高鵬燕

(中國鐵路沈陽局集團有限公司長春車輛監(jiān)造項目部，130062，長春//高級工程師)

軌道交通車輛一系懸掛系統(tǒng)一般安裝于軸箱與構(gòu)架之間[1]，為構(gòu)架提供垂向、縱向與橫向柔性定位支撐，衰減由軌道傳遞到構(gòu)架的振動能量，保證車輛平穩(wěn)運行[2]，是軌道交通車輛轉(zhuǎn)向架的重要組成部分。一系懸掛系統(tǒng)直接影響車輛運行的安全性與舒適性。

某型地鐵車輛踏面制動轉(zhuǎn)向架一系懸掛裝置結(jié)構(gòu)如圖1所示，軸箱彈簧與軸箱體間的連接方式為：軸箱彈簧芯軸下部插在軸箱體彈簧定位孔中，彈簧芯軸支撐平面坐在軸箱體彈簧孔上面。為了便于補償彈簧高度差及調(diào)整輪重，彈簧芯軸支撐平面與軸箱體彈簧孔間根據(jù)需要安裝U形插口調(diào)整墊片。為了便于安裝，軸箱彈簧安裝孔與彈簧芯軸間采用小間隙配合，配合間隙為0.35～0.50 mm。在軸箱彈簧安裝孔和彈簧芯軸下部設(shè)有下蓋，下蓋厚度為16 mm，采用螺栓將下蓋與芯軸連接(如圖2所示)，螺栓緊固后可以把軸箱夾緊。下蓋螺栓規(guī)格為M16×55，強度等級為8.8級，緊固力矩為150 Nm。

該螺栓在應(yīng)用過程中出現(xiàn)斷裂故障，嚴(yán)重威脅地鐵車輛運用安全，同時增大了運用維護成本。本文分析了螺栓斷裂原因，提出了改進方案，并基于臺架試驗，驗證了改進方案的有效性。

圖1 某型地鐵轉(zhuǎn)向架一系懸掛裝置結(jié)構(gòu)圖

圖2 某型地鐵轉(zhuǎn)向架一系懸掛彈簧下蓋螺栓

1 斷裂螺栓材料及斷口分析

螺栓的材料成分、硬度、夾雜/缺陷等級、金相組織、抗拉強度和屈服強度的檢測結(jié)果表明，螺栓材料的性能均滿足相關(guān)標(biāo)準(zhǔn)，因此排除了螺栓質(zhì)量所引發(fā)的斷裂故障。螺栓斷口失效分析結(jié)果如圖3所示。斷口可見典型的疲勞紋理，因此該斷裂為疲勞斷裂；疲勞瞬斷區(qū)為等軸狀韌窩，因此判斷斷裂原因為彎曲導(dǎo)致的疲勞斷裂[3]。

a) 疲勞紋理b) 等軸狀韌窩

圖3 斷裂螺栓斷口失效分析結(jié)果

2 螺栓斷裂故障原因分析

為分析螺栓斷裂故障原因，在轉(zhuǎn)向架參數(shù)試驗臺上，測試下蓋螺栓在線路運用載荷工況下的受力狀態(tài)。

2.1 試驗方案設(shè)計

車輛運行過程中將承受垂向(垂直軌面方向)力、牽引力、制動力及輪軸橫向(垂直車輛行進方向)力。在橫向上，兩根螺栓布置在下蓋橫向彎曲中心線上，承受彎曲載荷較??；縱向(車輛行進方向)上，兩根螺栓布置在下蓋縱向彎曲中心線兩側(cè)，承受一定的彎矩作用，且U形插口調(diào)整墊片僅在橫向彎曲方向呈對稱性。故縱向載荷對螺栓受力狀態(tài)影響較大。本文在縱向加載下分析螺栓受力狀態(tài)。

根據(jù)設(shè)計參數(shù)，在重車工況下，縱向力為35 kN。在參數(shù)試驗臺(見圖4)上約束車輪位移，在空氣彈簧上部的枕梁上施加垂向載荷與縱向載荷，分別模擬車輛運行時的垂向載荷、縱向載荷。在軸箱上布置激光位移傳感器，測試彈簧芯軸與軸箱間的相對位移，以分析其相對滑動狀態(tài)。在故障螺栓安裝位置安裝測力螺栓，測試螺栓所受拉伸載荷、橫向彎矩與縱向彎矩。

