曲线通过（精选4篇）
曲线通过 篇1
摘要：概述了车辆通过曲线时车轮产生啸叫声的原因,并提出了解决啸叫声的方法。
关键词：车轮,啸叫声,润滑,瑞士
许多铁路运营商都明确表示打算消除过曲线时车轮产生的啸叫声。作者对该课题花费了20年时间进行研究,本文总结其研究成果,并公布了解决的方案。
专家都知道为何列车通过曲线时会发出啸叫声。产生啸叫声的原因主要是内侧轨轨头的粘滑效应,其次是轮缘和外侧轨道边缘相互接触(图1)。这些形式的摩擦引起所有车轮振动。这种振动形式好比音乐杯产生的振动,不同之处在于车轮的振动频率最高可达8 000 Hz,在极端情况下音量高达110 dB。在制动的时候也会出现相似的现象,除了产生噪声,还会导致摩擦件磨损。这种摩擦会导致诸如钢轨顶面形成短波波纹(图2),以及轮缘和/或钢轨边缘磨损这样的后果。
1 啸叫声
内外侧钢轨振动形成的方式不同,因此产生的啸叫声也不一样。一方面轮缘处产生的具有尖声调的刺耳噪声,是由损害轮对的附加张应力引起的,该噪声重复发生的间隔非常短。另一方面,钢轨表面的粘滑效应产生的噪声与汽笛的呜咽声相似。经测量,每秒钟能产生高达1 000次噪声。这两种类型的啸叫声测得的频率和音量相同。
当出现啸叫声的时候,通常是2种类型的啸叫声同时出现,不过在某些曲线上也可能只出现其中一种啸叫声。大多数情况下,只对内侧轨轨头进行处理,然而与其相对的外侧轨道的啸叫声也随之消失了。如果通过加湿改变轨头摩擦系数,摩擦对轮对的影响会比干燥状态小,从而减少了对外侧轨道的压力。
没有必要在整个曲线长度的轨头上涂上一整层润滑剂。即使是一层消耗殆尽的润滑剂也足以防止激振发生,因为振动需要一定的时间传递。如果振动的累积被反复打断,就不会发出噪声。
2 对策
为了消除过曲线产生的啸叫声,必须减少或阻止车轮与钢轨之间的激振。可通过减小摩擦系数的方法实现。专家经常把使摩擦系数发生改变的产品称为“摩擦改进剂”。简单地说,摩擦改进剂其实就是在两个相互摩擦的表面使用的润滑剂,但是专家并不喜欢使用术语“润滑剂”。本文中,作者无视这种习惯,使用“润滑剂”而不是“摩擦改进剂”。
也可以使用其他一种或多种方法相结合减少啸叫声。诸如在车轮和钢轨上贴上机械消音装置和/或在轨道旁边架设吸声结构。这些解决方案不采用润滑剂,不属于本文讨论的范畴。
2.1 润滑系统
在市面上有许多各式各样的润滑系统,均可用于将润滑剂涂到车轮和钢轨上。然而,直到现在还没有能直接润滑轨头的系统。大多数铁路运营商认为轨头是不可侵犯的。引入润滑系统必须要满足所有与安全相关的条件,此外还包括可靠、容易操作和满足环保标准。从而使得情形更加复杂,如果未来系统需要扩展,还会产生更多费用。安装使用这些系统将是一大笔费用支出。
为了防止过曲线产生啸叫声,必须使用润滑系统对曲线内侧的轨头和曲线外侧的轮缘或钢轨边缘分别进行润滑。直接在车轮运行表面涂润滑剂毫无意义,因为由于离心力作用润滑剂会被甩掉。大多数情况下已经安装了轮缘或钢轨外沿润滑系统。
2.2 引入轨头润滑系统的标准
润滑系统必须保证当轨头上润滑剂即将耗尽时能够及时对轨头进行润滑。必须在给定时段的特定时间,将规定数量的润滑剂喷涂在规定位置(钢轨内侧和/或外侧、顶面和/或边缘)。润滑系统如想获得成功,必须至少满足上述4个条件中的3个。在此基础上还要妥善处理既有条件的限制,如轨道布局、曲线半径和列车通过频次。
2.3 各种润滑系统的比较
目前市场上存在的润滑系统根据功能、安装和维护不同,大致分为2大种类。简单地说,就是固定式和移动式润滑系统。固定式润滑系统安装在轨道上,分别用单独的头对外侧钢轨的边缘和内侧钢轨的轨头涂润滑剂。油膜覆盖住车轮驶过的整个弯道。不利的天气条件可能会损耗润滑油膜,因此,损耗了就必须要重建油膜。在完成重建之前,啸叫声依旧会出现。
移动式润滑系统又可细分为机械施加润滑剂型和喷涂型。现在石墨棒仍在一些国家得到广泛应用,可以非常简单地把石墨棒夹安装在转向架上,这是一种令人信服的低成本技术。然而它的缺点是不能满足上述主要标准,例如,既不能度量需要使用的剂量多少,也不能确定时间间隔。这些限制因素意味着石墨棒总是消耗得很快。
润滑剂喷涂系统(图3)在600 kPa～800 kPa(6 bar～8 bar)气压下工作。该系统的缺点是由于许多现代轨道车辆,尤其是有轨电车不再内置空气压缩系统,所以需要另外配置空气压缩机。移动式润滑剂喷涂系统易于维护而且价格便宜。1支车队只要很少的车辆配备该系统,就能解决所有噪声问题严重的弯道。
2.4 保证安全的电控系统
20年前,在轨头施加润滑剂是不可能的。由于电子技术和GPS应用的发展,现在市面上的产品已经可以精确控制润滑剂的使用。如果安装最合适的控制器,就可以免装车载曲线感应器。电子控制器应该是独立的系统,这是广泛应用移动式轨头润滑系统的前提条件。这种控制器从既有的GPS装置或网络指挥控制系统上接收信号,事先被告知线路每条曲线的开始和结束位置,以及曲线方向。控制器利用这些数据,在充分考虑预先确定的喷涂时间和精确的润滑剂用量后,计算出喷涂润滑剂间隔时间,并对相关的轨头进行润滑。喷涂系统在潮湿的天气下停用。喷涂系统不会过多使用润滑剂,因为做了多种预防工作,包括监测在同一区域内同时有多少配有喷涂系统的车辆在运行,如市中心正在运行的有轨电车的数量。当达到一定数量的时候,就会选定一些润滑系统停止工作。
