其他區(qū)域的軌下結(jié)構(gòu)支撐剛度和阻尼采用7×7矩陣型“接地”彈簧和阻尼單元模擬?？奂棗l跟端與鐵墊板的支座接觸,鐵墊板的下表面被固定。在平墊片上表面的耦合點(diǎn)處施加扣件預(yù)緊力,將墊片下壓在彈條頂端。受到扣件預(yù)緊力的作用,彈條趾端將絕緣塊壓緊在鋼軌上,鋼軌底部被軌下墊板支撐。為了提高仿真計(jì)算可行性和運(yùn)算速度,在扣件系統(tǒng)有限元模型中簡化了螺栓、螺母和鐵墊板的結(jié)構(gòu),將單個軌下墊板簡化為3×3矩陣型“點(diǎn)對點(diǎn)”彈簧和阻尼單元。車輪與鋼軌、鋼軌與絕緣塊、彈條頂端與平墊片、彈條跟端與鐵墊板、彈條趾端與絕緣塊之間的切向接觸關(guān)系為“罰”摩擦公式,法向接觸關(guān)系為“硬”接觸。接觸類型為“面-面”接觸,滑移類型為“有限滑移”。該模型的主要參數(shù)和材料屬性[20-21]分別如表1和表2所示。

表1 車輪-鋼軌-扣件系統(tǒng)有限元模型主要參數(shù)

表2 車輪-鋼軌-扣件系統(tǒng)有限元模型材料屬性

圖1 車輪-鋼軌-扣件系統(tǒng)有限元模型Fig.1 Finite element model of a wheel-rail-fasteners system

1.2 扣件預(yù)緊力選取

在扣件彈條振動特性的仿真研究中,扣件系統(tǒng)參數(shù)的合理選取十分關(guān)鍵。為了選取合適的扣件預(yù)緊力,利用車輪-鋼軌-扣件系統(tǒng)有限元模型對扣件系統(tǒng)的受力狀態(tài)進(jìn)行模擬。從扣件系統(tǒng)靜力學(xué)分析結(jié)果中提取了不同扣件預(yù)緊力狀態(tài)下扣件扣壓力和中肢位移,并與安裝規(guī)范進(jìn)行對比,如表3所示。當(dāng)扣件預(yù)緊力為26 kN時,扣壓力滿足規(guī)范要求,中肢位移與標(biāo)準(zhǔn)范圍相差約8.1%。因此,當(dāng)選取扣件預(yù)緊力為26 kN及以上時,扣件系統(tǒng)模型可以滿足仿真分析需要,仿真中的扣件預(yù)緊力取為26 kN。

表3 扣件系統(tǒng)模型驗(yàn)證Tab.3 Verification of the fastener system model

1.3 摩擦自激振動的復(fù)特征值分析法

在ABAQUS軟件中將車輪和鋼軌模型劃分網(wǎng)格,不考慮輪軌摩擦力作用下系統(tǒng)的運(yùn)動平衡方程[22]為

(1)

式中:M,C,K分別為系統(tǒng)的質(zhì)量、阻尼、剛度矩陣;x為節(jié)點(diǎn)在平衡位置處的位移向量。

在雨雪天氣以及輪軌間存在污染物的情況下,高速列車在上下陡坡區(qū)段牽引或制動時,輪軌間的牽引力或制動力可能達(dá)到最大黏著力,從而引起輪軌滑動[23]。此時,輪軌間的縱向蠕滑力趨于飽和,其大小約為輪軌間法向接觸力乘以摩擦因數(shù),即

Ff=μKN

(2)

式中:Ff為輪軌間摩擦力;N為輪軌間法向接觸力;μK為動摩擦因數(shù)。在仿真中考慮了輪軌摩擦力-相對滑動速度負(fù)斜率曲線[24]的影響,假定動摩擦因數(shù)的計(jì)算公式為

μK=0.2+(0.3-0.2)e-0.011VS

(3)

式中,VS為輪軌間相對滑動速度。

摩擦力作用下輪軌系統(tǒng)簡化后的運(yùn)動方程由式(1)變?yōu)?/p>

(4)

式中,MD,CD,KD分別為存在擾動力時系統(tǒng)的質(zhì)量、阻尼、剛度非對稱矩陣。式(4)對應(yīng)的特征方程為

(MDλ2+CDλ+KD)φ=0

(5)

