楊川,孟繁輝, 許杰,李繼山

(1.中車長(zhǎng)春軌道客車股份有限公司 國(guó)家軌道客車工程研究中心,吉林 長(zhǎng)春 130062;2.中國(guó)鐵道科學(xué)研究院 機(jī)車車輛研究所, 北京 100044)

0 引言

自2014年9月以來，我國(guó)既有動(dòng)車組軸裝制動(dòng)盤螺栓陸續(xù)在深圳、上海、重慶、福州、蘭州等地發(fā)生過多起斷裂或丟失事故，嚴(yán)重影響著動(dòng)車組的運(yùn)營(yíng)安全.由于在動(dòng)車組運(yùn)行中，制動(dòng)盤跟隨輪對(duì)高速旋轉(zhuǎn)，同時(shí)又承受著來自軌道的振動(dòng)以及摩擦制動(dòng)導(dǎo)致的高熱負(fù)荷，因此制動(dòng)盤的緊固螺栓承受應(yīng)力受多重外部條件耦合影響，同時(shí)螺栓的材質(zhì)性能、表面質(zhì)量、制造工藝、緊固預(yù)緊力控制等均對(duì)螺栓的使用壽命具有較大影響.

本文針對(duì)在極端工況下運(yùn)用的制動(dòng)盤螺栓斷裂案例進(jìn)行研究，在實(shí)驗(yàn)室對(duì)斷裂螺栓進(jìn)行失效分析，并對(duì)制動(dòng)盤螺栓在各種振動(dòng)和熱負(fù)荷環(huán)境下的受力狀態(tài)進(jìn)行試驗(yàn)和分析，確定典型斷裂螺栓的失效原因并針對(duì)性的提出解決方案,最終制定出適用于我國(guó)既有動(dòng)車組軸裝制動(dòng)盤的新工藝、高強(qiáng)度的新方案螺栓，最終實(shí)現(xiàn)對(duì)既有軸盤螺栓的全部替換.

1 軸裝制動(dòng)盤的組成

軸裝制動(dòng)盤主要組件示意圖如圖1所示.軸裝制動(dòng)盤組件由摩擦環(huán)通過定心環(huán)對(duì)中，安裝在盤轂上，并使用六角螺栓和防松螺母通過夾緊圈緊固在一起.

圖1 軸裝制動(dòng)盤主要組件示意圖

2 原因調(diào)查

2.1 典型斷裂螺栓失效分析

通過對(duì)典型斷裂螺栓進(jìn)行實(shí)驗(yàn)室失效分析，其化學(xué)成分、硬度、脫碳和增碳等理化性能均滿足GB/T 3098.1-2010的技術(shù)要求.斷裂螺栓的金相組織為均勻的回火索氏體，未見粗大夾雜物和異常組織.螺栓螺紋牙型完整，所檢齒底均未見折疊缺陷和全脫碳層，部分齒尖存在微小的折疊裂紋，但尺寸均滿足GB/T 5779.3-2000《緊固件表面缺陷螺栓、螺釘和螺柱特殊要求》標(biāo)準(zhǔn)要求.螺栓斷口宏微觀形貌檢驗(yàn)分析結(jié)果表明，螺栓斷口光滑平齊，可見清晰的疲勞擴(kuò)展弧線，疲勞弧線細(xì)小，疲勞擴(kuò)展區(qū)占據(jù)斷口的絕大部分區(qū)域(約90%)，瞬斷區(qū)很小，斷口形貌為低應(yīng)力疲勞斷裂特征.疲勞弧線收斂于螺紋表面，說明裂紋起源于螺紋表面.斷口附近無明顯塑性變形，可觀察到裂紋源區(qū)、疲勞擴(kuò)展區(qū)和瞬斷區(qū)(圖2)，螺栓斷裂應(yīng)屬于低應(yīng)力疲勞斷裂.斷口位置均為螺栓螺母嚙合的第一牙位置.

