制動(dòng)連桿襯套裝配后內(nèi)孔與螺栓桿配合間隙的研究

汪 鵬 王賢龍 梅卓民

(中車(chē)戚墅堰機(jī)車(chē)車(chē)輛工藝研究所有限公司 江蘇 常州 213011)

0 引言

制動(dòng)連桿上的襯套壓裝采用過(guò)盈配合，裝配時(shí)利用壓裝設(shè)備將襯套壓入到制動(dòng)連桿上的配合孔內(nèi)。襯套在壓裝時(shí)變形，導(dǎo)致襯套的內(nèi)徑尺寸在壓裝過(guò)程中發(fā)生改變是個(gè)不可忽視的問(wèn)題，將直接影響襯套內(nèi)孔與螺栓桿之間的配合間隙。壓裝過(guò)盈量越大，襯套變形量也越大，對(duì)襯套內(nèi)徑尺寸的收縮量影響也越大。下文將對(duì)壓裝時(shí)襯套內(nèi)徑尺寸的收縮量進(jìn)行分析。

1 制動(dòng)連桿運(yùn)用工況

制動(dòng)連桿是制動(dòng)夾鉗的主要部件，其一端連接車(chē)輛轉(zhuǎn)向架構(gòu)架的前吊掛點(diǎn)安裝孔，另一端連接制動(dòng)夾鉗的閘片安裝托。為了減小制動(dòng)連桿與閘片安裝托之間的摩擦，提高閘片安裝托的壽命，降低制動(dòng)鉗體的故障率，在制動(dòng)連桿兩側(cè)的配合孔內(nèi)安裝了襯套[1]。

制動(dòng)連桿運(yùn)用時(shí)，隨著列車(chē)運(yùn)行方向的變化，在制動(dòng)夾鉗制動(dòng)過(guò)程中交替承受制動(dòng)壓應(yīng)力和制動(dòng)拉應(yīng)力。同時(shí)，為保證制動(dòng)夾鉗的動(dòng)作靈敏性，制動(dòng)連桿兩端鉸接處均為間隙配合，列車(chē)在運(yùn)行過(guò)程中的沖擊和振動(dòng)情況也會(huì)增加襯套和制動(dòng)連接螺栓的磨損。因此，需要設(shè)計(jì)合理的、滿足以上運(yùn)用工況使用要求的襯套與螺栓桿的配合間隙(見(jiàn)圖1)。

圖1 制動(dòng)連桿運(yùn)用工況示意圖

2 襯套內(nèi)孔收縮量計(jì)算

襯套和制動(dòng)連桿采用H7/y6的過(guò)盈配合進(jìn)行壓裝，襯套外圓柱面與制動(dòng)連桿內(nèi)壁面之間存在徑向壓力的作用，襯套安裝后內(nèi)徑尺寸發(fā)生收縮。假設(shè)襯套為理想的圓柱體，制動(dòng)連桿內(nèi)壁為理想的圓柱面，制動(dòng)連桿和襯套的相關(guān)尺寸、性能參數(shù)如表1所示。

表1 襯套和制動(dòng)連桿尺寸、性能參數(shù)列表

利用彈性力學(xué)相關(guān)理論可得出如下公式：

(1)

(2)

其中Δ總=Δ1+Δ2，且考慮在p的徑向壓力作用下，襯套內(nèi)孔直徑對(duì)應(yīng)收縮量ε可按照下列彈性力學(xué)公式進(jìn)行計(jì)算：

(3)

由上述(1)、(2)、(3)式可得：

(4)

又根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)理論公式

γ=2r·d·d內(nèi)γ′-β(Rz1+Rz2)

(5)

其中γ′為襯套外徑與制動(dòng)連桿內(nèi)徑的設(shè)計(jì)過(guò)盈量，系數(shù)β可根據(jù)裝配方法確定，采用壓入法壓裝時(shí)β=1.2，Rz1和Rz2分別為襯套外圓柱面和制動(dòng)連桿內(nèi)圓柱面的表面不平度的平均高度。由此，可得出襯套內(nèi)孔直徑最大收縮量和最小收縮量的計(jì)算公式：

(6)

螺栓桿的直徑為Y，結(jié)合公式(6)可得出制動(dòng)連桿襯套裝配后內(nèi)孔與螺栓桿配合間隙值X：

(7)

因此可見(jiàn)，可用公式(7)可用于指導(dǎo)制動(dòng)連桿襯套裝配后內(nèi)孔與螺栓桿的實(shí)際間隙值計(jì)算和校核。

3 襯套內(nèi)孔與螺栓桿配合間隙設(shè)計(jì)值校核

根據(jù)公式(7)計(jì)算制動(dòng)連桿襯套裝配后內(nèi)孔與螺栓桿配合的間隙值，其配合間隙計(jì)算值在0.153～0.266 mm范圍內(nèi)變化，屬于較大間隙的配合，符合制動(dòng)連桿在長(zhǎng)周期惡劣工況下運(yùn)用的工況。由于螺栓桿選用優(yōu)質(zhì)合金鋼材料，并對(duì)運(yùn)動(dòng)表面進(jìn)行了表面高頻淬火處理，性能較襯套更為優(yōu)越，因此重點(diǎn)對(duì)所設(shè)計(jì)的制動(dòng)連桿上的襯套的尺寸值進(jìn)行驗(yàn)證。

