２０１５年 仪表技术与传感器 ２０１５ 第５期 Ｉｎｓｔｒｕｍｅｎｔ Ｔｅｃｈｎｉｑｕｅ ａｎｄ Ｓｅｎｓｏｒ Ｎｏ．５ 高速列车振动监测信号的频率特征 李智敏 ，苟先太 ，秦娜 ，金炜东 （１西南交通大学材料科学与工程学院，四川成都６１００３１；２西南交通大学电气工程学院，四川成都６１００３１） 摘要：为区分高速列车不同工况，利用ＤＢ５小波提取高速列车不同工况振动信号的频域特征，用窗口傅立叶变换计 算瞬时频率。结果表明：低速时不同工况的频域特征差异不大；随着速度增大，不同工况的主频、次主频及其对应的能量 差异变得明显；不同工况失稳时的瞬时频率不同，据此可区分失稳的工况类型。前述结果可用于判断高速列车运行状态， 为高速列车安全、舒适运行提供数据基础。 关键词：频率；小波；窗口傅立叶变换；高速列车；安全 中图分类号：ＴＮ９１１．７２ 文献标识码：Ａ 文章编号：１００２—１８４１（２０１５）０５—００９９—０５ Ｖｉｂｒａｔｉｏｎ Ｍｏｎｉｔｏｒｉｎｇ Ｓｉｇｎａｌｓ Ｆｒｅｑｕｅｎｃｙ Ｆｅａｔｕｒｅ ｏｆ Ｈｉｇｈ Ｓｐｅｅｄ Ｔｒａｉｎ ＬＩ Ｚｈｉ ｍｉｎ ，ＧＯＵ Ｘｉａｎ—ｔａｉ ，ＱＩＮ Ｎａ ，ＪＩＮ Ｗｅｉ．ｄｏｎｇ （１．Ｓｃｈｏｏｌ ｏｆ Ｍａｔｅｒｉａｌ Ｓｃｉｅｎｃｅ ａｎｄ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，Ｓｏｕｔｈｗｅｓｔ Ｊｉａｏｔｏｎｇ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ，Ｃｈｅｎｇｄｕ ６１００３１，Ｃｈｉｎａ； ２．Ｓｃｈｏｏｌ ｏｆ Ｅｌｅｃｔｒｉｃａｌ Ｅｎｇｉｎｅｅｒｉｎｇ，Ｓｏｕｔｈｗｅｓｔ Ｊｉａｏｔｏｎｇ Ｕｎｉｖｅｒｓｉｔｙ，Ｃｈｅｎｇｄｕ ６１００３１，Ｃｈｉｎａ） Ａｂｓｔｒａｃｔ：Ｆｏｒ ｄｉｆｆｅｒｅｎｔｉａｔｉｎｇ ｄｉｆｆｅｒｅｎｔ ｗｏｒｋｉｎｇ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎ ｏｆ ｈｉｇｈ ｓｐｅｅｄ ｔｒａｉｎ，ｆｒｅｑｕｅｎｃｙ ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ ｏｆ ｔｈｅ ｓｉｇｎａｌｓ ｗａｓ ｇｏｔ ｗｉｔｈ ＤＢ５．ａｎｄ ｔｈｅ ｉｎｓｔａｎｔａｎｅｏｕｓ ｆｒｅｑｕｅｎｃｙ ｏｆ ｔｈｅ ｓｉｎｇａｌｓ ｗａｓ ａｃｈｉｅｖｅｄ ｗｉｔｈ ｗｉｎｄｏｗｅｄ Ｆｏｕｒｉｅｒ ｔｒａｎｓｆｏｒｍ．Ｔｈｅ ｒｅｓｕｌｔｓ ｓｈｏｗ ｔｈａｔ ａｔ ｌＯＷ —ｓｐｅｅｄ，ｔｈｅ ｄｉｆｅｒｅｎｃｅ ｏｆ ｆｒｅｑｕｅｎｃｙ ｄｏｍａｉｎ ｆｅａｔｕｒｅ ｉｎ ｄｉｆｆｅｒｅｎｔ ｗｏｒｋｉｎｇ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎ ｉｓ ｎｏｔ ｃｌｅａｒｌｙ，ｂｕｔ ａｓ ｔｈｅ ｓｐｅｅｄ ｉｎｃｒｅａｓｅｓ，ｔｈｅ ｄｉｆｆｅｒｅｎｃｅ ｏｆ ｄｏｍｉｎａｎｔ ｆｒｅｑｕｅｎｃｙ，ｔｈｅ ｓｅｃｏｎｄ ｄｏｍｉｎａｎｔ ｆｒｅｑｕｅｎｃｙ ａｎｄ ｉｔｓ ｅｎｅｒｇｙ ｂｅｃｏｍｅ ｍｏｒｅ ｏｂｖｉｏｕｓ；ｗｈｅｎ ｔｈｅ ｔｒａｉｎ ｉｓ ｉｎ ｉｎｓｔａｂｉｌ— ｉｔｙ，ｔｈｅ ｉｎｓｔａｎｔａｎｅｏｕｓ ｆｒｅｑｕｅｎｃｙ ｏｆ ｄｉｆｆｅｒｅｎｔ ｗｏｒｋｉｎｇ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎ ｉｓ ｄｉｆｅｒｅｎｔ，ＳＯ ｄｉｆｆｅｒｅｎｔ ｗｏｒｋｉｎｇ ｃｏｎｄｉｔｉｏｎ ｏｆ ｉｎｓｔａｂｉｌｉｔｙ ｃａｎ ｂｅ ｄｉｓｔｉｎ— ｇｕｉｓｈｅｄ ｂａｓｅｄ ｏｎ ｔｈｅ ｆｒｅｑｕｅｎｃｙ ｃｈａｒａｃｔｅｒｉｓｔｉｃｓ．Ｔｈｅｓｅ ｒｅｓｕｌｔｓ ｃａｎ ｂｅ ｕｓｅｄ ｔｏ ｅｓｔｉｍａｔｅ ｒｕｎ—ｓｔａｔｅ ｏｆ ｔｈｅ ｈｉｇｈ ｓｐｅｅｄ ｔｒａｉｎ ａｎｄ ｐｒｏｖｉｄｅ ｄａｔａ ｂａｓｅ ｔｏ ｔｈｅ ｓａｆｅｌｙ ａｎｄ ｃｏｍｆｏｒｔａｂｌｙ ｒｕｎｎｉｎｇ ｏｆ ｔｈｅ ｈｉｇｈ ｓｐｅｅｄ ｔｒａｉｎ． Ｋｅｙ ｗｏｒｄｓ：ｆｒｅｑｕｅｎｃｙ；ｗａｖｅｌｅｔ；ｗｉｎｄｏｗｅｄ Ｆｏｕｒｉｅｒ ｔｒａｎｓｆｏｒｍ；ｈｉｇｈ ｓｐｅｅｄ ｔｒａｉｎ；ｓａｆｅｔｙ ０引言 算了高速车辆在高速线路和提速干线条件下车体、构架、轮对 我国在高速铁路领域取得了举世瞩目的进展和成果，通过 等车辆各部件和轨道部件的振动响应；文献［２］介绍了轨道车 消化吸收相关技术和再创新，研制出了具有自主知识产权的高 辆动力学建模的发展过程，目前常用的两种建模方法及其特 速列车，运营速度在２５０ ｋｍ／ｈ以上，某些线路的运营速度达 点；文献［３］建立了客车一轨道、货车一轨道、机车一轨道的空间 ３５０ ｋｍ／ｈ。２０１０年１２月３日在京沪高铁先导段运行试验中创 耦合模型，其中轨道部分采用钢轨一轨枕一道床３层模型；文献 造了４８６．１ ｋｍ／ｈ的世界铁路运营试验最高速。由于高速铁路 ［４］采用解析法分析了不平顺条件下高速铁路轨道结构振动及 运营速度高，一旦发生事故必将造成严重后果。虽然我国在高 列车速度、轨道不平顺对有砟轨道结构振动的影响；文献［５］通 速列车的设计、制造和集成技术等方面已具有世界先进水平， 过对现场实测车轮的轮轨接触几何特性进行计算分析，根据列 但在高速列车的安全保障技术方面仍有诸多需要进一步研究、 车参数建立车辆动力学仿真模型，分析凹形磨耗及不同车轮偏 并解决的问题。我国一直对高速列车服役性能进行跟踪监测， 磨形式对车辆动力学的不利影响；文献［６］从时域内分析了一、 在武广线、郑西线所做的长期跟踪实验已经获取大量监测数 二系悬挂参数对高速客车动力学性能的影响，从频域内分析了 据，已将高速铁路服役性能实时监测列为常态化工作。由于我 二系悬挂参数对车体振动模态的影响，认为合理设置一系纵向 国的高速列车都是在长大线路上持续高速运行，造成磨耗加 和横向定位刚度和二系抗蛇行减振器结构阻尼参数即可基本 快、振动加剧、性能参数快速蜕变，确保高速列车安全、舒适运 实现转向架较高的临界速度，减小二系横向刚度而适当增大二 营更加困难。通过对高速列车运行动力学的相关状态和参数 系横向阻尼可提高高速客车的横向平稳性，为改善高速客车的 的动态变化监测和时空环比，可以观测到高速列车服役性能的 垂向平稳性，一、二系垂向减振器阻尼都不宜选取过大；文献 退化，及时采取针对性的措施，从而避免重大运营安全事故的 ［７］列举了高速铁路在过去运营过程中出现的几次重大脱轨事 发生，保护国家财产和人民生命财产安全。 