圖2 斷裂螺栓斷口照片

2.2 振動(dòng)載荷分析

根據(jù)制動(dòng)盤沖擊和振動(dòng)的標(biāo)準(zhǔn)載荷定義，軌道車輛設(shè)備均使用國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)IEC61373.該標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定了軌道車輛設(shè)備的隨機(jī)振動(dòng)以及沖擊試驗(yàn)項(xiàng)目要求，其中隨機(jī)振動(dòng)是用設(shè)備驗(yàn)證的唯一測(cè)試方法.為了測(cè)試軸裝制動(dòng)盤振動(dòng)載荷能力，將軸裝制動(dòng)盤安裝在電子阻尼振蕩器上，按標(biāo)準(zhǔn)IEC61373要求進(jìn)行模擬振動(dòng)試驗(yàn).在制動(dòng)盤螺栓貼有應(yīng)變片，用于檢測(cè)制動(dòng)盤螺栓承受彎曲應(yīng)力的大小.

制動(dòng)盤在模擬載荷功能測(cè)試時(shí)，螺栓應(yīng)力測(cè)量結(jié)果如圖3所示，此時(shí)螺栓應(yīng)力幾乎為零，表明螺栓沒有受到彎曲應(yīng)力，夾緊圈相對(duì)盤轂沒有位移.逐漸增大振動(dòng)水平(圖4)，結(jié)果顯示當(dāng)振動(dòng)水平達(dá)到功能測(cè)試水平4倍以上時(shí)，夾緊圈開始產(chǎn)生相對(duì)位移.并且該位移沒有達(dá)到理論最大位移量，即夾緊圈和盤轂間的最大間隙值.

夾緊圈的相對(duì)位移不僅與振動(dòng)加速度等級(jí)g直接相關(guān)，同時(shí)還與其振動(dòng)的頻率有關(guān).通常來說，不同頻率的振動(dòng)具有不同的能量等級(jí).如果振動(dòng)加速度等級(jí)足夠高到能夠產(chǎn)生相對(duì)位移，那么其振動(dòng)能量便決定了該相對(duì)位移的大小.因?yàn)橐鹣鄬?duì)位移的能量會(huì)被摩擦環(huán)與夾緊圈、盤轂之間接觸面的摩擦力所抵消.

圖3 功能測(cè)試螺栓應(yīng)力測(cè)量結(jié)果

圖4 增大振動(dòng)水平后功能測(cè)試螺栓應(yīng)力測(cè)試結(jié)果

圖3、圖4同時(shí)表明，即便很高的振動(dòng)加速度，夾緊圈的相對(duì)位移也很難達(dá)到理論最大位移量，因?yàn)槠湔駝?dòng)頻率以及振動(dòng)加速度不具有足夠大的振動(dòng)能量.根據(jù)能量守恒，已知螺栓預(yù)緊力，計(jì)算得到不同振動(dòng)加速度在相應(yīng)振動(dòng)頻率下的摩擦環(huán)相對(duì)盤轂的最大位移量，見圖5.

圖5 不同沖擊加速度及頻率與摩擦環(huán)相對(duì)盤轂最大位移

計(jì)算結(jié)果表明，在振動(dòng)頻率低于200Hz的情況下，僅在振動(dòng)加速度高于60 g時(shí)才會(huì)產(chǎn)生相對(duì)位移，在評(píng)估加速度具體數(shù)值時(shí)，必須考慮這一點(diǎn).該計(jì)算也表明在振動(dòng)加速度達(dá)到100 g的沖擊試驗(yàn)時(shí)，摩擦環(huán)會(huì)產(chǎn)生位移并隨后停止.總結(jié)以上振動(dòng)計(jì)算和試驗(yàn)，可知在低于50 g的振動(dòng)水平下，摩擦環(huán)相對(duì)盤轂不會(huì)有位移，螺栓承受彎曲應(yīng)力幾乎為零.隨著振動(dòng)加速度逐漸增大，摩擦環(huán)會(huì)帶著夾緊圈產(chǎn)生位移，導(dǎo)致螺栓上產(chǎn)生彎曲載荷.但是如果達(dá)到理論最大位移量，則同時(shí)需要很高的振動(dòng)加速度以及較低的振動(dòng)頻率，此時(shí)螺栓彎曲應(yīng)力會(huì)達(dá)到理論最大值.

