姜瑞金，謝基龍

（1 中國(guó)南車 長(zhǎng)江車輛有限公司 產(chǎn)品研究所，湖北武漢430212；2 北京交通大學(xué) 機(jī)電學(xué)院，北京100044）

彈簧托板是轉(zhuǎn)K5型轉(zhuǎn)向架的關(guān)鍵部件，它通過(guò)搖動(dòng)座將兩側(cè)架聯(lián)系起來(lái)使其能同步擺動(dòng)，并為轉(zhuǎn)向架提供足夠的抗菱剛度。在運(yùn)用中轉(zhuǎn)向架發(fā)生菱形變形時(shí)將對(duì)彈簧托板產(chǎn)生剪切作用，在通過(guò)三角坑時(shí)兩側(cè)架發(fā)生相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)，對(duì)其產(chǎn)生扭轉(zhuǎn)作用，在擺動(dòng)和振動(dòng)時(shí)還受到垂向彎曲載荷的作用。

彈簧托板受力復(fù)雜，為制定合理的彈簧托板疲勞試驗(yàn)方法，首先通過(guò)線路實(shí)測(cè)彈簧托板關(guān)鍵部位的應(yīng)力—時(shí)間歷程，然后結(jié)合有限元分析和室內(nèi)載荷—應(yīng)力標(biāo)定試驗(yàn)，反演出彈簧托板的各載荷—時(shí)間歷程，最后以損傷等效原則確定符合實(shí)際運(yùn)用條件的彈簧托板恒幅疲勞試驗(yàn)加載方案。

1 線路載荷譜實(shí)測(cè)

采用全程往返采樣方式，對(duì)轉(zhuǎn)K5型轉(zhuǎn)向架的彈簧托板進(jìn)行了應(yīng)力—時(shí)間歷程線路實(shí)測(cè)，試驗(yàn)車輛選用C76H型浴盆式運(yùn)煤專用敞車，該車商業(yè)運(yùn)營(yíng)速度為120 km／h，空車自重24 t，載重76 t，總重為100 t，滿足轉(zhuǎn)K5型轉(zhuǎn)向架25T軸重的要求，試驗(yàn)線路選在西安鐵路局隴海線興平至虢鎮(zhèn)段，為國(guó)家I級(jí)雙線電氣化干線，能夠很好地代表中國(guó)鐵路干線狀態(tài)，試驗(yàn)最高速度為132 km／h，測(cè)試工況為空車和重車各一個(gè)往返，測(cè)試方法是在彈簧托板關(guān)鍵部位貼應(yīng)變片，通過(guò)應(yīng)力測(cè)試結(jié)果識(shí)別各載荷分量，測(cè)點(diǎn)位置見(jiàn)圖1。

圖1 測(cè)點(diǎn)位置圖（共28個(gè)測(cè)點(diǎn)）

考慮彈簧托板載荷及結(jié)構(gòu)的特點(diǎn)，載荷識(shí)別基本方法如下：

（1）垂向彎矩

彈簧托板為一沿其縱、橫軸對(duì)稱的結(jié)構(gòu)，由于剪切和扭轉(zhuǎn)載荷均為反對(duì)稱，其對(duì)橫軸對(duì)稱面上應(yīng)力無(wú)貢獻(xiàn)，因此，中央截面?zhèn)攘迳系臏y(cè)點(diǎn)（A13、B13）的應(yīng)力只與垂向彎曲載荷有關(guān)，故可用該測(cè)點(diǎn)識(shí)別垂向彎矩。

（2）扭轉(zhuǎn)載荷

由工程梁理論分析可知，關(guān)于彈簧托板縱向?qū)ΨQ面成45°的兩測(cè)點(diǎn) （如A7、B7或 A4、B4）的應(yīng)變差只與扭矩有關(guān)，故可由這兩測(cè)點(diǎn)的應(yīng)變差反推扭矩。

（3）橫向剪力

側(cè)立板上部?jī)蓪?duì)稱測(cè)點(diǎn)（如A12、B12）應(yīng)變差只與橫向剪力有關(guān)，故可由這兩測(cè)點(diǎn)的應(yīng)變差反推橫向剪力。