故和引起脱轨事故的原因，讨论了高速列车在高速运行条件下 为研究高速列车的舒适性和安全性，国内外学者已做了大 车辆／线路耦合动态行为分析建模和数值方法，在高速运行状 量的工作：文献［１］通过Ｎｅｗｍａｒｋ数值积分和Ｍａｔｌａｂ仿真，计 态下车辆和轨道系统某些部件发生故障和失效、或遭到强横风 和旋风的袭击、或地震发生的情况复杂状态下安全评估和分析 收稿日期：２０１４－０５７２３收修改稿日期：２０１５－０２—２１ 方法，阐述了现有车辆轨道耦合动力学模型存在的问题；文献 第５期 李智敏等：高速列车振动监测信号的频率特征 １０１ ４８３ ｋｍ／ｈ（动车原车最高测试速度，未失稳）递增，至失稳状态 后不再增加测试速度，停机。每种速度下运行１ ｍｉｎ并记录传 感器数据，采样频率为２４３ Ｈｚ。 ２．２数据处理 用ＤＢ５小波进行５层分解计算动车台架试验上述４种工 况信号的频率谱见图２～图５。 图２是不同速度下动车原车的频率谱，纵坐标表示各频率对 应的振动能量的相对大小，最高测试速度为４８３ ｋｒｎ／ｈ，未失稳，表 明抗蛇行减振器、横向减振器、空气弹簧等部件能显著地提高动车 棚 墨銎 需 鞲 捉 失稳的临界速度，提高动车的安全Ｊ胜和舒适性。试验结果表明，随 着速度增大，监测到的动车原车显著频率增大，振动能量增大，振 动能量未出现数量级的变化。动车原车的振动呈现双峰势态，速 度较低时，低频振动的能量相对较高，随着速度增大，高频振动的 能量增大，低频振动的能量相对变弱。 ３．Ｏ ２．５ ２．ｏ 一 萎１．５ 稃 孵１．０ Ｏ．５ Ｏ ｎ５ １＿ｏ １．５ ２．ｏ ２．５ ３．ｏ 频率／Ｉ－Ｉｚ 图２动车原车频率谱 图３是不同速度下的动车横向减振器全拆后得到的频率谱， 图３中的ｒｏｌｌ表示无轨道谱的测试数据，不带ｒｏｌｌ表示试验中已加 载武广线轨道谱的轨道激扰。未加载轨道谱时，在速度２２０ ｋｓｒｄｈ 即出现晃动，频率谱分布趋于集中，瞬时频率线趋于特定频率（１． ４２４ Ｈｚ，计算时频率分辨率Ｏ．１１８ ６ Ｈｚ，下同）；加载轨道谱时，晃动 现象消失，这是因为加载的随机轨道谱抵消了规律性的晃动；速度 ２５０ ｋｍ／ｈ且加载轨道谱时，存在激扰失稳、列车失稳，频率谱分布 集中于１．４２４ Ｉ－Ｉｚ，以１．４２４ Ｈｚ为中心呈近似对称分布，对应于此显 著频率的振动能量大；速度２５０ ｋｍ／ｈ且不加载轨道谱时，列车仍处 于失稳状态，频率谱分布集中于１．４２４ Ｈｚ，以１．４２４ Ｈｚ为中心呈近 似对称分布，对应于此显著频率的振动能量比未加载轨道谱的振 动能量更强，这是因为没有随机轨道谱的随机消减作用，失稳产生 的共振激励更强。 图４是不同速度下的动车抗蛇行减振器全拆后得到的频 率谱，试验表明，不加载轨道谱时，在速度１２０ｋｍ／ｈ即出现微 晃，表现为快速收敛到非失稳状态；速度１６０ ｋｍ／ｈ时出现微晃 即轻微晃动，表现可收敛到非失稳状态；速度２００ ｋｍ／ｈ即出现 晃，表现为缓慢收敛到非失稳状态；速度２２０ ｋｍ／ｈ加载轨道谱 情况下进入失稳状态，系统振动能量尚未显著增强，显著频率 ２．