至今,这种多功能的控制系统只被安装在移动式润滑剂喷涂系统。如果喷涂控制器是独立于网络指挥和控制系统之外的,要对其进行更改也很方便快捷。
也可以使用司机室的短弹簧控制杆,手动开启向轨头喷涂润滑剂(图4)。但这种方式非常依赖司机,因此,司机遵守操作规程显得非常重要。
2.5 润滑系统的工作原理
固定式和移动式润滑系统形成油膜的方式是不同的。油膜的作用是保持摩擦系数恒定。固定式润滑系统是通过在单点用压力喷嘴或贯通轨身的小孔喷涂润滑剂。也有些系统是在轨道的一侧安装润滑盘,从其缝隙中挤出润滑剂。而移动式润滑系统则是沿着轨头均匀地喷涂润滑剂形成油膜。
采用固定式系统,在很短的时间内就会在线路或轨道边缘形成污染(图5)。多余的油脂会附着泥土和沙子。这样会导致轨头失去附着力,可能还会导致危险情况的发生,尤其是对于有轨电车运营。在一些地区,运营商会在钢轨两侧安装油槽。这样可以收集没有命中喷涂区域或者多喷的油。每当下雨的时候,油会溢出并污染土地。
移动式喷油系统需要定期对其功能和喷头位置进行检查,这些简单的检测可以在库房执行。这套系统被设计为不会过多喷涂润滑油。选择固定式还是移动式喷油装置的决定因素是效率和性价比。
3 合适的轨头润滑剂
适合润滑轨头的润滑剂配方必须有以下特性:高比例固态润滑剂,易于形成具有恒定摩擦系数的油膜,有防水效果的良好的干式附着特性,有良好的铺展性和生物降解能力。
高比例固态润滑剂保证了期望的摩擦系数能够维持很长时间。当受到高压,固体润滑剂会填满钢轨和车轮表面的微小缝隙和小孔。这样就增加了摩擦件的接触面积,使油膜更加稳定。不含高比例(例如小于15%)固态润滑剂的润滑油脂不能满足要求,因此,不得不加大使用剂量。结果可能会导致过度润滑和润滑剂飞溅的危险,产生负面作用。另一个重要的特性是润滑剂要具有防水性,不会因为潮湿的天气改变摩擦系数。
瑞士苏黎世的Igralub公司通过与众多润滑系统生产商多年的合作,已开发出大量合适的润滑剂。
4 试验和使用案例
任何试图购买润滑系统的客户在最终做决定之前,都要了解润滑系统确实能减少列车过曲线产生的啸叫声。让客户放心的好办法是事先进行现场噪声检测试验。至少在试验初期,润滑剂必须能提供令人信服的结果。在干燥的天气用刷子或喷雾器手工喷涂润滑剂足以满足试验目的。尽管这种喷涂润滑剂的方式违背了铁路安全相关措施,不过还是允许的。这样试验就不需要耗费大量的时间和人力就能得到有意义的结果。随后用噪声测试仪评估试验结果,并写出试验报告。
采用这种试验方法事先假定试验人员有能力准确确定在曲线上何处进行测试。因此,应该在试验前对曲线发生的啸叫声进行分析。然后把具有良好铺展性的润滑剂喷涂在轨头上,从曲线起始处以前就开始喷涂。只需要喷涂一遍。过多地喷涂润滑剂会产生粘着力降低问题,立即就能在车辆上反应出来。如果在试验中出现这种情况,很难使客户信服这种轨头润滑方式。一旦一辆或多辆车通过测试位置,用手指就足以检查整个曲线长度是否覆盖润滑剂,以及轨头上是否已经开始形成油膜。
上述试验过程后通常会紧跟一个制动试验。作为一个附加指标,水被泼在油膜上。如果客户偏爱移动式喷涂系统,可能要改造现有的轮缘润滑系统,以满足轨头试验。只要稍微改造一下喷嘴方向,使其不再对准轮缘而对准轨头。建议将轨头喷嘴安装在前转向架后面。接下来说明喷涂指令的作用。指令通过安装在司机控制台的短弹簧控制杆发出。在试验阶段,没有必要对左侧和右侧轨道区别对待,实际上,用于试验的简化设备并没有安装具有选择两条钢轨中的一条进行处理这样功能的机械设备。
在短弯道,润滑系统控制杆开启约10 s完成一次润滑剂喷涂。如果长弯道10 s不够,就再次开启控制杆,再次喷涂润滑剂。试验设备足以适应在任何弯道喷涂润滑剂和评估系统初步效果。
使用固定式润滑系统的情况下,为了节约成本,通常在一个弯道只安装一台试验装置。需要的润滑装置数量取决于所选择的系统。对于固定式润滑系统,噪声严重的弯道数量决定了需要的润滑装置数量。对于移动式润滑系统,车队的规模是决定因素。对于有轨电车运营商来说,整个车队最多需在5辆～7辆车上安装。运营商也可以只使用1辆轨道服务车对所有的弯道进行维护。更小规模的有轨电车网络可以选用道路或道路/轨道两用服务车对钢轨进行维护,包括防止过曲线时车轮发出的啸叫声。这也是一种切实可行的解决方案。
采购这两种型式的润滑系统,费用上也有很大差异。购买一套固定式润滑系统的费用,可以购买3套～4套移动式润滑系统。
5 使用经验
由于GPS的引入和电控技术的进一步发展,轨头润滑器的需求大幅增加。
多年来,Igralub公司活跃在消减列车过曲线时轮轨产生啸叫声这一领域,对各种润滑系统具有丰富的经验。噪声降低最大值达到了20 dB,噪声持续时间减少了多达98%。轨头润滑的好处是不但能减少过曲线时的啸叫声,还能防止直线上轨头和车轮接触面形成短波波纹。
改用具有高比例固态润滑剂的配方也能带来性能的提升,包括使既有的固定式润滑系统的性能最佳化。经验表明,采用这样一个改变,就能减少相当多的润滑剂使用量。