式中:λ為特征值;φ為特征向量。根據(jù)子空間投影法和QZ法求解該方程,其通解為

(6)

式中:t為時間;αi為特征值實(shí)部;ωi為特征值虛部; j為虛部單位。由式(6)可知,當(dāng)特征值實(shí)部大于0時,節(jié)點(diǎn)位移隨時間逐漸增大,輪軌系統(tǒng)趨于不穩(wěn)定。

通常采用等效阻尼比ξ來評價(jià)系統(tǒng)穩(wěn)定性,其定義為

ξ=-2αi/(|ωi|)

(7)

當(dāng)特征值實(shí)部大于0時,等效阻尼比為負(fù)數(shù),系統(tǒng)可能產(chǎn)生不穩(wěn)定振動。并且,特征值實(shí)部越大,等效阻尼比越小,對應(yīng)不穩(wěn)定振動的發(fā)生趨勢越強(qiáng)。

2 計(jì)算結(jié)果

2.1 輪軌滑動對扣件彈條共振的影響

在頻率范圍0～1 200 Hz內(nèi),通過復(fù)特征值分析可獲得輪軌間飽和縱向蠕滑力作用下系統(tǒng)摩擦自激振動在頻域內(nèi)的分布,如圖2(a)所示。由圖2(a)可知,輪軌系統(tǒng)僅存在603 Hz的不穩(wěn)定振動。潘兵等通過瞬時動態(tài)分析獲得了輪軌滾滑接觸工況下鋼軌表面測點(diǎn)處的垂向振動加速度,發(fā)現(xiàn)輪軌系統(tǒng)存在約609 Hz的不穩(wěn)定振動,這與本文采用復(fù)特征值分析預(yù)測的結(jié)果基本一致,在一定程度上驗(yàn)證了仿真結(jié)果的有效性。

圖2 不穩(wěn)定振動的分布和模態(tài)Fig.2 Distribution and mode shape of unstable vibrations

603 Hz的不穩(wěn)定振動模態(tài),如圖2(b)所示。從振動模態(tài)可以看出,車輪和扣件彈條上均發(fā)生了明顯變形,這表明輪軌系統(tǒng)不穩(wěn)定振動可傳遞到扣件系統(tǒng)中。劉旭鐵的研究模態(tài)分析表明,標(biāo)準(zhǔn)安裝狀態(tài)下該型扣件彈條在0～1 200 Hz內(nèi)共有3階模態(tài),頻率分別為570.68 Hz,640.73 Hz和652.78 Hz。其中,彈條第3階模態(tài)振型為彈條2個側(cè)肢以彈條跟端和趾端為支點(diǎn),沿軌道方向?qū)ΨQ外翻振動,這與圖2(b)中603 Hz不穩(wěn)定振動發(fā)生時彈條的變形情況相似。并且,該不穩(wěn)定振動頻率與彈條第3階模態(tài)頻率相對誤差約為7.6%,這可能是由于車輪重力和一系垂向懸掛力引起扣件垂向變形,進(jìn)而引起彈條約束狀態(tài)及扣壓力不同于標(biāo)準(zhǔn)安裝狀態(tài),從而導(dǎo)致彈條組裝模態(tài)頻率減小。因此,輪軌滑動引起的603 Hz不穩(wěn)定振動激勵了扣件彈條第3階模態(tài),引起共振,加劇彈條損傷。

2.2 輪軌滑動引起的鋼軌波磨對扣件彈條共振的影響

Cui等指出京廣線高速鐵路某縱坡區(qū)段鋼軌波磨的典型波長范圍為130～190 mm,并且,在該區(qū)段內(nèi)部分扣件系統(tǒng)的彈條較新,如圖3所示。這表明部分彈條發(fā)生了斷裂失效,從而被重新更換。進(jìn)一步研究表明,輪軌滑動引起的約607 Hz的不穩(wěn)定振動是該區(qū)段鋼軌波磨形成的原因之一,該振動頻率與本文仿真結(jié)果中603 Hz的不穩(wěn)定振動頻率非常接近。

