轉(zhuǎn)向架安全吊裝結(jié)構(gòu)的斷裂原因及改進對策

張相寧，李建鋒，劉東亮，賈尚帥，李明高，孫暉東，郭　濤，高　峰

(中車唐山機車車輛有限公司，河北 唐山　063035)

搖枕安全吊裝結(jié)構(gòu)是客車運行過程中防止搖枕托梁、搖枕脫落的重要部件[1]，主要由安全吊座和安全吊組成。在2015年10月—2016年4月期間，青島開往銀川的25G型客車發(fā)生多次209P型轉(zhuǎn)向架搖枕安全吊裝結(jié)構(gòu)斷裂，其斷裂具體位置為安全吊座螺栓孔處(見圖1)，且該安全吊裝結(jié)構(gòu)僅投入使用1 a，不足其理論壽命的1/10。在列車運行途中，安全吊座斷裂后若脫落在鋼軌上或道岔上，可能會造成列車脫軌甚至顛覆事故[2]。

本文從斷裂失效基本理論出發(fā)，對安全吊座斷裂區(qū)域進行了理化檢驗，仿真分析和試驗分析，找出安全吊座斷裂的原因，提出解決該問題的方法；利用分析結(jié)果，對安全吊裝結(jié)構(gòu)進行改進；提出該分析試驗方法應(yīng)用于同類結(jié)構(gòu)的可能性。

1　安全吊裝結(jié)構(gòu)及受力分析

安全吊座與轉(zhuǎn)向架通過焊接固定成一剛體，安全吊通過螺栓固定在吊座上，安全吊與安全吊座之間為剛性約束，通過螺栓限制安全吊與安全吊座之間的運動[2]，安全吊與安全吊座具體結(jié)構(gòu)如圖2所示，其材質(zhì)及力學(xué)性能見表1。

在安裝安全吊裝結(jié)構(gòu)時，需對連接螺栓施加310 N·m的扭矩，且要求定位準(zhǔn)確，否則安裝吊將別勁，會對安全吊產(chǎn)生附加應(yīng)力。在列車運行過程中，由于輪軌相互作用，使車輛系統(tǒng)內(nèi)的零部件產(chǎn)生振動，尤其在線路狀況較差的情況下安全吊會產(chǎn)生較大的縱向振動，將使安全吊座承受較大的縱向交變動應(yīng)力。

圖2　安全吊裝結(jié)構(gòu)

部件材質(zhì)熱處理狀態(tài)屈服強度/MPa抗拉強度/MPa疲勞許用應(yīng)力/MPa安全吊座Q235C正火235375～50059(螺栓孔邊：33)安全吊　Q235A235375～50059

注：按BS EN 1993-1-9—2005《鋼結(jié)構(gòu)設(shè)計》[3]疲勞許用應(yīng)力的相關(guān)規(guī)定，可得螺栓孔邊的疲勞許用應(yīng)力為33 MPa、安全吊座及安全吊其他部位的為59 MPa。

2　理化檢驗

2.1　宏觀觀察

取某一斷裂安全吊座的斷口進行觀察，其宏觀形貌如圖3所示。由圖3可以看出：斷口可分3個部分，分別為裂紋源、裂紋慢速擴展區(qū)(暗黑色銹蝕區(qū)域)、裂紋快速擴展區(qū)(淺灰色區(qū)域)；裂紋源起始于螺栓孔邊棱角處，自孔邊緣呈放射狀向安全吊座內(nèi)部擴展；裂紋慢速擴展區(qū)斷口呈暗黑色，為半徑長約13 mm的扇形，斷口相互碾壓，斷口表面可看到較明顯的疲勞弧線；裂紋快速擴展區(qū)沿著裂紋源區(qū)邊緣繼續(xù)向內(nèi)部擴展直至斷裂；從斷口上的放射棱線和疲勞弧線，可追溯到裂紋源所在的位置及裂紋擴展的方向，裂紋擴展紋路較清晰，在斷口表面沒有觀察到肉眼可見的冶金缺陷(非金屬夾雜物、金屬異物等)。

