折棚風(fēng)擋拉簧斷裂原因分析及改進(jìn)

杜慧勇，李 康，曹 媛，劉理智，何一壯，魯 超

(1.中車大連機(jī)車車輛有限公司 機(jī)車開發(fā)部，遼寧 大連 116021；2.中車南京浦鎮(zhèn)車輛有限公司，江蘇 南京 210031；3.中車株洲電力機(jī)車有限公司，湖南 株洲 412000；4.株洲九方制動設(shè)備有限公司，湖南 株洲 412001；5.常州今創(chuàng)風(fēng)擋系統(tǒng)有限公司，江蘇 常州 213164；6.吉林省金越交通裝備股份有限公司，吉林 長春 130103)

時速160 km動力集中動車組均由動力車和拖車(短編有控制車)編組而成[1]。動車組及城軌、地鐵車輛的折棚風(fēng)擋稱之為貫通道[2]，時速160 km動力集中動車組的折棚風(fēng)擋保留了原名稱，執(zhí)行標(biāo)準(zhǔn)為TB/T 3094—2015《機(jī)車車輛風(fēng)擋》[3]。折棚風(fēng)擋作為連接動力車和拖車或者兩拖車的關(guān)鍵部件，其美觀度與安全性倍受關(guān)注。圖1為時速160 km動力集中動車組折棚風(fēng)擋的裝車狀態(tài)。2020年初，時速160 km動力集中動車組的折棚風(fēng)擋在運(yùn)用過程中出現(xiàn)了拉簧斷裂故障，如圖2所示，為此本文將對折棚風(fēng)擋拉簧斷裂故障原因進(jìn)行深入研究，并在此基礎(chǔ)上，提出拉簧結(jié)構(gòu)改進(jìn)方案。

圖1 時速160 km動力集中動車組折棚風(fēng)擋裝車狀態(tài)

1 拉簧

1.1 功能

折棚風(fēng)擋拉簧的主要功能是為相鄰折棚風(fēng)擋對接后的風(fēng)擋對接框施加一定的預(yù)拉力，使風(fēng)擋對接框在運(yùn)行過程中能回位居中，避免因折棚風(fēng)擋擺動、偏移導(dǎo)致踏板和渡板脫離。折棚風(fēng)擋結(jié)構(gòu)見圖3。

圖2 拉簧斷裂狀態(tài)

圖3 折棚風(fēng)擋結(jié)構(gòu)圖

1.2 材質(zhì)、熱處理、表面處理

拉簧的可選材質(zhì)為琴鋼絲(也稱作重要用途碳素彈簧鋼絲)、碳素彈簧鋼絲、彈簧用不銹鋼絲3種。琴鋼絲強(qiáng)度和彈性均優(yōu)于碳素彈簧鋼絲和彈簧用不銹鋼絲，其對應(yīng)的國家標(biāo)準(zhǔn)為GB 4358—1984，該標(biāo)準(zhǔn)修訂后為GB/T 4358—1995《重要用途碳素彈簧鋼絲》[4]。拉簧的熱處理為油淬火-回火(不噴丸)，表面鍍鉻處理。

1.3 技術(shù)參數(shù)及結(jié)構(gòu)

拉簧符合GB/T 2088—2009《普通圓柱螺旋拉伸彈簧尺寸及參數(shù)》要求[5]。拉簧類型為LⅢ圓鉤環(huán)扭中心型(本文以GB/T 23935—2009《圓柱螺旋彈簧設(shè)計(jì)計(jì)算》[6]為準(zhǔn))。表1為折棚風(fēng)擋拉簧的主要技術(shù)參數(shù)，結(jié)構(gòu)圖見圖4。

表1 折棚風(fēng)擋拉簧的主要技術(shù)參數(shù)(以琴鋼絲為例)