2.3 制動(dòng)盤熱負(fù)荷分析

如果動(dòng)車組長(zhǎng)期運(yùn)行在具有長(zhǎng)大坡道線路同時(shí)伴隨電制動(dòng)不能正常工作的情況，為了控制車速或制動(dòng)，就需要長(zhǎng)時(shí)間施加持續(xù)摩擦制動(dòng)，從而導(dǎo)致制動(dòng)盤承受很高的熱負(fù)荷.與正常常用制動(dòng)工況相比，螺栓緊固部件會(huì)有明顯的溫升.因?yàn)楸P轂連接座與夾緊圈的熱傳導(dǎo)能力不一致，在制動(dòng)完成后，盤轂連接座與夾緊圈的溫升會(huì)有所不同.該溫升差異將使得盤轂連接座和夾緊圈的熱膨脹量不一致，從而導(dǎo)致螺栓承受一定的彎矩.

在電制動(dòng)正常工作的情況下，盤轂連接座和夾緊圈的溫升非常接近，幾乎一致.當(dāng)車輛運(yùn)行在較長(zhǎng)距離大坡道上并發(fā)生了電制動(dòng)不能工作的情況下，盤轂連接座與夾緊圈的溫升差異就變得比較明顯.由于盤轂連接座作為盤轂的一部分，可直接將熱量傳遞給盤轂及車軸，所以溫升相對(duì)較低；而夾緊圈作為獨(dú)立部件，與盤轂之間存在一定的間隙，無法直接將熱量傳遞給盤轂和車軸，所以溫升相對(duì)較高(圖6).因此導(dǎo)致了盤轂連接座和夾緊圈的熱膨脹量不一致.如上所述，盤轂連接座和夾緊圈的熱膨脹量不一致，將導(dǎo)致螺栓承受一定的彎矩(圖7).

圖6 軸裝制動(dòng)盤熱傳遞示意圖

圖7 軸裝制動(dòng)盤螺栓受彎矩示意圖

根據(jù)上述分析，基于以下假設(shè)條件：最大行車速度為200 km/h，坡度為20 ‰，制動(dòng)時(shí)間為70 s，單盤載重質(zhì)量為7612 kg，單盤旋轉(zhuǎn)質(zhì)量為400kg，制動(dòng)力為7.2 kN.模擬計(jì)算了緊急制動(dòng)工況下螺栓緊固各部件的溫升情況.

計(jì)算結(jié)果表明，在施加制動(dòng)時(shí)，盤轂連接座與夾緊圈沒有明顯的溫升差異，而在制動(dòng)結(jié)束后，隨著熱量繼續(xù)從摩擦環(huán)傳遞到螺栓連接部位，盤轂連接座與夾緊圈開始出現(xiàn)溫升差異，最大值約55℃(圖8).

圖8 軸裝制動(dòng)盤各部位溫度示意圖

基于55℃的溫升差異以及如下已知條件：①螺栓孔節(jié)圓直徑296 mm；②熱膨脹系數(shù)1.2E-5/K.

熱負(fù)荷計(jì)算顯示，盤轂連接座與夾緊圈的熱膨脹差異即螺栓彎曲量(e)為0.14 mm(圖9).該作用力在動(dòng)車組運(yùn)營(yíng)過程中使螺栓受到彎曲疲勞應(yīng)力，進(jìn)而加速了制動(dòng)盤螺栓熱疲勞裂紋擴(kuò)展.