在測(cè)得結(jié)構(gòu)各縱向?qū)ΨQ測(cè)點(diǎn)Ai、Bi的應(yīng)力—時(shí)間歷程后，通過(guò)前述方法可分別確定橫向剪力、垂向彎矩和扭矩的載荷－時(shí)間歷程，對(duì)各載荷—時(shí)間歷程進(jìn)行雨流計(jì)數(shù)處理，可得各分力載荷譜。結(jié)果表明最大橫向剪力為26 k N，最大扭角為0．80，最大垂向力為30 k N。

2 有限元計(jì)算分析

通過(guò)有限元計(jì)算分析得到各載荷成分下彈簧托板各處的應(yīng)力水平，以補(bǔ)充實(shí)測(cè)應(yīng)力點(diǎn)有限的不足，避免遺漏疲勞危險(xiǎn)部位。將計(jì)算結(jié)果與大應(yīng)力測(cè)點(diǎn)的實(shí)測(cè)應(yīng)力結(jié)果進(jìn)行比較，還可間接反映載荷識(shí)別結(jié)果是否合理。

圖2 最大剪切載荷作用下應(yīng)力分布云圖

圖3 最大扭轉(zhuǎn)載荷作用下應(yīng)力分布云圖

通過(guò)有限元計(jì)算得到各載荷成分下彈簧托板各處的應(yīng)力云圖見(jiàn)圖2、圖3和圖4。

圖4 最大垂向彎曲載荷作用下應(yīng)力分布云圖

對(duì)彈簧托板主要測(cè)點(diǎn)的實(shí)測(cè)最大應(yīng)力與在最大識(shí)別載荷下的計(jì)算應(yīng)力進(jìn)行比較，可見(jiàn)：

（1）側(cè)立板頂折彎處（A12、B12）實(shí)測(cè)最大應(yīng)力為110 MPa左右，該處在最大垂向載荷下的計(jì)算值為96 MPa，在最大剪切載荷下的計(jì)算值為20 MPa左右，在最大扭轉(zhuǎn)載荷下的計(jì)算值為10 MPa左右，其合成最大應(yīng)力在110 MPa左右，實(shí)測(cè)與計(jì)算結(jié)果相當(dāng)，說(shuō)明垂向載荷識(shí)別結(jié)果合理。

（2）止擋孔外側(cè)圓角上（A2／A9、B2／B9）實(shí)測(cè)最大應(yīng)力在96～110 MPa左右，該處在最大剪切載荷下的計(jì)算值為77 MPa，最大扭轉(zhuǎn)載荷下的計(jì)算值為40 MPa，最大垂向載荷下的計(jì)算值為25 MPa左右，該處合成應(yīng)力在110 MPa左右，且主要由剪切和扭轉(zhuǎn)載荷決定，說(shuō)明剪切和扭轉(zhuǎn)載荷識(shí)別結(jié)果合理。

3 疲勞強(qiáng)度評(píng)估

采用無(wú)限壽命設(shè)計(jì)理論，以實(shí)測(cè)的最大動(dòng)應(yīng)力為依據(jù)，并參考AAR貨車設(shè)計(jì)制造規(guī)范中的有關(guān)材料疲勞特性，對(duì)彈簧托板的疲勞強(qiáng)度進(jìn)行評(píng)估。評(píng)估方法為：將平均應(yīng)力Sm下的實(shí)測(cè)應(yīng)力幅Sa點(diǎn)入材料的疲勞極限圖，如實(shí)測(cè)應(yīng)力超出材料的疲勞極限圖的允許范圍則為有限壽命，反之則表示為無(wú)限壽命。

將彈簧托板測(cè)點(diǎn)的實(shí)測(cè)最大動(dòng)應(yīng)力點(diǎn)入相應(yīng)部位材料的疲勞極限線圖，可見(jiàn)彈簧托板接頭及母材上的應(yīng)力均未超出其疲勞極限線圖的允許范圍，疲勞強(qiáng)度滿足無(wú)限壽命設(shè)計(jì)要求，見(jiàn)圖5所示。