圖4 拉簧結(jié)構(gòu)圖

1.4 拉簧的安裝

如圖5所示，拉簧一端為固定座(右)，另一端為迷宮型安裝座(左)。

圖5 拉簧的安裝

1.5 承載情況

車輛處于正常初始位置時，拉簧受一定的預(yù)拉力；當(dāng)車輛通過曲線時，折棚拉伸側(cè)的拉簧受更大的拉力，折棚壓縮側(cè)的拉簧預(yù)拉力消失并彎曲，端環(huán)因拉簧彎曲而變形；當(dāng)車輛過S曲線時，相鄰車輛產(chǎn)生錯位量，拉簧受拉力，端環(huán)因不居中而變形。可見，運(yùn)用過程中，拉簧承受拉壓交變載荷，并混合正反扭轉(zhuǎn)載荷。

1.6 疲勞強(qiáng)度及疲勞壽命

承受交變載荷的拉簧，需依據(jù)GB/T 23935—2009進(jìn)行疲勞強(qiáng)度校核。進(jìn)行校核時要考慮交變載荷的循環(huán)特性系數(shù)γ(γ=τmin/τmax)、循環(huán)次數(shù)N、材料的表面狀態(tài)等對其疲勞強(qiáng)度的影響。經(jīng)過疲勞計(jì)算與疲勞壽命試驗(yàn)，得出拉簧壽命在2.6×104～3.1×104次，路況不佳時拉簧壽命會相應(yīng)縮短。

2 故障原因分析

針對拉簧斷裂故障,結(jié)合故障拉簧的理化試驗(yàn)報告，綜合分析故障原因如下：

(1) 通過小曲線的預(yù)留量不足，導(dǎo)致運(yùn)用過程中，拉簧較多處于承受極限載荷狀態(tài)，如圖6所示。動力車折棚風(fēng)擋的技術(shù)規(guī)范中約定，緩沖器位移為±73 mm，動力車單機(jī)最小通過曲線半徑為R125 m，且運(yùn)用過程中不排除可能出現(xiàn)特殊的小曲線情況，因此本文的通過曲線能力均按最小曲線半徑R125 m進(jìn)行計(jì)算。經(jīng)過理論計(jì)算分析，車輛在過R125 m-R125 m的S曲線且緩沖器拉伸73 mm時，拉簧在各工況中的拉伸最大值可達(dá)490 mm；車輛在過R125 m曲線且緩沖器壓縮73 mm時，拉簧在各工況中的壓縮最小值可達(dá)229 mm。當(dāng)拉簧拉伸至490 mm(原始長度255 mm)時，其承載的拉力最大，試驗(yàn)值約1 000 N；當(dāng)壓縮至229 mm時，由于該彈簧是拉簧，故壓縮工況需由拉簧本身的彎曲來適應(yīng)。在線路條件較惡劣地區(qū)，其實(shí)際運(yùn)營工況可能比理論分析工況更為惡劣。因此，車輛過小曲線工況時拉簧過大的拉伸量(拉力)及壓縮彎曲是導(dǎo)致其斷裂的因素之一。

圖6 拉簧在曲線上的狀態(tài)

(2) 由圖2可知，拉簧的斷裂位置在彈簧與端環(huán)的過渡處。未斷裂拉簧的彈簧部分與端環(huán)部分的過渡如圖7所示。圖8為拉簧端部結(jié)構(gòu)應(yīng)力云圖，可見過渡處產(chǎn)生應(yīng)力集中，這是由于該處曲線半徑過小造成的。

圖7 拉簧端部結(jié)構(gòu)