亚洲也在付出巨大的努力进行噪声控制。2008年,Igralub公司在香港为KCRC公司进行有轨电车过曲线的噪声控制工作,车轮发出的啸叫声下降了90%以上。瑞士、德国和奥地利的铁路和有轨电车运营商也宣布取得了类似的效果。
延长润滑处理时间之后,测得的轨头摩擦系数在0.25～0.5之间,平均0.37。
如果润滑系统想在减少弯道车轮啸叫声方面取得成功,那就必须事先保证满足本文中提及的安全标准。
曲线通过 篇2
在数字电视视频后处理芯片中,提高清晰度算法至关重要。在视频后处理中,由于信号传输过程中损失了很多高频成分,引起了解码图像的模糊,提高图像清晰度算法的目的是合理补偿高频分量,使模糊的图像变得清晰,边缘部分得到进一步锐化。
增强清晰度算法可分为空域和频域的不同处理算法[1]。空域方法中有代表性的包括:拉普拉斯算法、反锐化掩模等;频域有代表性的有小波变换方法等[2,3]。但是频域算法相对复杂,一般不适合应用到视频后处理芯片中,而空域算法在图像细节增强的同时放大了噪声,尤其是在图像的平坦区域,背景噪声非常明显。
人们提出了很多方法,对减小噪声和对边缘不同程度地增强进行折中考虑[4,5,6,7,8,9]。如文献[2]把图像根据细节程度分为低、中、高三个区域,应用不同的增强因子,对低细节区域、中细节区域、高细节区域做不同程度的增强,但因为增强因子的复杂以及不连续性,很难保证增强后图像的高频分量能够保持增强前的单调性。即两个像素点比较,增强前后的高频分量的大小可能发生倒置。
为了克服上述缺点,本文提出一种新的基于高频增强曲线的对视频图像提升清晰度的处理方法。
1 基本原理
本文算法的提高清晰度的基本原理就是首先对图像进行分析,由空域信号计算出高低频分量,然后根据频率大小和性质不同,通过设置阈值,区分出哪些是需要抑制的噪声,哪些是需要增强的细节和小边缘,以及哪些是需要保持的大边缘。接着对噪声区域进行去噪处理,并应用高频增强曲线对高频分量进行不同程度的增强:低细节区域做很小增强,小边缘区域做较大增强,大边缘区域不做增强。使画面增强了轮廓和细节的同时,大边缘没有增强,因此没有白边的产生,这样增强后的高频分量可以保持原图像的单调性。
2 算法实现
2.1 计算高频分量
本文以反锐化掩模法为例进行说明,以N×N模板为单位计算图像的高、低频分量fH(i,j)和fL(i,j),N可取3或5,即
式中:fL(i,j)表示原图像f(i,j)进行低通滤波后的低频分量;fH(i,j)表示原图与fL(i,j)差值运算后得到的高频分量。
传统的反锐化掩模法将fH(i,j)与一个修正因子相乘,再与原图叠加,提升了高频成分,而低频成分几乎不受影响,这就达到提高图像中高频成分、增强图像轮廓的目的。本文在此基础上应用高频增强曲线对高频分量进一步识别处理。
2.2 对高频分量分类进行识别和处理
对亮度信号的高频分量进行识别,分出噪声、细节、小边缘、大边缘,并进行如下增强处理。
1) 计算核化降噪动态阈值T1。
计算动态阈值,根据该点高频分量判断该点是否属于噪声。用公式表示为
T1=ave×T0/128 (2)
式中:T1为核化降噪的动态阈值,因为黑场景的噪声比较明显,所以设置成动态阈值。根据N×N模板内各像素的亮度平均值大小ave来调整,T0为固定阈值,可选0.5～5,通常选1.8。
2) 应用非线性高频增强曲线,得到新的高频分量。
f′H(i,j)值随fH(i,j)调整,如图1所示,f′H(i,j)=F(fH(i,j)),F是一非线性单调递增的曲线,它的增强程度可控制。f′H(i,j)值随fH(i,j)调整的公式表示为
式中:
式(3)含义为,如该点的高频分量的绝对值小于核化降噪阈值T1,则该点为噪声,将高频分量值f′H(i,j)置为0,以抑制掉小幅高频噪声,达到核化降噪的目的。
点(x1,y1)与(x2,y2)对应曲线上的两个点,加上点(T1,0)共3点可以决定高频增强曲线H的形状,通常参数控制点x1,y1,x2,y2的默认值选取10,28,30,50。fH(i,j)较小时,f′H(i,j)增强,可使细节突出;当fH(i,j)较大时,f′H(i,j)的增长幅度变小;曲线与直线y=x相交的位置为T2,T2为大边缘点,大于T2将不再增强。
式(3)可解读为,在增强时,对噪声区域进行去噪处理。细节区域、小边缘区域做增强,等到高频分量再增大时,变为大边缘区域,新的高频分量不应该增强太过,无须再做增强,以防止画面变化太大。该方法的优点是没有硬性判断哪个区域属于细节,哪个区域属于小边缘,而是根据一条曲线的变化趋势,对不同区域段进行不同程度的处理。这样得到的增强图像,过渡平滑自然,且保持了高频分量的单调性。
2.3 获得增强信号
将对有用信号进行增强后的高频分量与低频分量叠加,即
fout(i,j)=fL(i,j)+f′H(i,j) (4)
式中:fout(i,j)为增强后的新图像。
3 算法的仿真结果
采用Verilog语言设计本文算法,视频处理平台采用Virtex-5的FPGA芯片进行了仿真验证,图2是系统仿真的结果。图2a为一幅细节丰富的视频图像,分辨率为720×480,分别应用反锐化掩模算法(见图2b)和本文算法(见图2c)对算法进行仿真。对图像效果进行比较,可以看出,反锐化掩模算法在播放视频的时候背景噪声很大,胡须等处出现白边过增强现象。图2c背景噪声较之图2b要干净很多,其图像的细节、小边缘地方如猫毛等得到了一定程度的增强,而大边缘地方,如胡须没有因为过增强而出现白边。实验结果说明应用本文提出的提高图像清晰度算法,有很好的实验效果。