檢驗結(jié)果表明：裂紋源位于安全吊座表面、螺栓孔邊緣處；裂紋源區(qū)表面呈暗黑色，且斷口存在明顯的疲勞特征，因此該失效件屬于疲勞斷裂性質(zhì)，且在安全吊座的斷口中疲勞斷口的占比很高，瞬斷區(qū)斷口很小，表明其斷開時所受的外力不大；安全吊座在短時間內(nèi)萌生疲勞裂紋，表明在裂紋萌生初期的應(yīng)力較大，由此推測安全吊座裂紋的產(chǎn)生可能與應(yīng)力集中有關(guān)。

由于裂紋斷口記錄了從裂紋萌生、擴展直到斷裂的全過程，具有全信息性[4]，為了進一步分析裂紋產(chǎn)生原因，對安全吊座取樣進行斷口表面掃描電鏡觀察、金相檢驗和化學(xué)成分分析。

圖3　斷裂安全吊座的宏觀形貌

2.2　掃描電鏡觀察

在安全吊座斷口的裂紋源處取掃描分析樣，掃描分析結(jié)果如圖4所示。由圖4可以看出：裂紋起源于安全吊座表面、螺栓孔邊緣處，且沿著此處還有向安全吊座內(nèi)部發(fā)散的擴展紋及疲勞條帶；斷口表面存在氧化銹蝕及碾壓痕跡，且存在疲勞條紋及疲勞弧線特征，為典型的疲勞斷口形貌[5]；在裂紋源處未發(fā)現(xiàn)夾雜物及其他異常形貌。

2.3　金相檢驗

為檢驗分析裂紋源位置的金相組織情況，分別在安全吊座上截取垂直于斷口裂紋源的金相試樣，磨制后用4%的硝酸酒精侵蝕并觀察，金相檢驗結(jié)果如圖5所示。由圖5可以看出：裂紋源處的斷口表面未見脫碳組織及其他粗大的夾雜物，組織為珠光體及網(wǎng)狀鐵素體，組織正常[6]；表明安全吊座是在外力作用下，在應(yīng)力集中的突起位置萌生裂紋并發(fā)生疲勞擴展的。

2.4　安全吊座母材的化學(xué)成分

為檢驗安全吊座的化學(xué)成分，取其化學(xué)試樣進行分析，在斷裂位置取兩點進行平均，采用直讀法測試安全吊座的化學(xué)成分，檢驗分析結(jié)果見表2。

圖4　安全吊座斷口裂紋源處及疲勞擴展區(qū)的微觀形貌

圖5　斷裂安全吊座的金相組織形貌

從表2可以看出：安全吊座的化學(xué)成分滿足GB/T 700—2006《碳素結(jié)構(gòu)鋼》[7]的有關(guān)技術(shù)要求。

表2　安全吊座的化學(xué)成分(質(zhì)量分數(shù))　%

3　強度仿真分析

3.1　靜態(tài)載荷作用下

根據(jù)理化檢驗結(jié)果，可確定安全吊座在裂紋萌生初期表面受到較大的應(yīng)力作用產(chǎn)生的原因，再結(jié)合文獻[1]中提到的安全吊裝結(jié)構(gòu)安裝錯位存在的別勁等因素，運用Ansys仿真軟件建立安全吊裝結(jié)構(gòu)仿真模型(見圖6)，對吊座螺栓孔區(qū)域的靜態(tài)載荷工況進行了靜強度仿真分析，具體計算結(jié)果見表3。

圖6　安全吊裝結(jié)構(gòu)仿真模型

根據(jù)相關(guān)文獻及表3計算結(jié)果表明：由于螺栓扭矩產(chǎn)生的螺栓預(yù)緊力僅對螺栓孔周圍的局部應(yīng)力分布有影響, 并引起該區(qū)域的塑性變形(見圖7)[9], 對結(jié)構(gòu)其他部位的影響極小，且螺栓孔在螺栓預(yù)緊力作用下所受的為壓應(yīng)力，不會對疲勞產(chǎn)生不利影響，說明安全吊座在裂紋萌生初期表面受到較大的應(yīng)力作用并非由螺栓預(yù)緊力引起；安全吊裝結(jié)構(gòu)安裝錯位對其應(yīng)力雖然會產(chǎn)生一定的影響，尤其對螺栓孔區(qū)域產(chǎn)生拉應(yīng)力時，會加速裂紋的擴展，但由于其值遠小于材料的屈服極限，且橫向錯位5 mm以下的安全吊裝結(jié)構(gòu)也發(fā)生過斷裂，說明文獻[1]中提到的安全吊裝結(jié)構(gòu)安裝錯位存在的別勁也非螺栓孔裂紋萌生的主要因素。