１３６ Ｈｚ，未加载轨道谱情况下失稳，后架大晃，前架小晃，因无 随机轨道谱消减失稳状态，故失稳的表征更明显，频率谱分布 Ｏ 频率／Ｈｚ 图３动车横向减振器全拆频率谱 更趋于集中，瞬时频率线趋于特定频率（１．８９８ Ｈｚ），失稳振动特 征频率的能量强。 图５是不同速度下动车全部空气弹簧失气后得到的频率 谱，试验条件下，速度３００ ｋｍ／ｈ时表现为激扰有晃，速度３８０ ｋｍ／ｈ时，加载轨道谱列车激扰失稳，不加载轨道谱亦失稳，从 频率谱可见，不加载轨道谱时的振动能量远大于加载轨道谱时 的振动能量，表明所加载的随机轨道谱对规律性的失稳振动有 消减作用。 ■ 蕾暑 靛 罂 需 鞲 Ｏ 频率／Ｈｚ 图４动车抗蛇行减振器全拆频率谱 一 盎ｌ 餐 罂 需 蟥 Ｏ 图５动车空气弹簧失气频率谱 从特征频率、频率谱的分布和各特征频率对应的能量动车 １Ｏ２ Ｉｎｓｔｒｕｍｅｎｔ Ｔｅｃｈｎｉｑｕｅ ａｎｄ Ｓｅｎｓｏｒ Ｍａｙ．２０１５ 的典型工况。 振动上。 由不同速度下车体前部横向位移值计算得到的动车原车 显著频率及其对应的能量见表１。 动车抗蛇行减振器全拆时不同速度下由车体前部横向位 移值计算得到的特征频率见表３。 表３动车抗蛇行减振器全拆时不同速度下由车体前部 横向位移值计算得到的特征频率及其对应的能量 从表１可以看出，随着速度的增大，特征显著频率变化为 ０．４７６ ６ Ｈｚ— ０．５９３ ３ Ｈｚ－－￣０．７１ １ ９ Ｈｚ—｝０．８３０ ６ Ｈｚ—’１．１８７ ＨＺ－－－－￣ １．３０５ Ｈｚ，第二组显著频率变化为１．１８７ Ｈｚ一１．４２４ Ｈｚ一 １．５４２ Ｈｚ。对比第一组、第二组显著频率及其对应的能量的变 化，可见在低速时振动能量集中在相对低频的振动上，随着速 度增大，振动能量集中到相对高频的振动上。 动车横向减震全拆时不同速度下由车体前部横向位移值 计算得到的特征频率及其对应的能量见表２。 表１ 由不同速度下车体前部横向位移值计算得到的 动车原车特征频率及其对应的能量 注：时速４０、８Ｏ ｋｍ／ｈ时只有一个显著频率及其对应的能量，原因是低速 下振动模式简单且能量低；表中能量仅用于表征动能量大小的相对值， 故不带单位；高速状态下振动频率趋向于显著频率表明系统趋向于特 定的振动模式；第三组频率及其对应的能量可以忽略 表２动车横向减震全拆时不同速度下由车体前部横向 位移值计算得到的特征频率及其对应的能量 从表２可以看出，随着速度的增大，特征显著频率由１．４２４ Ｈｚ增至１．３０５ Ｈｚ，可见随着速度增大，特征频率变化趋势不明 显，显著频率的能量增大趋势明显。对比第一组、第二组显著 频率及其对应的能量的变化，可见在低速时振动能量集中在相 对低频的振动上，随着速度增大，振动能量集中到相对高频的 从表３可以看出，随着速度的增大，第一组特征频率变化 为０．４７６ ６ Ｈｚ—Ｏ．５９３ ３Ｈｚ一０．７１１ ９ Ｈｚ，对应的能量逐渐减小， 原因可能是随着速度增大，车体逐渐表现出蛇行特征来，能量 集中表现在蛇行特征显著频率上；特征显著频率变化为１．４２４ Ｈｚ＿１．６６１ Ｈｚ＿÷１．７８ Ｈｚ＿２．０１７ Ｈｚ ２．１３６ ＨＺ－－－－￣１．８９８ Ｈｚ，可见 随着速度增大，蛇行的频率增大，且蛇行的能量随之增大。 空簧失气时不同速度下由车体前部横向位移值计算得到 的特征频率见表４。 