圖9 螺栓彎曲量(e)示意圖

3 軸裝制動(dòng)盤新方案螺栓

3.1 新螺栓連接的要求

為了更好解決既有制動(dòng)盤螺栓疲勞斷裂問題，對(duì)新螺栓方案提出如下技術(shù)要求：

(1)能直接在現(xiàn)場(chǎng)與現(xiàn)車螺栓實(shí)現(xiàn)互換，且不需要更換其它主要部件；

(2)能安全可靠的抵抗IEC61373規(guī)定的振動(dòng)與沖擊載荷以及緊急制動(dòng)工況下的制動(dòng)扭矩和熱負(fù)荷；

(3)更進(jìn)一步能安全可靠的抵抗高于IEC61373 規(guī)定的振動(dòng)載荷以及電制動(dòng)失效情況下在長(zhǎng)大坡道高速運(yùn)行產(chǎn)生的較高熱負(fù)荷.

3.2 軸裝制動(dòng)盤螺栓新方案

摩擦環(huán)的連接由一個(gè)特殊設(shè)計(jì)的變截面螺栓、位于螺栓頭一側(cè)的調(diào)節(jié)套筒、位于螺母?jìng)?cè)的一個(gè)與螺栓軸肩緊密配合的配合套筒及一個(gè)金屬防松螺母組成(圖10).

圖10 軸裝制動(dòng)盤螺栓新方案示意圖

新設(shè)計(jì)的變截面螺栓與現(xiàn)車既有軸裝制動(dòng)盤螺栓相比，長(zhǎng)度增加24.5 mm，由螺栓長(zhǎng)度105mm加長(zhǎng)至129.5 mm，桿部由原來的直桿變?yōu)樽兘孛?，達(dá)到了替換要求.對(duì)于新設(shè)計(jì)的螺栓，其變截面結(jié)構(gòu)以及相對(duì)增加的螺栓長(zhǎng)度使其具有更高抵抗彎矩的柔性，更為重要的是，與其緊密配合的配合套筒這一獨(dú)特結(jié)構(gòu)可防止螺栓與螺母嚙合的第一牙之高應(yīng)力區(qū)受到彎矩載荷的影響(圖11).

圖11 既有軸裝制動(dòng)盤螺栓與新方案螺栓所受彎矩比較

由于螺栓軸肩與配合套筒緊密配合，配合套筒將引導(dǎo)螺栓的彎矩分布情況.因此該第一牙之高應(yīng)力區(qū)域?qū)⒅怀惺苈菟ㄝS向力，而不再承受任何彎矩.然而為了確保配合套筒可以用手安裝，螺栓軸肩外徑和配合套筒內(nèi)徑之間設(shè)計(jì)有最大0.015 mm 的間隙.因此，實(shí)際的螺栓連接和理論設(shè)計(jì)相比，其螺栓應(yīng)力會(huì)有所不同，但仍然有明顯改善.

3.3 變截面螺栓連接計(jì)算

根據(jù)國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)VDI2230-1對(duì)制動(dòng)盤的螺栓連接進(jìn)行計(jì)算.螺栓連接上的載荷來自制動(dòng)施加的邊界條件及國(guó)際標(biāo)準(zhǔn)IEC61373中對(duì)沖擊和振動(dòng)相關(guān)指標(biāo)，如表1所示.

表1 載荷數(shù)據(jù)

計(jì)算結(jié)果(表2)表明新設(shè)計(jì)的變截面螺栓連接滿足所有設(shè)計(jì)要求.新設(shè)計(jì)的變截面螺栓連接可靠，足以安全承受前述的標(biāo)準(zhǔn)工作載荷.

由于VDI2230無法計(jì)算螺栓的彎曲，所以需要使用有限元分析法(FEM)對(duì)螺栓連接進(jìn)行計(jì)算.

表2 計(jì)算結(jié)果

3.4 FEM有限元計(jì)算

新設(shè)計(jì)的變截面螺栓結(jié)構(gòu)將通過FEM有限元分析法計(jì)算其彎矩載荷(圖12)，計(jì)算邊界條件如下：①最大螺栓預(yù)緊力；②相對(duì)位移 ±0.3mm的彎矩.