4 结束语
本文提出一种基于高频增强曲线的提升视频图像清晰度的处理方法,首先识别出噪声信号并平滑掉;然后对细节和小边缘,应用高频增强曲线进行不同程度的增强,同时保持了高频分量的单调性;如果属于大边缘,则不再增强。仿真结果表明,应用本文提出的方法增强后的视频图像,加强了细节的表现能力,控制了大边缘的过增强,消除了噪声,增强后的图像符合人眼视觉特性,更清晰柔和。
参考文献
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曲线通过 篇3
世界上高速铁路技术发达的国家均建有滚动振动试验台,这一试验台具有很多线路试验无法比拟的优势,在各国高速铁路建设发展中发挥了至关重要的作用。例如德国的ICE和日本的新干线均采用了滚动振动试验台;国内如西南交通大学的机车车辆滚动振动试验台和青岛四方车辆研究所的滚动试验台,均对我国的高铁建设作出了卓越的贡献。国内外的学者［１－８］对滚动振动试验台进行了很多研究,但是通过试验台来模拟车辆系统曲线通过性能的研究很少［７］。
曲线通过性能是车辆系统动力学研究的重要部分,车辆具有良好的曲线通过性能意味着在通过曲线时轮轨间的作用力较小,这既提高了车辆的抗脱轨安全性能,又减小了对轨道的作用力,延长了轨道的使用寿命。因此,有必要在试验台上进行曲线通过性能的试验,以便对车辆的运行安全性作出预测。已有的研究主要考虑了曲线超高不足和曲线内外轨长度差,但是与实际的轮轨接触关系相差较大,并且在试验开始的未平衡阶段到平衡阶段的冲击很大,对试验台和车辆系统本身具有很强的破坏性。基于此,本文深入研究了试验台上曲线通过的试验方法,并通过仿真分析对所提出的试验方法进行了可行性验证。
1 车辆通过曲线线路机理分析
一个完整的曲线线路包括直线、缓和曲线和稳态曲线,本文主要研究了稳态曲线下车辆系统的曲线通过动力学性能。
当铁道车辆进入曲线时,由于重力分量的作用,轮对向曲线的外侧偏移,当车轮偏离纯滚线时,会在轮轨接触点上产生横向和纵向的蠕滑力,并且左右轮的纵向蠕滑力会形成一个力矩。在轮轨间蠕滑力和力矩作用下,具有锥形踏面的轮对两侧会以不同的滚动半径与钢轨接触［８］。
一个自由轮对在半径为R的曲线上运行,假设左右车轮滚动圆之间的横向跨距为2b,则有
式中,r为车轮的名义滚动圆半径;rｌ为左轮的实际滚动圆半径;rｒ为右轮的实际滚动圆半径。
新轮的踏面斜率λ 在一定范围内是相同的,旧轮和其他踏面位置的斜率是变化的。根据车轮踏面等效锥度定义有
式中,λｅ为车轮踏面等效锥度;y为轮对横移量。
根据式(1)~式(3)可得轮对纯滚线距轨道中心线的距离为
式中的负号表明纯滚线位于轨道中心线的外侧。式(4)说明:随着曲线半径R的增大,轮对横移量y减小;当曲线半径为无穷大即为直线时,轮对横移量为零;车轮踏面的等效锥度越大,轮对横移量越小。
轮对通过曲线,主要依靠轮轨间的蠕滑导向,考虑轮轨刚性的蠕滑率定义为［９］
式中,v１、v２、w３分别为纵向、横向和自旋蠕滑率;vｒ１、vｒ２和Ωｒ３分别是钢轨接触椭圆在接触斑坐标系中的纵向、横向和自旋速度;vｗ１、vｗ２和 Ωｗ３分别为车轮接触椭圆在接触斑坐标系中的纵向、横向和自旋速度;v为车轴中心的速度。
根据文献[10],假设钢轨静止,忽略所有运动矢量的高阶小量,根据运动学速度合成方法,推导得
式中,ψｗ、φｗ分别为轮对的摇头角和侧滚角;j= 1,2,分别表示左、右轮轨接触;Δｊ为轮轨接触点在车轮踏面上的位移;δｊ为轮轨接触角;rｗ为车轮瞬时滚动半径。
如果车辆通过曲线时的每一瞬间轮对和钢轨的运动量已知,那么通过上述轮轨蠕滑率就可以求出轮轨蠕滑力和力矩,从而确定出车辆在曲线上每一瞬间的运动姿态。
2 滚振试验台曲线通过试验方法
车辆系统在曲线上运行时,由于车轮的导向作用,造成了同一轴上左右轮的转动线速度不同,重心的偏移使得车辆受到离心力的作用,需要设置轨道超高来平衡。文献[11]中的试验方法考虑通过左右滚轮的转速差来实现同一轴上左右车轮的转动线速度不同,设置欠超高来模拟曲线超高和离心力,在本文称该试验方法为方法1,该方法未考虑轮轨(轮)冲角关系。车辆在通过半径为R的圆弧曲线时,各轮对与钢轨之间存在一个冲角,基于此本文提出的试验方法同样考虑了左右滚轮的转速差,并且在滚轮与车轮之间设置了一定的冲角,在车体上加载向曲线外侧的横向力来模拟车辆运行过程中受到的离心力,该试验方法称为方法2,考虑了轮轨(轮)冲角关系。
2.1 试验方法1原理
由于滚振试验台是车不动滚轮动,所以需要通过调节左右轨道轮的升降来模拟曲线上设置的超高。设轨距为2d,超高为h,则超高角为
当车辆质量为m时,超高分力Fｓ=mgθ０,方向指向曲线内侧,车辆以速度v在曲线上运行时产生的离心力方向指向曲线外侧。如果不计风压力,则由于超高不足引起的未平衡的离心力为
方向指向曲线外侧,式中的θｄ称为超高不足角:
车辆通过一定半径的曲线线路时,线路外轨长于内轨,滚动台调整轨道轮转动速度,使两侧轨道轮出现速度差,这样在相同的时间内左右车轮滚动过的距离不同,即可以模拟曲线上内外轨长度的不同。
假设曲线为右弯曲,车轮通过曲线的速度为v,外侧车轮速度为vＬ,内侧车轮速度为vＲ,左侧轨道滚动轮角速度为ωＬ,右侧轨道滚动轮角速度为ωＲ,轨道轮半径为rＲ,则车辆通过曲线处于径向位置时左右车轮速度为
左右轨道轮角速度为
2.2 试验方法2原理
车辆通过一定半径的曲线线路时,车轮沿着曲线的切线方向运行,车轮与轨道间成一夹角。根据曲线半径,将滚轮设置在曲线切线方向,模拟被试车的转向架运行在相应曲线上。图1所示为车辆位于曲线上的位置关系。
如图1所示,O点是半径为R的曲线圆心,若将车体中心与O处于同一水平线上,则一位轮对与轨道切线夹角为β,二位轮对与轨道切线夹角为α,三位轮对与轨道切线夹角为-α,四位轮对与轨道切线夹角为-β,∠AOB的角度为2γ。假设车辆定距为LＣ,轴距为LＢ,根据几何关系则有
车辆在试验台上时,左右轨的转速仍然存在一定的转速差。在曲线线路中,通过设置超高来平衡车辆受到的离心力作用。试验台模拟曲线通过时,左右滚轮设置为曲线线路实际的超高,然后在车体上施加方向指向曲线外侧的离心力。车辆以速度v在曲线上运行时产生的离心力为
3 车辆安全性能仿真分析
本文建立了三种车辆系统非线性动力学模型来研究试验台曲线通过试验方法的可行性和准确性:1半径为1500m,超高60mm的曲线线路模型,即线路模型;2根据试验方法1建立的试验台模型;3根据试验方法2建立的试验台模型。本文中计算所用的轨道不平顺幅值谱是武广线实测轨道谱,如图2所示。车辆系统的曲线通过性能主要考察的是车辆在曲线线路下的运行安全性,因此,本文主要对三种模型的轮轨垂向力进行比较分析。图3所示为本文建立的试验台动力学仿真模型。
3.1 两种试验方法的比较
试验台以100km/h的速度带动车轮转动,同时施加武广线实测轨道谱。图4是车辆系统在试验台上运行时经由未平衡状态至平衡状态的轮轨垂向力时域图。
由图4中两种试验台的轮轨垂向力时域图的对比可知,方法1中的车辆经由未平衡状态至平衡状态的冲击很大,平衡状态下的轮轨垂向力大约为70kN,而未平衡状态下的最大值达到了170kN,是平衡状态下的2.43倍;而方法2中车辆经由未平衡状态至平衡状态的冲击很小,平衡状态下的轮轨垂向力大约为74kN,而未平衡状态下的最大值达到了81kN,仅为平衡状态下的1.09倍。这说明了现有的曲线通过的滚振台试验方法对车辆纵向约束的拉杆存在较强的冲击作用,这种冲击一方面会导致纵向牵引拉杆的耐久性降低,另一方面也会造成试验数据的可靠性降低。在台架试验中也存在施加轨道激扰时,纵向牵引拉杆座冲击剧烈的现象,与仿真结果吻合。对比两种方法的仿真结果,本文提出的试验方法2可以明显地减缓台架试验过程中对纵向拉杆的冲击作用,但仍需要对采用方法2得到的试验数据可靠性进行分析。
3.2 试验方法与线路结果的比较
在曲线通过台架试验中,轮轨垂向力很容易测得,但是轮轨横向力的测量较为困难,因此本文主要讨论了与轮轨垂向力相关的安全性指标:轮轨垂向力、轮重减载率和倾覆系数。表1~ 表3所示是线路和两种试验方法的计算结果对比分析,其中,Fｖ０表示线路结果,Fｖ１表示方法1试验结果,Fｖ２表示方法2试验结果。
由表1中轮轨垂向力的对比可知,两种试验方法模型与线路模型的计算结果变化规律保持一致。在90km/h时方法2模型与线路模型结果的差异相对误差最大,达到了6.27%;随着速度的增大,两者的差异减小,在110km/h时差异为2.18%;在110km/h时方法2模型与线路模型结果的差异达到了最大值7.18%,在90km/h时两者的差异最小,为2.67%。从轮轨垂向力的角度分析,试验方法2的计算结果要好于试验方法1。
表2所示是轮重减载率的对比,在100km/h时,方法2模型与线路模型的计算结果差异最大,达到了0.054kN,在80km/h时两者的差异最小,为0.024kN;方法1模型与线路模型结果的差异在110km/h时达到了最大,为0.079kN,同样在80km/h时达到了最小值0.032kN。从轮重减载率的误差结果看,试验方法2略好于方法1。
由表3倾覆系数的对比可知,线路模型与方法2的计算结果的差异较小,在100km/h时,两者的差异最大,为7.08%,在80km/h时最小,为4.20%,两者的误差随速度变化呈现先增大后减小的趋势;方法1模型与线路模型的计算结果在70km/h时,两者的差异最大,为7.63%,在110km/h时最小,为0.18%,随速度变化两者的误差呈现出减小的趋势。从这个角度上看,试验方法2得到的结果与实际线路更加吻合。
4 结论
(1)本文提出的试验台曲线通过试验方法从车辆系统未平衡状态到平衡状态的纵向冲击很小,明显优于现行的试验方法。
(2)在轨道激扰的作用下,试验台模型的计算结果与曲线线路模型的计算结果随速度变化的规律相同,在同一速度级下两者之间的误差很小,均在10%以内。从工程的角度分析,本文所提出的试验方法是可行的。
(3)对比试验方法2和试验方法1的安全性指标计算结果,在轮轨垂向力、轮重减载率和倾覆系数等方面,试验方法2的计算结果与实际线路计算结果的差值更小,说明了本文所提出的曲线通过试验方法优于现行的试验方法。
