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【摘要】目前国内不少铁路安装有进口的转辙机，其性能稳定、工作可靠是最大的优点，但是对安装路基的条件要求比较严格，否则将严重影响铁路运行的安全。本文就铁路提速后转辙机工作环境震动的产生、特性进行了实地现场测试，分析计算，并提出完善意见。
【关键词】铁路震动分析；现场数据采集
随着经济的发展，铁路提速已经进行过多次，为了使提速后的铁路转辙机运行更安全、可靠，我们对目前国内铁路普遍存在的转辙机随钢轨枕起伏而引起的铁路信号异常的潜在问题，进行了现场实测、分析及计算等环节的工作。但是由于时间、条件等诸多方面的原因，工作带有一定的局限性，所阐述的以下论点供参考，不妥之处敬请指正。
一、震动分析
业内人士周知，在列车通过铁路时钢轨枕与路基之间在规定范围内允许有不大于6毫米的起伏差值。但由于各种客观原因，有时会出现超过此值的现象（现实中最大达20毫米），结果之一是直接导致与钢轨枕相连的转辙机的工作异常，轻则出现信号异常，重则导致列车颠覆。与本实例相关的振动起因主要有受迫振动（包括冲击振动）、共振及自激振动等。从现场录象分析看，共振的效果不明显。从转辙机工作原理等方面看自激振动的条件不具备。由于列车通过的过程是连续的，因此冲击振动也不占主导地位（冲击振动主要发生在钢轨接缝处，对转辙机的影响不大），所以分析认为就安装在Z形支撑板上的转辙机呈现的振动而言，受迫振动是主要因素。按振动随时间的变化规律论，本例也不是标准的简谐振动。钢轨枕受迫振动的基本过程是，承载着全部车体重量的运动车轮经过时对转辙机处的钢轨产生的正压力使得钢轨及钢轨枕产生向下的运动，车轮过后，钢轨及钢轨枕等在恢复力的作用下又向上运动，整列车按一定的速度通过时，节拍形成了，受迫振动产生了。
以我国客车总数中，数量最多的新造25G型硬座客车为例（固定轴距=2400毫米，车辆定距=18000毫米，车体长=25500毫米，车辆全长=26576毫米，自重=42.6吨，定员=118人（带车长席的为112人），最高运行速度=160公里/小时），依据列车基本结构条件，当客车以126公里/小时的速度（实测数值）通过时，计算得出的各參数（周期和频率）数值为：
二、现场数据采集的基本情况及分析
（1）现状。转辙机与钢轨枕的连接是通过一对Z形的钢板支撑着的。（2）测试。现场主要采集的是钢轨枕和转辙机主支撑（即，Z形支撑）的振幅。其中，现场实测不同的列车类型所引起的震动幅度和频率均不同。（3）数据分析。一是激振频率。主要与所通过列车的结构形式有关。客车通过时，不仅速度高，且引起的振幅也大。二是说明。我们由以上分析的振动性质知道，安装在Z形支撑上的转辙机是受迫振动，且Z形支撑在转辙机振动时的惯性力的作用下，又产生被动变形（是在弹性变形范围内的），存在实际最大振幅与车轮作用点有个滞后量的现实，为了简化分析，在下面的计算中将忽略。
三、实物系统分析
结合Z形支撑梁及安装在上面的转辙机系统（包括：道岔机构、钢轨、轨枕、Z形支撑、转辙机、动作机构及信号机构等——以下同）。（1）分析计算对象的基本情况。该系统共有2个对称的Z形支撑板，其中每侧（单个）的Z形支撑的实物尺寸为长1200毫米，宽260毫米，厚16毫米。但是从现场实物能清楚地看出，该Z形支撑的左端与钢轨枕属于牢固连接，其危险截面位于侧筋板最薄弱处，而此处到最右端的尺寸为700毫米。由于该Z形支撑的右侧700毫米段完成可以简化成悬臂梁，其中Z形支撑的悬臂部分的质量m2=23公斤，作用在单侧Z形支撑板上的质量m1=50公斤（转辙机总重量的1/2）。（2）该系统（单侧）的各项主要参数的计算及说明：一是惯性矩。