圖3 鋼軌波磨和較新的扣件彈條Fig.3 Rail corrugation and newer fastener clips

為了進(jìn)一步研究輪軌滑動引起的鋼軌波磨對扣件彈條振動特性的影響,建立車輪-鋼軌-扣件系統(tǒng)瞬時動態(tài)模型。在車輪上施加轉(zhuǎn)動速度和平移速度,模擬輪軌滾動接觸工況,如圖4所示。為了降低計(jì)算量以節(jié)省計(jì)算時間,動態(tài)模型中車輪為剛性體,單元類型為R3D4,鋼軌、扣件彈條等其他模型與圖1所示的有限元模型參數(shù)相同。通過重新編譯鋼軌表面節(jié)點(diǎn)坐標(biāo)[25],模擬了鋼軌波磨真實(shí)廓形。波磨波長初始值為線路實(shí)測典型波磨波長的平均值160 mm,波深H分別取為0.05 mm,0.07 mm,0.09 mm(為了顯示清晰,圖4中波磨的波深為3 mm),波磨廓線方程為

圖4 車輪-鋼軌-扣件系統(tǒng)瞬時動態(tài)模型Fig.4 Transient dynamic model of a wheel-rail-fasteners system

y-y0=0.5H{cos[π(z-z0)/80]-1}

(8)

式中:z0,y0為波磨區(qū)段鋼軌表面初始節(jié)點(diǎn)在ZY平面內(nèi)的坐標(biāo);z,y為其他節(jié)點(diǎn)的坐標(biāo)。車輪以300 km/h的速度在鋼軌上滾動運(yùn)行4.55 m,波磨區(qū)段總長為0.8 m。車輪在運(yùn)行至波磨區(qū)段之前,先經(jīng)過約1.2 m的動態(tài)松弛區(qū),以降低輪軌接觸狀態(tài)由靜到動產(chǎn)生激擾的影響。

計(jì)算了鋼軌無波磨和存在波磨工況下,仿真關(guān)注區(qū)域內(nèi)輪軌間法向接觸力隨時間的變化情況和功率譜密度(power spectral density, PSD)分析結(jié)果,如圖5所示。由圖5可知,相比無波磨工況,當(dāng)車輪通過波磨區(qū)段時,輪軌間法向接觸力波動加劇。由輪軌間法向接觸力的PSD分析結(jié)果可知,鋼軌波磨激勵輪軌系統(tǒng)產(chǎn)生約521 Hz的振動主頻,并且振動強(qiáng)度隨著波深增加而增大。

圖5 鋼軌波磨對輪軌間法向接觸力的影響Fig.5 Effect of rail corrugation on wheel-rail normal contact forces

為了研究鋼軌波磨激勵的強(qiáng)迫振動在扣件系統(tǒng)中的傳遞情況,進(jìn)一步提取圖4中扣件彈條趾端中心節(jié)點(diǎn)A的垂向振動加速度,并進(jìn)行PSD分析,重點(diǎn)關(guān)注扣件彈條的前3階模態(tài)頻率范圍570～653 Hz的振動情況,如圖6所示。由圖6可知,隨著波磨波深的逐漸增加,彈條節(jié)點(diǎn)A在580～640 Hz內(nèi)的振動幅值不斷增大。這個振動峰值與彈條前3階模態(tài)頻率范圍部分重合,可引起彈條共振。因此,當(dāng)列車通過波磨區(qū)段時,即使不發(fā)生輪軌滑動,鋼軌波磨激勵的輪軌強(qiáng)迫振動也可引起扣件彈條共振。此外,由于仿真中輪軌接觸狀態(tài)由靜態(tài)變?yōu)閯討B(tài)時會產(chǎn)生初始激擾,雖然設(shè)置了動態(tài)松弛區(qū),但仍無法完全消除初始激擾引起的振動,導(dǎo)致輪軌法向接觸力(見圖5(e))和扣件彈條節(jié)點(diǎn)A(見圖6(e))出現(xiàn)多處顯著的能量聚集,尤其在700 Hz以上的高頻區(qū)。因此,當(dāng)前模型難以準(zhǔn)確分析鋼軌波磨是否會激勵彈條更高階模態(tài)。在后續(xù)的研究中,將對該模型進(jìn)行改善,降低輪軌接觸狀態(tài)變化引起的初始激擾的影響,進(jìn)一步分析鋼軌波磨對彈條更高階模態(tài)的激勵作用。

圖6 鋼軌波磨波深對彈條節(jié)點(diǎn)A垂向振動加速度的影響Fig.6 Effect of amplitudes ofrail corrugation on vertical vibration acceleration of clip node A