4 疲勞試驗(yàn)加載方案研究

根據(jù)《鐵路貨車廠修規(guī)程》及敞、平、棚、罐車等通用貨車技術(shù)條件，通用貨車設(shè)計(jì)壽命為25年，鐵道部走行里程統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù)表明，通用貨車年走行里程約為10萬(wàn)km，因此彈簧托板使用壽命按25年考核，疲勞試驗(yàn)考核目標(biāo)應(yīng)滿足250萬(wàn)km使用要求。

圖5 彈簧托板疲勞疲勞強(qiáng)度評(píng)估

根據(jù)前述線路實(shí)測(cè)結(jié)果，已給出橫向剪力、扭矩和垂向載荷這3種載荷各自的載荷譜。但彈簧托板室內(nèi)疲勞試驗(yàn)難以直接采用該載荷譜進(jìn)行，這是由于按該載荷譜進(jìn)行疲勞試驗(yàn)所需周期太長(zhǎng)而且加載復(fù)雜。因此，有必要通過(guò)合理的手段，將載荷譜簡(jiǎn)化成適合于疲勞試驗(yàn)的疲勞試驗(yàn)載荷。

為盡可能反映實(shí)際運(yùn)行載荷對(duì)彈簧托板疲勞壽命的影響，疲勞試驗(yàn)載荷的確定以實(shí)測(cè)載荷譜和應(yīng)力譜為基礎(chǔ)、以損傷等價(jià)原則為依據(jù)，通過(guò)載荷譜求出單級(jí)等效載荷作為疲勞試驗(yàn)載荷，同時(shí)該加載方案應(yīng)使彈簧托板的大應(yīng)力部位與線路實(shí)測(cè)的大應(yīng)力部位一致，并能再現(xiàn)動(dòng)應(yīng)力較大部位的疲勞損傷情況。根據(jù)這一原則，考慮載荷修正系數(shù)后，確定彈簧托板疲勞試驗(yàn)載荷最終處理結(jié)果見(jiàn)表1，加載頻率根據(jù)試驗(yàn)機(jī)確定。在疲勞試驗(yàn)中應(yīng)監(jiān)測(cè)表1中參考點(diǎn)的實(shí)測(cè)應(yīng)力值，這些實(shí)測(cè)值應(yīng)與表中所給參考點(diǎn)的應(yīng)力值相當(dāng)。

表1 疲勞試驗(yàn)載荷最終處理結(jié)果

在疲勞試驗(yàn)載荷編制過(guò)程中，充分考慮了各種因素的影響，包括小載荷并直接采用S—N曲線及其下延線進(jìn)行疲勞試驗(yàn)載荷計(jì)算。彈簧托板通過(guò)200萬(wàn)次疲勞試驗(yàn)未發(fā)現(xiàn)裂紋則表明其疲勞壽命滿足運(yùn)行250萬(wàn)km的要求。

5 結(jié)束語(yǔ)

2003年9月按上述試驗(yàn)方法的對(duì)稱載荷加載方案對(duì)轉(zhuǎn)K5型轉(zhuǎn)向架彈簧托板進(jìn)行了疲勞試驗(yàn)，經(jīng)過(guò)200萬(wàn)次疲勞試驗(yàn)后未發(fā)現(xiàn)裂紋。該彈簧托板從2003年開(kāi)始裝在轉(zhuǎn)K5型轉(zhuǎn)向架上，到目前為止未發(fā)現(xiàn)裂紋，說(shuō)明確定的疲勞試驗(yàn)方法合理可行。

［1］北京交通大學(xué)．2E軸擺動(dòng)式轉(zhuǎn)向架關(guān)鍵結(jié)構(gòu)動(dòng)應(yīng)力測(cè)試與疲勞強(qiáng)度評(píng)估報(bào)告［R］．2003．

［2］AAR機(jī)務(wù)標(biāo)準(zhǔn) M－1001－97新造貨車的疲勞設(shè)計(jì)［S］．

［3］裴煥斗，孟 松．動(dòng)態(tài)隨機(jī)載荷識(shí)別技術(shù)研究［J］．測(cè)試技術(shù)學(xué)報(bào)，1998，12（3）：49－51．