Z形支撑板截面的惯性矩= 8.87cm4。二是影响。在转辙机重量m1的单独作用下，该Z形支撑板B端的自然挠度变形fa=3.153mm。这个挠度变形在安装调试转辙机后相对于整个系统而言处于平衡状态，静止或匀速运动（上下平动、平移）情况下不会对系统的正常工作产生影响。（3）加速度。对于客车而言，前面已经得出按126公里/小时的速度所对应的激振频率=4.1Hz，若按20毫米的最大起伏条件计算得出B端的运动加速度为：a=ω2·δ=（4.1×6.28）2×20×10-3=13.26m/s2（比重力加速度g略高）。（4）惯性力。加速度a在B端产生的惯性力为：F=m1·a=50×13.26= 66Kg.（5）变形量。客车以126公里/小时的速度通过时，在66公斤的惯性力作用下，B端会产生新的挠度变形，变形量f加=4.23mm。若列车速度再提高，该数值将大幅度地增加（当混编货车以200时速通过时产生的惯性力达475公斤，那么变形量≈31mm）。（6）说明。当转辙机整个系统随钢轨枕同步地上下起伏动作时不会对整个系统造成工作异常，这种情况不会导致系统内部机构之间出现相对位移，只是对转辙机结构的可靠性提出相应的设计要求（转辙机的结构设计应该是具有一定抗震能力的）。但是，若是由于Z形支撑的刚度不够，在出现上下振动时产生的惯性力会造成B端绕A点产生摆动，这种情况将导致系统内部机构之间出现相对位移，这样就会对系统的稳定工作构成威胁（如，引起转辙机内部测试杆位置的变化，使信号输出异常等），应该加以控制。（7）圆频率计算。单侧Z形支撑（包括转辙机）的系统固有圆频率为：ω=■=48.4rad/s；f=■=7.7Hz。以上结果也证明，按126公里/小时的速度运行的客车所产生的激振频率在1.9Hz～4.1Hz之间，确实不在系统的固有频率7.7Hz的共振频率范围之内，所以没有共振发生。
四、解决方案
在钢轨枕与铁路基之间的起伏差值不能消除的情况下，解决本系统的实际振动问题（包括转辙机系统随钢轨枕上下匀速平动、平移与简单减振弹簧之间的矛盾），建议采取以下几项措施。（1）比较。国外转辙机一般安装在两条钢轨的中间，这样就没有如我国安装在一端形成悬臂梁的弊病。当然，我国早期的国产转辙机的支撑也有采用整体角钢的安装形式，其特点是结构简单，整体刚性好。（2）改进措施。对本案例中的Z形支撑板的改进措施。由于侧筋板原来的设计不合理，造成其结构的整体刚度低。当侧筋板的高度尺寸=100毫米，厚度尺寸=16毫米时，截面的惯性矩I=133cm4。这样，即使在200公里的时速产生的强烈振动条件下，使作用在B端的惯性力达到475公斤时，所产生的变形挠度也只有2mm。这是一个成本低、可靠而且能完全适应不同列车通过速度（包括列车停在道岔处的情况）的解决方案。
参 考 文 献
[1]成大先．机械设计手册[M]．北京：化学工业出版社，2004
[2]宋顺宝．客车车辆构造与检修[M]．北京：中国铁道出版社，2003
[3]李德葆，陆秋海．工程振动实验分析[M]．北京：清华大学出版社，2004
[4]杜国伟．高锰钢辙叉与高碳钢轨闪光对焊工艺参数的研究[J]．铁道技术监督．2008，36（1）：29～31
[5]高军．350公里小时高速铁路客运专线振动控制综述[J]．铁道技术监督．2009，37（1）：31～33
[6]祁元春、张艳红、陈敏．京津城际铁路道岔转换设备介绍[J]．铁道技术监督．2009，37（7）：30～31
[7]王令朝．铁路线路维护检测技术应用综述[J]．铁道技术监督．2010，38（1）：16～20
[8]王永华．道岔电加热融雪装置供电电源的设置及施工探讨[J]．铁道技术监督．2011，39（1）：41～43