計(jì)算結(jié)構(gòu)顯示，螺栓可靠性滿足設(shè)計(jì)要求.

圖12 FEM有限元分析法計(jì)算

FEM有限元仿真計(jì)算考慮了螺栓軸肩與配合套筒間實(shí)際間隙，因此螺栓與螺母嚙合的第一牙之高應(yīng)力區(qū)并不會(huì)完全不受彎矩載荷的影響，仍將承受部分彎矩，但該區(qū)域彎矩載荷明顯下降了60%以上.新設(shè)計(jì)螺栓與現(xiàn)車螺栓之彎矩載荷比較(圖13)，最右側(cè)坐標(biāo)0為嚙合第一牙位置(斷裂位置定義為0).

圖13 新方案螺栓與現(xiàn)車原方案螺栓之彎矩載荷比較

3.5 疲勞試驗(yàn)

由于沒有足夠的現(xiàn)場(chǎng)與實(shí)驗(yàn)室數(shù)據(jù)及經(jīng)驗(yàn)，很難使用FEM有限元仿真分析法計(jì)算螺栓的疲勞極限.因此通過一個(gè)特殊的實(shí)驗(yàn)臺(tái)來驗(yàn)證螺栓的疲勞極限.如圖14所示，兩種型號(hào)的螺栓同時(shí)在實(shí)驗(yàn)臺(tái)上螺母?jìng)?cè)反復(fù)施加±0.3 mm 的位移，模擬現(xiàn)車螺栓與新設(shè)計(jì)螺栓的連接及彎矩情況做疲勞試驗(yàn).

圖14 軸裝制動(dòng)盤螺栓疲勞試驗(yàn)

試驗(yàn)開始前，將螺栓擰緊并用超聲波測(cè)量的方法控制其軸向力，然后開始試驗(yàn).每周可以施加大約10萬次循環(huán)載荷，如果有螺栓發(fā)生斷裂，將停止實(shí)驗(yàn)臺(tái)，標(biāo)記螺母以及螺栓斷裂的位置，同時(shí)每天檢查螺栓連接是否有松動(dòng).試驗(yàn)結(jié)果印證了FEM有限元的分析結(jié)論.既有軸裝制動(dòng)盤原方案螺栓在6萬次循環(huán)載荷次數(shù)時(shí)發(fā)生斷裂，斷裂位置為螺栓與螺母嚙合的第一牙位置.新設(shè)計(jì)的變截面螺栓已施加100萬次循環(huán)載荷，沒有發(fā)生斷裂.這足以證明新設(shè)計(jì)的變截面螺栓比現(xiàn)車螺栓具有更高的可靠性.

4 結(jié)論

計(jì)算結(jié)果表明，振動(dòng)以及熱負(fù)荷可以導(dǎo)致夾緊圈相對(duì)盤轂產(chǎn)生位移，進(jìn)而使螺栓承受彎矩.非制動(dòng)受熱情況下，該最大位移量為±0.15 mm，制動(dòng)受熱后該最大位移量增大0.07 mm達(dá)到±0.22 mm，基于此得出螺栓疲勞斷裂的原因可以歸結(jié)為過高的振動(dòng)載荷以及熱負(fù)荷的共同作用.

新方案增加螺栓長(zhǎng)度及變截面結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，進(jìn)一步有效降低了由于外力或振動(dòng)引起的螺栓應(yīng)力，使變截面螺栓具有可抵抗較高外部載荷的更高可靠性.與螺栓軸肩緊密配合的配合套筒可保護(hù)螺母附近的螺栓螺牙區(qū)域，減少由較高振動(dòng)或熱負(fù)荷導(dǎo)致的夾緊圈相對(duì)位移而引發(fā)的彎矩影響，降低了螺栓螺牙區(qū)域的彎矩.

理論分析及試驗(yàn)結(jié)果表明，新設(shè)計(jì)螺栓方案比現(xiàn)車螺栓具有更高的可靠性，可用于既有動(dòng)車組軸盤螺栓的替換.