表3　安全吊座螺栓孔區(qū)域的靜態(tài)受力工況及應(yīng)力

注：1.各工況下按照對安全吊裝結(jié)構(gòu)螺栓施加310 N·m扭矩的實際情況，每個螺栓施加77.5 kN的預(yù)緊力[8]。2.考慮預(yù)緊力時的應(yīng)力是在線性假設(shè)條件下計算出來的，非真實值。

圖7　安全吊座應(yīng)力云圖(考慮預(yù)緊力)

3.2　工況載荷作用下

根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)BS EN 13749—2011[10]對安裝于構(gòu)架的部件承受疲勞載荷的相關(guān)要求，取垂向加速度為6g(g為重力加速度)、橫向加速度為5g、縱向加速度為2.5g，作為安全吊裝結(jié)構(gòu)的工況載荷，計算結(jié)果表明：6種裝配間隙及錯位工況下，加速度載荷引起的應(yīng)力變化基本相同，影響最大的位置均位于安全吊座根部圓弧處，引起的應(yīng)力變化均在25 MPa左右(見圖8)。因此，安全吊座在正常工況下所受靜態(tài)拉應(yīng)力較小，因而安全吊座螺栓孔裂紋的萌生和擴展可能與動態(tài)應(yīng)力(包括共振)有關(guān)。

圖8　工況載荷下安全吊裝結(jié)構(gòu)應(yīng)力變化云圖

4　動態(tài)試驗

4.1　模態(tài)試驗

針對安全吊裝結(jié)構(gòu)特點，沿著安全吊的中心線均勻布置11個三向加速度傳感器。加速度傳感器采用ICP式加速度傳感器[11]，錘擊點為安裝吊的中心點及端點，模態(tài)測點位置如圖9所示。

圖9　模態(tài)測點位置

測試結(jié)果表明：安全吊的1階模態(tài)為92 Hz，振型為縱向擾動(見圖10)；2階模態(tài)為119 Hz，為繞縱軸的擾動；3階模態(tài)為131 Hz，為安全吊底梁的垂彎振動。

圖10　1階模態(tài)振型

4.2　線路測試

為了獲取安全吊裝結(jié)構(gòu)在列車運行過程中真實的受力和振動情況，在安全吊座及安全吊螺栓孔區(qū)域布置應(yīng)變片，并在轉(zhuǎn)向架軸箱、安全吊座及安全吊處安裝振動加速度傳感器，在K1285/6次列車上(青島—銀川區(qū)間)進行了動應(yīng)力和振動加速度測試。線路測試時測點位置如圖11所示。圖中：Y-1—Y-4為安全吊動應(yīng)力測點；2-5—2-8為安全吊座動應(yīng)力測點。

圖11　線路測試時測點位置

采用國際上通用的雨流計數(shù)法[12]進行實測應(yīng)力譜的整理，并采用Miner線性疲勞累計損傷理論[13]和NASA[14]針對變幅加載條件所推薦的S—N曲線計算安全吊裝結(jié)構(gòu)的等效應(yīng)力σaeq[15]為

(1)

式中：L為轉(zhuǎn)向架在規(guī)定使用年限內(nèi)的總運用公里數(shù)，定為1 200萬km；L1為實測動應(yīng)力時轉(zhuǎn)向架的運行公里數(shù)，試驗實測公里數(shù)分別為1 640 km(單程)和3 280 km(往返)；σai為各級應(yīng)力水平的幅值，其中i為應(yīng)力譜的級數(shù)，取為8[15]；ni為與各級應(yīng)力水平對應(yīng)的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)，即各測點應(yīng)力譜中各級應(yīng)力的出現(xiàn)次數(shù)；m為各個應(yīng)力測點所在部位S—N曲線方程的指數(shù)，對于普通鋼焊接結(jié)構(gòu)，一般取3.5，對于普通母材，一般取5.0～7.0；N為與結(jié)構(gòu)或材料的疲勞極限所對應(yīng)的循環(huán)次數(shù)，對于母材一般取1 000萬次。