3.1 實(shí)際壓裝過(guò)盈量的試驗(yàn)驗(yàn)證

選用H7/y6配合的最大和最小過(guò)盈量?jī)煞N情況，并考慮襯套內(nèi)孔公差的前提下，選配合適的襯套和制動(dòng)連桿進(jìn)行壓裝試驗(yàn)，分別測(cè)量壓裝前和壓裝后的襯套內(nèi)徑收縮量，多組試驗(yàn)實(shí)測(cè)間隙平均值為0.155～0.249 mm。與理論計(jì)算值基本一致。

3.2 磨損類型分析

襯套主要承受制動(dòng)連桿的拉力和壓力，在交變接觸壓力的作用下，襯套表面因疲勞而產(chǎn)生物質(zhì)損失，這部分磨損是襯套的疲勞磨損[2]。

襯套和制動(dòng)連桿在外界變動(dòng)負(fù)荷影響下，有小振幅的相對(duì)振動(dòng)，襯套表面因振動(dòng)產(chǎn)生大量的微小氧化物磨損粉末，這部分磨損是微動(dòng)磨損。

3.3 磨損率的驗(yàn)證

模擬襯套承受的交變接觸壓力和沖擊振動(dòng)工況，設(shè)計(jì)了一套模擬制動(dòng)連桿和襯套工作狀態(tài)的試驗(yàn)設(shè)備(見(jiàn)圖2)，并進(jìn)行了襯套模擬磨耗試驗(yàn)。

圖2 襯套耐磨試驗(yàn)

試驗(yàn)前后襯套的質(zhì)量和內(nèi)徑尺寸測(cè)量結(jié)果如表2所示，試驗(yàn)前后襯套的質(zhì)量磨損量為0.313 g；尺寸的磨損量為0.026 5 mm。

表2 試驗(yàn)前后襯套的質(zhì)量和內(nèi)徑尺寸

3.4 動(dòng)作疲勞試驗(yàn)驗(yàn)證

將組裝有該配合間隙制動(dòng)連桿的制動(dòng)鉗體依次

進(jìn)行沖擊和振動(dòng)試驗(yàn)，以及不少于200萬(wàn)次的動(dòng)作疲勞試驗(yàn)后，檢查制動(dòng)連桿轉(zhuǎn)動(dòng)靈活，發(fā)生橫向位移后基本能夠自動(dòng)復(fù)位至中間狀態(tài)；襯套軸向安裝狀態(tài)良好，未發(fā)生軸向竄動(dòng)；襯套內(nèi)徑表面光滑，徑向尺寸基本無(wú)變化，最大和最小直徑相差0.02 mm；試驗(yàn)前和試驗(yàn)后襯套質(zhì)量相差1.05 g。所設(shè)計(jì)的制動(dòng)連桿符合試驗(yàn)驗(yàn)證的要求。

3.5 裝車(chē)考核

將組裝有該配合間隙制動(dòng)連桿的制動(dòng)鉗體進(jìn)行了裝車(chē)考核， 在運(yùn)用過(guò)程中制動(dòng)鉗體動(dòng)作順暢， 制動(dòng)功能正常。 在運(yùn)用3年約120萬(wàn)km的基礎(chǔ)上， 檢查制動(dòng)鉗體轉(zhuǎn)動(dòng)靈活， 襯套未發(fā)生軸向竄動(dòng)， 內(nèi)徑尺寸幾乎無(wú)減小， 直徑最大和最小相差0.02 mm。 因此該制動(dòng)連桿無(wú)須更換襯套， 可以繼續(xù)組裝使用。

4 總結(jié)

(1)運(yùn)用彈性力學(xué)和機(jī)械設(shè)計(jì)理論等相關(guān)知識(shí)，提出了制動(dòng)連桿襯套和螺栓桿配合間隙的設(shè)計(jì)公式，為制動(dòng)連桿等相關(guān)工況襯套的設(shè)計(jì)提供了理論依據(jù)。

(2)通過(guò)實(shí)際壓裝、磨損率測(cè)試、動(dòng)作疲勞等方法驗(yàn)證了所設(shè)計(jì)的制動(dòng)連桿襯套轉(zhuǎn)動(dòng)靈活，無(wú)軸向竄動(dòng)，磨損率小，完全符合試驗(yàn)驗(yàn)證要求。

(3)通過(guò)120萬(wàn)km裝車(chē)考核，驗(yàn)證了所設(shè)計(jì)的制動(dòng)連桿襯套運(yùn)用正常，可滿足實(shí)際運(yùn)用和檢修的要求。