[9]胡正宇．三角形钢板加劲阻尼减震装置设计方法研究[J]．钢结构．2010，25（6）：39～42
[10]杨俊斌．弹性长枕无砟轨道长枕稳定性研究[J]．路基工程．2011（3）：51～53
【关键词】铁路震动分析；现场数据采集
随着经济的发展，铁路提速已经进行过多次，为了使提速后的铁路转辙机运行更安全、可靠，我们对目前国内铁路普遍存在的转辙机随钢轨枕起伏而引起的铁路信号异常的潜在问题，进行了现场实测、分析及计算等环节的工作。但是由于时间、条件等诸多方面的原因，工作带有一定的局限性，所阐述的以下论点供参考，不妥之处敬请指正。
一、震动分析
业内人士周知，在列车通过铁路时钢轨枕与路基之间在规定范围内允许有不大于6毫米的起伏差值。但由于各种客观原因，有时会出现超过此值的现象（现实中最大达20毫米），结果之一是直接导致与钢轨枕相连的转辙机的工作异常，轻则出现信号异常，重则导致列车颠覆。与本实例相关的振动起因主要有受迫振动（包括冲击振动）、共振及自激振动等。从现场录象分析看，共振的效果不明显。从转辙机工作原理等方面看自激振动的条件不具备。由于列车通过的过程是连续的，因此冲击振动也不占主导地位（冲击振动主要发生在钢轨接缝处，对转辙机的影响不大），所以分析认为就安装在Z形支撑板上的转辙机呈现的振动而言，受迫振动是主要因素。按振动随时间的变化规律论，本例也不是标准的简谐振动。钢轨枕受迫振动的基本过程是，承载着全部车体重量的运动车轮经过时对转辙机处的钢轨产生的正压力使得钢轨及钢轨枕产生向下的运动，车轮过后，钢轨及钢轨枕等在恢复力的作用下又向上运动，整列车按一定的速度通过时，节拍形成了，受迫振动产生了。
以我国客车总数中，数量最多的新造25G型硬座客车为例（固定轴距=2400毫米，车辆定距=18000毫米，车体长=25500毫米，车辆全长=26576毫米，自重=42.6吨，定员=118人（带车长席的为112人），最高运行速度=160公里/小时），依据列车基本结构条件，当客车以126公里/小时的速度（实测数值）通过时，计算得出的各參数（周期和频率）数值为：
二、现场数据采集的基本情况及分析
（1）现状。转辙机与钢轨枕的连接是通过一对Z形的钢板支撑着的。（2）测试。现场主要采集的是钢轨枕和转辙机主支撑（即，Z形支撑）的振幅。其中，现场实测不同的列车类型所引起的震动幅度和频率均不同。（3）数据分析。一是激振频率。主要与所通过列车的结构形式有关。客车通过时，不仅速度高，且引起的振幅也大。二是说明。我们由以上分析的振动性质知道，安装在Z形支撑上的转辙机是受迫振动，且Z形支撑在转辙机振动时的惯性力的作用下，又产生被动变形（是在弹性变形范围内的），存在实际最大振幅与车轮作用点有个滞后量的现实，为了简化分析，在下面的计算中将忽略。
三、实物系统分析
结合Z形支撑梁及安装在上面的转辙机系统（包括：道岔机构、钢轨、轨枕、Z形支撑、转辙机、动作机构及信号机构等——以下同）。（1）分析计算对象的基本情况。该系统共有2个对称的Z形支撑板，其中每侧（单个）的Z形支撑的实物尺寸为长1200毫米，宽260毫米，厚16毫米。但是从现场实物能清楚地看出，该Z形支撑的左端与钢轨枕属于牢固连接，其危险截面位于侧筋板最薄弱处，而此处到最右端的尺寸为700毫米。由于该Z形支撑的右侧700毫米段完成可以简化成悬臂梁，其中Z形支撑的悬臂部分的质量m2=23公斤，作用在单侧Z形支撑板上的质量m1=50公斤（转辙机总重量的1/2）。（2）该系统（单侧）的各项主要参数的计算及说明：一是惯性矩。Z形支撑板截面的惯性矩= 8.87cm4。二是影响。在转辙机重量m1的单独作用下，该Z形支撑板B端的自然挠度变形fa=3.153mm。