参考文献
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曲线通过 篇4
铁道钢轨维修时的打磨是抑制噪声,防止产生过大的轮重减载以及金属疲劳层,避免轨道破坏的一种重要手段。通过关注曲线地段的钢轨轨肩部位发生的裂纹损伤,适当加以磨削和去除,可以有效防范钢轨折损事故。
在钢轨打磨过程中,要特别注意极小半径曲线外轨轨肩部位,对其打磨后不应导致车轮爬轨。对外轨轨肩用缓和角度进行打磨时,要注意留足车轮轮缘开始爬轨到爬至钢轨顶面的距离。因此,以极小半径曲线段的钢轨形状和打磨范围为基准,国土交通省铁道局向各铁道工作者发布通告,提出了极小半径曲线上行车时的防脱轨措施[1]。在该通告中,指出在将外轨打磨到新轨断面形状有困难时,可对轨头顶面以下5mm的部分不予打磨,或者在不得不打磨轨肩部位时,可对相对于车辆轮缘角度较为缓和的角度不予打磨。该通告适用于各种车型,没有列出极小半径曲线的具体曲线半径值。另一方面,在维修现场,以预防钢轨折断为目的,虽然可对发生在钢轨轨肩部位的粗糙裂纹进行打磨,但由于受钢轨打磨装置砂轮形状、尺寸和磨削角度的限制,要将钢轨头部形状打磨恢复到新轨断面形状是很困 难的。另外,要去除距 钢轨头顶 面5mm磨削范围内的粗糙裂纹也不可能[2]。因此,特别是在轨肩部位容易发生粗糙裂纹的大曲线区间,希望对车轮轮缘爬轨没有影响的区域适当打磨外轨轨肩部位的尺寸和形状。
对于车辆在极小半径曲线上低速运行时的轮缘爬轨问题,日本的永濑等人进行了一系列的基础试验研究,对轮/轨边界问题提出了相关解决方案[3,4,5,6,7]。另外,石田等人还就全尺寸的试验以及理论探讨,提出了安全性评价方法[8,9,10]。但上述研究都以新轨断面形状为对象,没有涉及 钢轨磨耗 的问题。文献 [11]和文献[12]虽然探讨了轨肩部位的磨削角度,但该角度由磨削装置的性能所决定,两篇文献中都没有探讨轨肩部位磨削角度与爬轨之间的关系。
鉴于以上原因,本文以曲线半径和车辆静态轮重差作为参数,利用一打磨后的钢轨断面形状,针对车辆的曲线通过性能进行模拟,研究了窄轨常规线路上曲线外轨轨肩部位的打磨对车辆低速运行爬轨的影响。评价爬轨时的车辆运行安全性时,沿用脱轨系数和轮重减载率这些指标并不充分。故本文提出新的评价指标,以配装改进圆弧踏面车轮的车辆为研究对象,针对车轮轮缘爬上外轨轨肩部位的磨削范围和曲线半径进行研究。
2车辆运行性能的模拟
2.1模拟程序
车辆运行性能采用日本铁道综合技术研究所(以下简称铁道总研)开发的多 体动力学 模拟软件VDS(VehicleDynamicsSimulator)[13]进行模拟。以 铁道车辆时间历程 模拟为目 的而开发 的VDS软件采用Fortran语言编写,利用Runge-Kutta-Gill法进行数值积分。VDS可对脱轨、倾覆等产生大幅位移的车辆进行动态求解。车轮爬上钢轨后,也可能再落回钢轨,VDS能对轮缘爬上钢轨或车辆倾覆等状况进行车辆运动性能分析。
如图1所示,本文所模拟的车辆包含7个刚体,即1个车体、2个转向架构件、4条轮对,每个刚体考虑各6个自由度,位于8个车轮下的钢轨分别考虑垂向、横向各2个自由度,车辆/轨道模型共计58个自由度(审校者注:车辆系统共6×7=42个自由度,钢轨系统共计2×8=16个自由度)。钢轨在垂向、横向都用弹簧和减振器弹性支撑,刚性轮对在钢轨上面滚动,车辆的7个刚体之间各自用弹簧/减振器相连接。根据弹簧、减振器算出力的作用点和作用方向,就能正确计算出各刚体随重心移动所受重力的影响。
在对车辆运行性能进行模拟之前,按照本文的研究目的,利用一打磨后的钢轨断面形状进行了车辆运行试验,以验证VDS计算结果的可信度,车辆脱轨运行试验在铁道总研的站内试验线上进行[8]。图2给出了VDS计算结果和车辆脱轨运行试验结果,该图给出了有静态轮重差的某车辆通过极小半径曲线的出缓和曲线段时,外轨侧车轮轮缘完全爬上钢轨顶面的情况。由于在曲线段安装了防脱轨保护装置,所以车辆不可能完全从钢轨中脱出,在短暂骑轨运行后,便再度落回到车辆正常运行时的轮轨状态。由图2可知,VDS的计算结果能够模拟车轮轮缘爬上钢轨及落回到钢轨的所有过程,且爬轨起始位置也和试验结果较为吻合。
2.2模拟条件
模拟中特别关注了静态轮重差和曲线半径等条件下,钢轨断面形状差异对车轮爬升量和轮/轨接触角的影响。
表1给出了车辆模型的主要参数。所模拟的车辆是装用相当于通勤电动车的无摇枕转向架车辆。车轮踏面的轮缘角为65°,轮缘高为27mm,是改进型圆弧踏面设计形状。当车轮有磨耗时,由于轮缘角比设计值大,故用Nadal公式[14]计算出的脱轨系数限度值也大,所以必须考虑爬轨脱轨时的安全性。表1中对应的车轮形状采用设计时的形状。车辆模型对应的车辆其静态轴重为58kN,低速运行速度为10km/h,轮/轨间摩擦系数为0.6,这比通常评价中所使用的0.3要苛刻的多。
设定车辆1位轮对曲线外轨的轮重小,1位轮对2个车轮的静态轮重的差值分布在0~60%间,按10%的步长变化。当静态轮重的差异达到30%之前用对角二系弹簧(即空气弹簧)的变形来适应,当差值超过30% 时,则前转向架对角位置的轴箱弹簧的初始载荷也参与调整。之所以在差值超过30%以上时不再增加空气弹簧的初期变形,是因为模拟车辆在实际进行中差压阀此时会产生动作。