2.2 試驗數(shù)據(jù)分析

隨著施加在軸箱的縱向載荷近似線性增大，軸箱與芯軸相對位移變化明顯分為3個階段(見圖5)：當(dāng)縱向載荷小于5 kN時，軸箱與芯軸相對位移接近于0，基本沒有滑動，可認(rèn)為U形插口調(diào)整墊處于穩(wěn)定狀態(tài)；當(dāng)縱向載荷繼續(xù)增大至20 kN過程中，軸箱與芯軸相對位移有所增大，U形插口調(diào)整墊有所滑動，但滑動速率相對較小，可認(rèn)為U形插口調(diào)整墊處于微動狀態(tài)；當(dāng)縱向載荷大于20 kN，軸箱與芯軸相對位移繼續(xù)增大，且滑動速率明顯增大，可認(rèn)為U形插口調(diào)整墊處于滑動狀態(tài)，當(dāng)軸箱縱向載荷達(dá)到37.5 kN時，軸箱與芯軸相對位移已達(dá)0.17 mm。

a) 試驗臺與轉(zhuǎn)向架b) 轉(zhuǎn)向架局部

圖4 一系彈簧下蓋螺栓參數(shù)試驗臺臺架試驗

圖5 U形插口調(diào)整墊狀態(tài)與縱向載荷關(guān)系

螺栓拉伸載荷與U形插口調(diào)整墊滑動狀態(tài)關(guān)系如圖6所示。在U形插口調(diào)整墊穩(wěn)定狀態(tài)階段，螺栓所受拉伸載荷基本接近于0；在U形插口調(diào)整墊處于微動狀態(tài)階段，拉伸載荷有小幅增長，但增速較緩；在U形插口調(diào)整墊處于滑動狀態(tài)階段，拉伸載荷增速明顯變大，當(dāng)軸箱縱向載荷達(dá)到37.5 kN時，螺栓拉伸載荷達(dá)到1.7 kN。

圖6 螺栓拉伸載荷與U形插口調(diào)整墊滑動狀態(tài)關(guān)系

螺栓彎矩與U形插口調(diào)整墊滑動狀態(tài)關(guān)系如圖7所示。在U形插口調(diào)整墊穩(wěn)定狀態(tài)階段，螺栓所受彎矩基本接近于0；在U形插口調(diào)整墊處于微動狀態(tài)階段，彎矩有小幅增長，但增速較緩，彎矩最大值為2 Nm；在U形插口調(diào)整墊進入滑動狀態(tài)階段，彎矩方向發(fā)生變化，彎矩增速明顯變大，當(dāng)軸箱縱向載荷達(dá)到37.5 kN時，螺栓彎矩達(dá)到16 Nm。

圖7 螺栓彎矩與U形插口調(diào)整墊滑動狀態(tài)關(guān)系

綜上，U形插口調(diào)整墊滑動狀態(tài)直接影響下蓋螺栓所受載荷大小，U形插口調(diào)整墊發(fā)生明顯滑動，導(dǎo)致螺栓所受載荷急劇增大。

2.3 螺栓疲勞強度分析

依據(jù)GB/T 16823.1《螺紋緊固件應(yīng)力截面積和承載面積》[4]，M16螺栓有效直徑De取14.12 mm。

則拉伸載荷F作用下螺栓應(yīng)力為：

彎矩M作用下螺栓應(yīng)力為：

螺栓最大應(yīng)力為：

σ=σF+σM=68.76 (MPa)

由此可知，彎矩對螺栓的應(yīng)力貢獻(xiàn)為84.2%。

依據(jù)標(biāo)準(zhǔn)DVS 1612《高強度螺栓連接的系統(tǒng)計算》[5]，8.8級螺栓疲勞極限為：

σASG=(2-FSm/F0.2min)·σASV=66.2 (MPa)

式中：

σASG——熱處理之后螺栓疲勞極限；

σASV——熱處理之前螺栓疲勞極限；

FSm——螺栓平均載荷；

F0.2min——螺栓屈服極限對應(yīng)載荷。

由此可見，8.8級螺栓在拉伸載荷與彎矩共同作用下，交變應(yīng)力已超過螺栓疲勞極限。

3 改進措施及有效性驗證

3.1 改進措施

由前文分析可知，因U形插口調(diào)整墊抗滑動能力不足而產(chǎn)生滑動，是導(dǎo)致螺栓承受較大載荷的主要原因。因此從以下兩個方面對調(diào)整墊結(jié)構(gòu)進行改進：

(1) 改善調(diào)整墊受力狀態(tài)?？紤]U形插口調(diào)整墊在縱向彎曲方向上的不對稱性，將U形插口調(diào)整墊改進為圓形對稱調(diào)整墊。

(2) 增大調(diào)整墊接觸面摩擦系數(shù)。將調(diào)整墊表面處理由涂面漆改進為表面打砂處理，以提高摩擦系數(shù)。

3.2 調(diào)整墊改進方案抗滑動能力分析

改進方案的抗滑動能力分析仍采用試驗驗證方法，試驗方案與前文故障原因分析試驗方案基本一致。為分析形狀對稱性與摩擦系數(shù)兩個因素對調(diào)整墊抗滑動能力的影響，分別將調(diào)整墊更換為圓形涂底漆調(diào)整墊和圓形表面打砂調(diào)整墊進行試驗驗證，并將縱向載荷增大到50 kN。