这个挠度变形在安装调试转辙机后相对于整个系统而言处于平衡状态，静止或匀速运动（上下平动、平移）情况下不会对系统的正常工作产生影响。（3）加速度。对于客车而言，前面已经得出按126公里/小时的速度所对应的激振频率=4.1Hz，若按20毫米的最大起伏条件计算得出B端的运动加速度为：a=ω2·δ=（4.1×6.28）2×20×10-3=13.26m/s2（比重力加速度g略高）。（4）惯性力。加速度a在B端产生的惯性力为：F=m1·a=50×13.26= 66Kg.（5）变形量。客车以126公里/小时的速度通过时，在66公斤的惯性力作用下，B端会产生新的挠度变形，变形量f加=4.23mm。若列车速度再提高，该数值将大幅度地增加（当混编货车以200时速通过时产生的惯性力达475公斤，那么变形量≈31mm）。（6）说明。当转辙机整个系统随钢轨枕同步地上下起伏动作时不会对整个系统造成工作异常，这种情况不会导致系统内部机构之间出现相对位移，只是对转辙机结构的可靠性提出相应的设计要求（转辙机的结构设计应该是具有一定抗震能力的）。但是，若是由于Z形支撑的刚度不够，在出现上下振动时产生的惯性力会造成B端绕A点产生摆动，这种情况将导致系统内部机构之间出现相对位移，这样就会对系统的稳定工作构成威胁（如，引起转辙机内部测试杆位置的变化，使信号输出异常等），应该加以控制。（7）圆频率计算。单侧Z形支撑（包括转辙机）的系统固有圆频率为：ω=■=48.4rad/s；f=■=7.7Hz。以上结果也证明，按126公里/小时的速度运行的客车所产生的激振频率在1.9Hz～4.1Hz之间，确实不在系统的固有频率7.7Hz的共振频率范围之内，所以没有共振发生。
四、解决方案
在钢轨枕与铁路基之间的起伏差值不能消除的情况下，解决本系统的实际振动问题（包括转辙机系统随钢轨枕上下匀速平动、平移与简单减振弹簧之间的矛盾），建议采取以下几项措施。（1）比较。国外转辙机一般安装在两条钢轨的中间，这样就没有如我国安装在一端形成悬臂梁的弊病。当然，我国早期的国产转辙机的支撑也有采用整体角钢的安装形式，其特点是结构简单，整体刚性好。（2）改进措施。对本案例中的Z形支撑板的改进措施。由于侧筋板原来的设计不合理，造成其结构的整体刚度低。当侧筋板的高度尺寸=100毫米，厚度尺寸=16毫米时，截面的惯性矩I=133cm4。这样，即使在200公里的时速产生的强烈振动条件下，使作用在B端的惯性力达到475公斤时，所产生的变形挠度也只有2mm。这是一个成本低、可靠而且能完全适应不同列车通过速度（包括列车停在道岔处的情况）的解决方案。
参 考 文 献
[1]成大先．机械设计手册[M]．北京：化学工业出版社，2004
[2]宋顺宝．客车车辆构造与检修[M]．北京：中国铁道出版社，2003
[3]李德葆，陆秋海．工程振动实验分析[M]．北京：清华大学出版社，2004
[4]杜国伟．高锰钢辙叉与高碳钢轨闪光对焊工艺参数的研究[J]．铁道技术监督．2008，36（1）：29～31
[5]高军．350公里小时高速铁路客运专线振动控制综述[J]．铁道技术监督．2009，37（1）：31～33
[6]祁元春、张艳红、陈敏．京津城际铁路道岔转换设备介绍[J]．铁道技术监督．2009，37（7）：30～31
[7]王令朝．铁路线路维护检测技术应用综述[J]．铁道技术监督．2010，38（1）：16～20
[8]王永华．道岔电加热融雪装置供电电源的设置及施工探讨[J]．铁道技术监督．2011，39（1）：41～43
[9]胡正宇．三角形钢板加劲阻尼减震装置设计方法研究[J]．钢结构．2010，25（6）：39～42
[10]杨俊斌．弹性长枕无砟轨道长枕稳定性研究[J]．路基工程．2011（3）：51～53