進(jìn)一步研究不同波長鋼軌波磨對扣件彈條模態(tài)的激勵作用,分別計(jì)算了波磨波長λ為130 mm和190 mm、波深均為0.09 mm工況下扣件彈條趾端中心節(jié)點(diǎn)A的垂向振動加速度PSD分析結(jié)果,如圖7所示。由圖7可知,當(dāng)波磨波長為160 mm和190 mm時,彈條節(jié)點(diǎn)在580～640 Hz內(nèi)均存在峰值,可能引起彈條共振。此外,當(dāng)波磨波長為130 mm時,彈條節(jié)點(diǎn)A在550 Hz頻率處存在峰值。雖然該振動頻率略低于彈條的前3階模態(tài)頻率范圍下限570 Hz,但由于行車激勵可導(dǎo)致彈條部分組裝模態(tài)頻率減小,因此波長為130 mm的鋼軌波磨激勵的強(qiáng)迫振動也可能引起彈條共振。

圖7 鋼軌波磨波長對彈條節(jié)點(diǎn)A垂向振動加速度的影響Fig.7 Effect of wavelengthsof rail corrugation on vertical vibration acceleration of clip node A

以上分析表明,輪軌飽和縱向蠕滑力引起的603 Hz不穩(wěn)定振動可通過引發(fā)特定波長的鋼軌波磨,激勵與扣件彈條前3階組裝模態(tài)頻率接近的輪軌振動,傳遞到扣件系統(tǒng)中,引起彈條共振,加速其失效。

3 影響因素分析

3.1 軌下墊板剛度的影響

在軌下墊板的靜剛度設(shè)計(jì)值主要是根據(jù)軌道部件允許應(yīng)力和變形確定的,本文仿真模型中采用的扣件系統(tǒng)軌下墊板靜剛度設(shè)計(jì)值范圍為20～30 MN/m[26]。但由于扣件類型、環(huán)境溫度和材料老化等因素的影響,軌下墊板的剛度值在服役期間會發(fā)生變化[27]。為了分析不同軌下墊板剛度對扣件彈條共振的影響,計(jì)算了輪軌滑動引起的603 Hz不穩(wěn)定振動對應(yīng)的等效阻尼比隨軌下墊板剛度的變化情況,軌下墊板剛度范圍為15～35 MN/m,如圖8所示。根據(jù)等效阻尼比可以評估輪軌系統(tǒng)摩擦自激振動的發(fā)生趨勢,603 Hz不穩(wěn)定振動對應(yīng)的等效阻尼比越小,扣件彈條發(fā)生共振的可能性越高。由圖8可知,等效阻尼比隨著軌下墊板剛度的增大先減小后增大,但整體變化較小。

圖8 軌下墊板剛度的影響Fig.8 Effect of stiffness of rail pads

3.2 扣件預(yù)緊力的影響

對不同預(yù)緊力工況下車輪-鋼軌-扣件系統(tǒng)的穩(wěn)定性進(jìn)行分析,重點(diǎn)關(guān)注603 Hz不穩(wěn)定振動的發(fā)生趨勢。仿真中扣件預(yù)緊力范圍為25～29 kN,該不穩(wěn)定振動對應(yīng)的等效阻尼比如圖9所示。由圖9可知,扣件預(yù)緊力的變化對等效阻尼比的影響相對較小。

圖9 扣件預(yù)緊力的影響Fig.9 Effect of fastener preload

4 結(jié) 論

(1) 當(dāng)輪軌接觸面之間存在污染物,高速列車在上下縱坡區(qū)段牽引或制動時,飽和縱向輪軌蠕滑力引起的約603 Hz不穩(wěn)定振動與扣件彈條第3階模態(tài)頻率接近,可引起共振,加速彈條失效。

(2) 輪軌滑動引起的603 Hz不穩(wěn)定振動可導(dǎo)致高鐵線路縱坡區(qū)段鋼軌波磨的形成,當(dāng)列車以300 km/h的車速通過此區(qū)段時,即使輪軌間不發(fā)生滑動,鋼軌波磨激勵的輪軌強(qiáng)迫振動也可引起扣件彈條共振。

(3) 軌下墊板靜剛度、扣件預(yù)緊力對輪軌滑動引起的603 Hz不穩(wěn)定振動的發(fā)生率整體影響較小。

在未來工作中,將采用線路試驗(yàn)對結(jié)論進(jìn)行驗(yàn)證。此外,在下一步工作中,將考慮通過改善扣件彈條結(jié)構(gòu)以改變其固有頻率,從而避免共振的發(fā)生。