表４空簧失气时不同速度下由车体前部横向位移值 计算得到的特征频率及其对应的能量 从表４可以看出，随着速度的增大，特征频率变化为 ０．８３０６ Ｈｚ—加．９４９２ Ｈｚ １．０６８ Ｈｚ一１．１８７ Ｈｚ，可见随着速度增 大，显著频率增大，且特征频率对应的能量随之增大。 用窗口傅立叶变换（窗口尺寸为５１２个数据）计算信号的 瞬时频率。由于窗口尺寸直接影响频率趋势线，尺寸过大，得 到的频率趋势线不明显，尺寸过小，得到的频率趋势线变复杂。 为了得到较好的频率趋势线，兼顾在频域和时域的分辨率，选 定窗口尺寸为５１２。 计算了典型工况不同速度下的频率趋势线，在未失稳情况 下，瞬时频率线呈随机分布状态，失稳时，瞬时频率稳定在显著 频率上，呈直线分布，见图６。动车原车（最高测试速度４８３ ｋｍ／ｈ）瞬时频率呈随机状态，尚未失稳，其余３种工况如抗蛇行 第５期 李智敏等：高速列车振动监测信号的频率特征 性，未失稳。 ３结论 １Ｏ３ 减振器全拆（最高测试速度２２０ ｋｍ／ｈ，１．８９８ Ｈｚ）、空簧失气（最 高测试速度３８０ ｋｍ／ｈ，１．１８７ Ｈｚ）、横向减振器全拆（最高测试 速度２５０ ｋｍ／ｈ，１．３０５ Ｈｚ）的瞬时频率稳定于定值，均已在相对 （１）利用动车振动监测信号的显著频率、次显著频率和其 对应的能量，在较高速度下能区别动车的典型工况； （２）利用窗口傅立叶变换计算可得到动车典型工况的振动 较低的速度下进入失稳状态；计算中频率分辨率为０．１１８ ６，能 分辨出４种典型工况。图中瞬时频率线在右端呈现的方波是 因计算方法原因引起的，无实际意义。 ４ 监测信号的瞬时频率曲线，各典型工况的瞬时频率不同，能明 显区别动车的典型工况； （３）利用动车振动监测信号的频率特征，可判断动车运行 ３ 状态，为动车确保动车安全、舒适运行提供依据。 参考文献： ［１］史红梅，余祖俊，周佳亮．不同线路条件及运行速度下高速列车振 动性能分析．北京交通大学学报，２０１２，３６（１）：１１２－１１６． 蔷 臻 １ ［２］ＨＯＵ Ｋ，ＫＡＬＯＵＳＥＫ Ｊ，ＤＯＮＧ Ｒ．Ａ ｄｙｎａｍｉｃ ｍｏｄｅｌ ｆｏｒ ａｎ ａｓｙｍｍｅｔｉｒｃａｌ ｖｅｈｉｃｌｅ／Ｒａｃｋ ｓｙｓｔｅｍ．Ｊｏｕｒｎａｌ ｏｆ Ｓｏｕｎｄ ａｎｄ Ｖｉｂｒａｔｉｏｎ，２００３，２６７（３）：５９１— Ｏ ６０４． ５００ １（啪 １５００ ２０００ ２５００ ３０００ 采样数据点 ［３］翟婉明．车辆一轨道耦合动力学．３版．北京：科学出版社，２００７． ［４］ 冯青松，雷晓燕，练松 不平顺条件下高速铁路轨道振动的解析 图６动车典型工况最高测试速度下失稳时的瞬时频率 研究．振动工程学报，２００８，２１（６）：５５９－５６４． 因抗蛇形减振器全拆模拟故障工况的最高测试速度为２２０ ｋｍ／ｈ，故横向对比四种工况在此速度下的显著频率和其对应的 能量。 ［５］黄照伟，崔大宾，杜星，等．车轮偏磨对高速列车直线运行性能的 影响．铁道学报，２０１３，３５（２）：１４－２０． ［６］池茂儒，张卫华，曾京，等．高速客车转向架悬挂参数分析．大连交 通大学学报，２００７，２８（３）：１３－１９． ［７］金学松，郭俊，肖新标，等．高速列车安全运行研究的关键科学问 题．工程力学，２００９，２６（ＳｕｐｌＩ）：８－１５． 动车原车特征频率呈双峰分布，分别为０．５９３ ３ Ｈｚ、能量 ４６ ５５０，１．