統(tǒng)計結(jié)果表明，安全吊座2個螺栓孔邊緣的等效應(yīng)力均達到了50 MPa以上，超過了螺栓孔邊緣的疲勞許用應(yīng)力，因此螺栓孔邊緣的疲勞壽命不能滿足使用要求。并且通過頻譜分析發(fā)現(xiàn)，安全吊座螺栓孔邊緣處應(yīng)力的主頻為90 Hz，且能量較高，該主頻與安全吊座垂向加速度以及軸箱三向振動加速度主頻均一致(如圖12所示)，且安全吊及安全吊座的橫向、垂向和縱向的振動加速度均比構(gòu)架(安裝安全吊座處)的三向振動加速度都大(見表4)，尤其是安全吊的最大縱向加速度達到了90g以上，說明在列車運行過程中安全吊及安全吊座確實出現(xiàn)了振動放大現(xiàn)象。

圖12　安全吊裝結(jié)構(gòu)動應(yīng)力及振動加速度頻譜

表4　振動加速度均方根的測試結(jié)果

5　改進對策

根據(jù)線路測試結(jié)果可知，軸箱的振動頻率為90 Hz，即線路主頻為90 Hz，該振動頻率與安全吊裝結(jié)構(gòu)的1階固有頻率92 Hz相近，引起安全吊及安全吊座振動放大，造成在列車運行過程中安全吊產(chǎn)生的較大縱向振動，使安全吊座螺栓孔處承受較大的縱向交變動應(yīng)力，這是導(dǎo)致螺栓孔薄弱處裂紋萌生并不斷擴展的主要因素。

針對青島—銀川區(qū)間的線路上有多輛25G型列車在運行且安全吊座難以拆卸的情況，提出了以下改進對策：在保持現(xiàn)有安全吊座結(jié)構(gòu)及材質(zhì)不變的前提下，改變安全吊鋼帶結(jié)構(gòu)的模態(tài)，即將現(xiàn)用鋼帶結(jié)構(gòu)的安全吊更改為鋼絲繩結(jié)構(gòu)的安全吊，改進后的安全吊裝結(jié)構(gòu)如圖13所示，其中吊座套環(huán)的材質(zhì)為ZG310-570。

后續(xù)在K1285/6次列車上(青島—銀川區(qū)間)對此方案進行了動應(yīng)力測試，螺栓孔處的等效應(yīng)力為3 MPa左右，比原方案降低了90%以上，并經(jīng)過1 a以上的運用考核，安全吊裝結(jié)構(gòu)再未出現(xiàn)斷裂情況，表明安全吊裝結(jié)構(gòu)優(yōu)化方案切實有效可行。

圖13　鋼絲繩安全吊示意圖

6　結(jié)　論

(1)安全吊裝結(jié)構(gòu)的1階模態(tài)92 Hz與線路主頻90 Hz相近，造成列車運行過程中安全吊產(chǎn)生了較大的縱向振動，使安全吊座螺栓孔處承受較大的縱向交變動應(yīng)力，導(dǎo)致螺栓孔薄弱處裂紋萌生并不斷擴展最終斷裂。

(2)在保證安全吊裝結(jié)構(gòu)承載能力的前提下，通過將鋼帶結(jié)構(gòu)的安全吊更改為鋼絲繩結(jié)構(gòu)的安全吊，通過改變安全吊裝結(jié)構(gòu)的模態(tài)，大幅降低了其螺栓孔處的動態(tài)應(yīng)力，且運用考核結(jié)果表明對安全吊裝結(jié)構(gòu)的優(yōu)化方案是可行的。

(3)鐵路車輛存在大量的吊裝結(jié)構(gòu)，因此該分析和試驗方法對改進鐵路車輛其他吊裝結(jié)構(gòu)具有參考價值。

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