表2为轨道模型参数。包含轨道变形的条件是超高递减倍率为300倍(审校者注 :圆曲线超高为105mm,缓和曲线长31.5m,故超高递减倍率=31.5m/105mm=300倍),出口缓和曲线对应的轨道扭曲量为27mm/5m,相对应于实际运用的安全性评价,本文设定了车辆运行危险状态恶劣的轨道条件。
钢轨断面形状分别采用50kgN钢轨的设计形状(表2中记为钢轨D)和打磨后形状(表2中记为钢轨G)。打磨后钢轨形状曾促成过文献[1]和文献[15]的发布。本文以文献[16]的打磨钢轨形状作参考,对外轨轨肩部位进行45°左右的打磨。图3给出了50kgN钢轨设计形状 (以下均将50kgN钢轨记为50N钢轨)和打磨钢轨形状。在仿真模拟中,对图3的形状根据轨底坡的角度进行了轮/轨接触位置的分析。在图3(b)外轨侧钢轨形状中,用点标出了50N钢轨的切向角(轨肩和水平面构成的角)和改进圆弧踏面的车轮轮缘角,两者同在图3(b)所示65°的位置上。钢轨上该点处在距离钢轨顶面中心8.5mm高的下方。假设车轮轮缘和钢轨在这个点的下方接触,那么轮/轨接触角就不会比轮缘角65°小。
2.3模拟结果
图4、图5为圆曲线半径400 m、静态轮重差为20%时,前导轮对的轮轨横向力、脱轨系数随车辆运行距离的计算结果。根据图4、图5的波形,提取或计算外轨侧前导轮对的车轮爬升量、脱轨系数、轮重减载率的各个最大值和在圆曲线上轮轨横向力的稳态值。以上述各值为考察指标,对车辆运行安全性进行评价。这里所说的车轮爬升量是车轮踏面中心相对于钢轨的垂向移动量。在没有轨道变形的直线区间,以轮对对中位置时的值为0,以向上方移动的值为正。另外,圆曲线上的轮轨横向力稳态值是利用车辆运行距离为150m~300m内的平均值得出的。
(圆曲线半径400m,初始状态下的静态轮重差为20%)
(曲线半径400m,初始状态下的静态轮重差为20%)
图6~图9给出了不同曲率半径、不同钢轨形状和不同初始状态的静态轮重差条件下的各评价指标的计算结果。图6~图9中将曲线半径的大小直接记为“Rxxx”,例如曲线半径为200m时记为“R200”。
图6~图8给出了外轨侧的车轮爬升量、脱轨系数和轮重减载率的计算结果。打磨钢轨和50N钢轨形状对应的计算结果其差别并不明显。但在打磨钢轨条件下,当曲线半径200 m情况下的 静态轮重 差为60%时,车轮轮缘完全爬上钢轨顶面。所有算例中,仅在上述情况下发生爬轨型脱轨。由图9可知,在同一半径的圆曲线上,外轨侧轮轨横向力的稳态值当静态轮重差越小时,打磨钢轨和50N钢轨对应的稳态横向力的差别就越大,且50N钢轨对应的稳态横向力始终要小些。另外,在同一静态轮重差下,曲线半径越小,因钢轨形状不同而引起的稳态横向力的差值越小。上述结果表明,50N钢轨的形状比打磨钢轨更有利于车辆顺利通过曲线,这与轮/轨接触状态有关。当车辆通过曲线段时,50N钢轨形状的轮/轨接触点一直呈现1点接触状态。但在打磨钢轨的情况下,因曲线半径和静态轮重差,轮/轨接触点呈现2点接触状态。在轮轨1点接触时,通过内外轨的车轮旋转半径差,即作用在左右车轮上的纵向蠕滑力之差,使轮对具有自导向作用,但在轮缘、踏面与钢轨形成2点接触时,在外轨侧车轮的2个接触点上,因纵向蠕滑力的方向不同,导致左右车轮的纵向蠕滑力的差值比轮/轨1点接触时要小,轮对的旋转性能变差,故在轮/轨2点接触时产生的横向轮轨力 要大些。例如,在半径200 m的曲线上,当静态轮重差在30%以下时轮/轨呈2点接触状态,当静态轮重差超过30%,则轮轨呈1点接触状态。可以推知,曲线半径越小,静态轮重差越大,因钢轨形状不同而引起轮轨横向力的差别就越小。由图3(b)可知,打磨钢轨和50N钢轨的形状在轨肩以下部分大体一致。假如曲线半径很小,那么打磨钢轨、50N钢轨大体都在相同位置呈现轮/轨1点接触状态,因形状差异造成的稳态横向力的差异就变小。
3对应于形状差异和爬轨的余裕度评价
3.1车轮爬升量和接触角的变化
由2.3节可知,将改进圆弧踏面车轮安装在相当于通勤型车辆上进行试验时,除了爬轨(打磨钢轨形状,曲线半径200m,静态轮重差60%)和轮轨圆曲线上稳态横向力都正常之外,没有发现因钢轨形状不同而产生明显的差异。
因此,仅对轮缘爬上钢轨的情况调查车轮爬升量。在本文的仿真模拟中,轮对处在没有变形的直线区间时,以轮对对中位置为基准,将车轮踏面中心相对于钢轨的垂向移动量定义为车轮爬升量。在打磨钢轨和50N钢轨的形状有差异时,由于车轮爬升量中包含了轮对处于对中位置时的接触点的差值,假如照原样直接比较两者的数值,那么,对于脱轨的安全余裕度来说会发生误差。为此,调查了曲线半径200 m、50N钢轨发生爬轨的静态轮重差的条件,并以该结果为基础,比较了由于钢轨形状不同,车轮爬升量所发生的变化,进而探讨车轮爬升量和轮/轨接触角的关系。