４２４ Ｈｚ、能量６８ ７８０，未失稳。 动车抗蛇行减振器全拆：当加载轨道谱时，频率分布呈现 主次双峰型，分别为０．５９３ ３ Ｈｚ（次峰）、能量１９ ３４０，２．１３６ Ｈｚ （主峰），能量６１ ８４０，从瞬时频率线判断为分时段失稳；不加载 ［８］ 罗仁，曾京，邬平波，等．高速列车车轮不圆顺磨耗仿真及分析．铁 道学报，２０１０，３２（５）：３０－３５． 轨道谱时，频率分布呈单峰型，为１．８９８ Ｈｚ、能量２１９ １００，从瞬 时频率线判断为持续失稳，从失稳时特征频率的能量判断，失 稳共振强劲。 ［９］宫岛，周劲松，孙文静，等．高速列车弹性车体与转向架耦合振动 分析．交通运输工程学报，２０１１，１１（４）：４１－４７． ［１Ｏ］ 于金朋，余建勇，张立民．高速列车整备车体谐振分析．大连交通 大学学报，２０１１，３２（６）：９－１３． ［１１］王伟，李瑰贤．高速车辆蛇行跳轨的混沌行为．振动工程学报， ２００８，２１（４）：３７１—３７５． 动车横向减震全拆：加载轨道谱时，频率分布呈主次双峰 型，分别为０．７１１ ９ ｎｚ（次峰）、能量２１ ３８０，１．３０５ Ｈｚ（主峰）、能 量１５１ ０００，瞬时频率曲线在局部时间段内存在频率驱一性，局 部存在晃且缓慢收敛非失稳状态；不加载轨道谱时，频率分布 呈主次双峰型，分别为１．０６８ Ｈｚ（主峰）、能量９６ ２８０，１．７８０ Ｈｚ ［１２］李智敏，苟先太，金炜东，等．微地震信号的频率特征．岩土工程学 报，２００８，３０（６）：８３０—８３４． 作者简介：李智敏（１９６４一），工程师，博士研究生，主要研究领域为智能 （次峰），能量３８ ６４０。 动车空簧失气，加载轨道谱时，频率分布呈主次三峰型，分 信息处理、信号识别与仿真研究。 Ｅ－ｍａｉｌ：１ １９６６８１８２５＠ｑｑ．ｃｏｎ 别为０．４７４ ６ Ｈｚ（次峰）、能量２３ ７９０，１．０６８ Ｈｚ（主峰），能量 苟先太（１９７１一），博士，副教授，主要研究领域为智能信息处 ９１ ６８０，１．６６１ Ｈｚ（次峰），能量５３ ３００，频率随机分布更具多样 （上接第９５页） 保持不变，控制器可不进行封口检验；方法三与方法二比较说 理，信号识别与仿真。 方法是有效可行的，且该检验方法避免了充压密封环节带来的 ｓＦ 气体损耗问题，同时避免了与密封性能检验项目的重复。 明ｓＦ６气体密度控制器温度补偿检验与表腔内所充气体无关， 只要连续加压至额定压力值不变，就可在不同温度条件下进行 温度补偿检验。 经过试验结果与分析证明了本文提出的温度补偿检验方法是 可以作为标准方法进行产品检验的。 参考文献： ［１］ ＧＢ／Ｔ ２２０６５－－２００８压力式六氟化硫气体密度控制器标准． ［２］ ＧＢ／Ｔ １０８９２－－２００８电子式六氟化硫密度变送器标准． 以上方法是通过公式计算得到的，图１为ＧＢ／Ｔ１０８９２— ２００８电子式六氟化硫密度变送器标准中典型密度及温度下的 气体压力一温度曲线。在一般情况下，也可以采用方便的查询 曲线方法进行压力值的修正。 ３结束语 作者简介：张弘一（１９８７一），助理工程师，硕士。从事仪器仪表、传感器 产品的检测技术研究工作。 Ｅ—ｍａｉｌ：Ｚｈａｎｇｈｏｎｇｙｉ６２６＠１２６．ｔｏｍ 综上所述，本文提出的ｓ 气体密度控制器温度补偿检验