改進方案的調(diào)整墊滑動狀態(tài)與軸箱縱向載荷關(guān)系如圖8所示。當(dāng)軸箱縱向載荷小于20 kN時，兩種調(diào)整墊的軸箱與芯軸相對位移量均小于0.01 mm，處于穩(wěn)定狀態(tài)；當(dāng)軸箱縱向載荷大于20 kN時，圓形涂底漆調(diào)整墊進入微動狀態(tài)，圓形打砂調(diào)整墊仍處于穩(wěn)定狀態(tài)；當(dāng)軸箱縱向載荷大于35 kN時，軸箱與芯軸相對位移小于0.025 mm，圓形涂底漆調(diào)整墊進入滑動狀態(tài)，軸箱與芯軸相對位移增速變大；當(dāng)軸箱縱向載荷達(dá)到52 kN時，軸箱與芯軸相對位移仍小于0.12 mm，圓形調(diào)整墊明顯優(yōu)于U形插口調(diào)整墊，而此時圓形打砂調(diào)整墊仍處于穩(wěn)定狀態(tài)，軸箱與芯軸相對位移小于0.015 mm。

圖8 改進方案的調(diào)整墊滑動狀態(tài)與軸箱縱向載荷關(guān)系

螺栓拉伸載荷與改進方案的調(diào)整墊滑動狀態(tài)關(guān)系如圖9所示。圓形涂底漆調(diào)整墊處于穩(wěn)定狀態(tài)時，螺栓拉伸載荷小于0.3 kN；當(dāng)圓形涂底漆調(diào)整墊進入微動狀態(tài)，螺栓拉伸載荷小于0.9 kN；當(dāng)圓形涂底漆調(diào)整墊進入滑動狀態(tài)，且軸箱縱向載荷達(dá)到37.5 kN時，螺栓拉伸載荷小于1.35 kN，仍小于U形插口調(diào)整墊。軸箱縱向載荷小于50 kN時，圓形打砂調(diào)整墊始終處于穩(wěn)定狀態(tài)，拉伸載荷小于0.75 kN，顯著低于U形插口調(diào)整墊。

圖9 螺栓拉伸載荷與改進方案的調(diào)整墊滑動狀態(tài)關(guān)系

螺栓彎矩與改進方案的調(diào)整墊滑動狀態(tài)關(guān)系如圖10所示。圓形涂底漆調(diào)整墊處于穩(wěn)定狀態(tài)時，螺栓彎矩小于1.5 Nm；當(dāng)圓形涂底漆調(diào)整墊進入微動狀態(tài)，螺栓彎矩小于2 Nm；當(dāng)圓形涂底漆調(diào)整墊進入滑動狀態(tài)，且軸箱縱向載荷達(dá)到37.5 kN時，螺栓彎矩小于5 Nm，仍小于U形插口調(diào)整墊。軸箱縱向載荷小于50 kN時，圓形打砂調(diào)整墊始終處于穩(wěn)定狀態(tài)，螺栓彎矩小于2 Nm，顯著低于U形插口調(diào)整墊。

圖10 螺栓彎矩與改進方案的調(diào)整墊滑動狀態(tài)關(guān)系

綜上，調(diào)整墊對稱性及接觸面摩擦系數(shù)均對抗滑動能力產(chǎn)生影響，將調(diào)整墊形狀改進為對稱的圓形并進行表面打砂處理，能夠有效抑制調(diào)整墊的滑動，降低螺栓載荷。

3.3 改進方案的螺栓疲勞強度分析

與U形插口調(diào)整墊取相同外載條件，圓形打砂調(diào)整墊在軸箱縱向載荷37.5 kN作用下，下蓋螺栓所受拉伸載荷為0.75 kN，彎矩為2 Nm。拉伸載荷作用下螺栓應(yīng)力為4.79 MPa，彎矩作用下螺栓應(yīng)力為7.24 MPa，因此螺栓最大應(yīng)力為12.03 MPa，小于螺栓疲勞極限，滿足運用要求。并且，螺栓最大應(yīng)力降為U形插口調(diào)整墊的17.5%，彎矩對螺栓的應(yīng)力貢獻(xiàn)降為60.1%。

4 結(jié)語

本文分析了某型地鐵車輛轉(zhuǎn)向架一系簧下蓋螺栓斷裂原因，并針對故障原因?qū)σ幌祷烧{(diào)整墊結(jié)構(gòu)進行了改進，基于臺架試驗驗證了改進方案的有效性，主要結(jié)論如下：

(1) 原U形插口調(diào)整墊抗滑動能力不足，在較大載荷作用下會發(fā)生明顯滑動，導(dǎo)致下蓋螺栓承受較高彎矩作用，是螺栓發(fā)生疲勞斷裂的主要原因。

(2) 通過改進調(diào)整墊的對稱性以及增大接觸面摩擦系數(shù)，可以顯著提高調(diào)整墊的抗滑動能力，有效抑制調(diào)整墊滑動狀態(tài)，使下蓋螺栓處于較好的受力狀態(tài)。彎矩也因此降低，可保證螺栓疲勞強度滿足運用要求。