针对50N钢轨、曲线半径200 m的条件所进行的仿真模拟表明,在静态轮重差70%的条件下,车轮轮缘会完全爬上钢轨顶面。图10给出了打磨钢轨(静态轮重差60%)、50 N钢轨 (静态轮重 差70%)条件下,外轨侧车轮轮缘爬上钢轨头顶面时的车轮爬升量和随之而产 生的轮/轨接触角 的变化结 果。图10表明,在车辆运行距离达到366 m附近之前,接触角大体等于车轮轮缘角(65°)。随着车辆的继续前进,车轮开始上升,当轮缘的直线段靠近轮缘前端与钢轨接触时,轮轨接触角就开始减小。这时,车轮轮缘开始丧失防脱轨功能,最终轮缘爬上钢轨顶面。
(曲线半径200m,静态轮重差:钢轨D:70%,钢轨 G:60%)
3.2接触角减小点的超过量
如图10所示,在车轮轮缘爬上轨顶面脱轨的过程中,随着接触角的变化,接触角的减小量是否达到限度值致使爬轨发生就成为新的考察指标。因此,将接触角由一定值即将转变到减小之前的车轮爬升量记为zU0(将其称为“接触角减小临界车轮爬升点”,通过将各种条件下的车轮爬升量的最大值与接触角减小临界车轮爬升点相比,就可以对爬轨的余裕量做比较和评价。接触角减小临界状态下的车轮爬升点,因轮/轨形状的不同组合而具有不同的值。50N钢轨和打磨钢轨对应的zU0都已在图10中给出。将对应于爬轨的余裕量指标利用车轮爬升量最大值zUmax和接触角减小临界值的车轮爬升点zU0的差即(zUmax- zU0)定义为“接触角减小点超过量”。
图11给出了轮轨接触角减小点的超过量,图12为车轮上升量达到最大时的轮轨接触角。接触角减小点超过量为负值表示车辆运行状态相对于脱轨来说是安全的,假如接近0,则表示相对安全余裕量很小。接触角减小点超过量为正值时,表示轮/轨接触角比轮缘角小。
由图11可知,在半径200m曲线上,假如静态轮重差超过20%,则脱轨危险性高。尤其在初始静态轮重差超过20%以后,打磨钢轨比50N钢轨的危险性增大。
当曲线半径在300m以上时,钢轨形状不同造成的差异就不明显。但由图12轮轨接触角与车轮爬升量最大值的关系可知,打磨钢轨和50N钢轨对应的轮轨接触角的减少状况是不同的,50N钢轨对应的轮轨接触角减小得更缓慢些。例如,半径200 m曲线上,与图11的结果一样,静态轮重差超过20%以后,轮轨接触角开始减小,呈爬轨危险状态。但对在车轮完全爬上钢轨顶面、轮轨接触角降为0时的余量来说,打磨钢轨比50N钢轨小,这也可从图12中得到印证。
由图3(b)可知,比较打磨钢轨和50N钢轨的轨肩部位,就会发现打磨钢轨的轨肩部位的角度大,但范围短。因此,假如车轮开始爬轨,那么,与50N钢轨相比,打磨钢轨的车轮轮缘爬轨的余裕量要小。
另外,由图12可知,在50N钢轨、曲线半径600m、静态轮重差为0的条件下,轮轨接触角之所以小于65°,是因为在车轮轮缘的根部附近发生轮轨接触,轮缘直线段和钢轨的接触在爬轨开始之前,车辆能以更安全的状态行驶。
4轨肩部位打磨范围的考察
当前,客车静态轮 重的管理 值以小于10% 为目标,规定各类型车辆的限度值在20%以内[1]。假如对应于静态轮重不平衡的管理限度值按20%评价安全性,则由图11可知,在接触角减小点超过量大体为0时,如能确保曲线半径400 m条件下的轮/轨接触角为65°,那么,就得到了曲线半径的限度值。
另外,假如车轮爬升量超过接触角减小限度对应的车轮爬升量zU0,那么,轮缘前端就自钢轨断面切线倾斜65°的位置(见图3(b))的上方开始接触。因此,考虑打磨范围应该处于图3(b)钢轨断面切线倾斜65°的位置(距钢轨头顶面中心高8.5 mm的位置)的上方,这样就能确保轮轨接触角为65°的位置。
综上可知,当将改进圆弧踏面车轮装在无摇枕转向架客车上运用时,考虑到曲线外轨轨肩部位的打磨,若车辆在半径400m以上的曲线区间运行时,应该控制打磨范围一直到距离钢轨顶面中心高度8.5mm以上的位置。在这种条件下,低速运行的车辆发生爬轨的可能性就很小了。
正如文献[2]所说,近年来,在东日本旅客铁路公司首都圈辖区内,因曲线外轨轨肩产生粗糙裂纹造成钢轨更换的比率有所增加。事实上,粗糙裂纹多发生在半径400m以上的曲线上,作为曲线半径的限定条件,这也表明,针对前面所说的半径400 m以上的曲线段进行粗糙裂纹的打磨是十分实用的。为了去除粗糙裂纹,只对距钢轨顶面5mm以内进行打磨是不充分的。若将打磨范围从钢轨顶面沿伸到8.0 mm,则大约能磨掉钢轨断面内95%的粗糙裂纹。本文的研究结论能为提高轨道安全性、减少维修费用做出指导。
5 结束语
本文探讨了曲线外轨轨肩部位的打磨对低速运行车辆爬轨的影响,并以曲线半径和垂向静态轮重差为参数,应用某一打磨钢轨断面形状对具有改进圆弧踏面的车轮装在无摇枕转向架上的客车进行了车辆曲线通过模拟。在本文的仿真条件下所取得的结论是:
(1)曲线半径为200m时,车轮轮缘完全爬上轨顶所产生的静态轮重差对打磨钢轨是60%,对50N设计钢轨是70%。
(2)在半径300m以下的曲线上,50N设计钢轨的爬轨安全性高于打磨钢轨的爬轨安全性。
(3)根据车轮轮缘直线段的接触状态,提出以脱轨方向的爬轨接触角减小达到临界点的车轮爬升量为参数,作为轮缘爬上钢轨的余裕度的新的“接触角减小点超过量”指标。
(4)利用“接触角减小点超过量”这一指标,评价了车辆低速运行时车轮爬轨的运行安全性。在半径400m以上的曲线区间,对外轨侧的轨肩部位距离钢轨顶面中心高8.5mm的范围用比轮缘角度更缓和的角度打磨钢轨,能确保车辆运行安全性。