圖8 拉簧端部結(jié)構(gòu)應(yīng)力云圖

(3) 拉簧裝車后受軸向正拉力，當(dāng)列車處于平直道上靜止或運(yùn)行時，拉簧處于拉伸狀態(tài)；當(dāng)列車通過曲線，尤其是小曲線時，折棚壓縮側(cè)的拉簧的拉伸力趨近于0，甚至變?yōu)閴嚎s狀態(tài)，而折棚拉伸側(cè)的拉簧的拉伸力增大，接近拉簧的拉伸極限，超過極限時則會導(dǎo)致拉簧斷裂；當(dāng)列車受大風(fēng)、會車、隧道等工況時的強(qiáng)氣流影響時，會導(dǎo)致折棚風(fēng)擋頻繁地橫向擺動，使拉簧頻繁地拉伸、壓縮、錯位或扭曲，受力狀態(tài)變得惡劣，產(chǎn)生不規(guī)則的交變應(yīng)力，不斷消耗著拉簧的疲勞壽命；當(dāng)過曲線工況與大風(fēng)等工況疊加時，拉簧的受力狀態(tài)變得更加惡劣，拉簧的疲勞壽命會大幅降低，使用周期變短。

3 改進(jìn)

3.1 改進(jìn)方案

為了改善拉簧應(yīng)力集中的狀況，對拉簧的結(jié)構(gòu)進(jìn)行了優(yōu)化。如圖9、圖10所示，改進(jìn)方案中拉簧長度加長了15 mm，拉簧圈數(shù)增加3圈，在保證風(fēng)擋正常安裝后有一定的預(yù)拉力的前提下，減少了拉簧工作狀態(tài)的拉伸量(拉力)。優(yōu)化后拉簧的疲勞性能有大幅提升。

圖9 改進(jìn)型拉簧結(jié)構(gòu)

3.2 改進(jìn)方案的計(jì)算驗(yàn)證

3.2.1 拉簧負(fù)荷的計(jì)算

根據(jù)GB/T 23935—2009可知，拉簧負(fù)荷F的計(jì)算公式為：

(1)

(2)

(3)

式中：F0——初拉力；

τ0——初始剪切應(yīng)力；

f——拉伸量；

C——彈簧的纏繞比，C=D/d。

將剪切模量G=79 GPa，拉簧中徑D=35 mm，拉簧線徑d=5 mm，理論最大拉伸量fmax=220 mm代入上述公式中可得，拉簧的最大負(fù)荷Fmax=931 N。

圖10 改進(jìn)型拉簧端部結(jié)構(gòu)

3.2.2 疲勞強(qiáng)度的計(jì)算與壽命查詢

為了計(jì)算拉簧的疲勞壽命，需對拉簧的切應(yīng)力疲勞系數(shù)τ/Rm進(jìn)行計(jì)算。由于車輛通過R125 m-R125 m的S曲線且緩沖器拉伸73 mm的情況極少出現(xiàn)，而車輛在R125 m曲線入口及R125 m曲線上且緩沖器拉伸73 mm的工況下，拉簧的拉伸量均小于154 mm，因此按理論最大拉伸量220 mm的70%進(jìn)行拉簧在惡劣工況下的疲勞壽命計(jì)算。

根據(jù)GB/T 23935—2009可知，拉簧的剪切應(yīng)力τ計(jì)算公式為：

(4)

(5)

結(jié)合式(1)～式(5)可知，當(dāng)拉簧的拉伸量f=154 mm時，拉簧的剪切應(yīng)力τ=604 MPa。在拉簧進(jìn)行疲勞強(qiáng)度計(jì)算時，通常取材料的抗拉極限強(qiáng)度Rm的下限值，即1 570 MPa，則惡劣工況下該拉簧的上限切應(yīng)力疲勞系數(shù)τmax/Rm=0.39，用拉簧的初始狀態(tài)計(jì)算下限切應(yīng)力疲勞系數(shù)τmin/Rm=0.12，查詢GB/T 23935—2009中的圖1可知，該工況下拉簧的疲勞壽命為105次。

3.2.3 疲勞強(qiáng)度的校核

對于動負(fù)荷的重要彈簧，通常應(yīng)考慮循環(huán)特征系數(shù)γ、循環(huán)次數(shù)N以及材料表面狀態(tài)等因素進(jìn)行疲勞強(qiáng)度校核。拉簧的疲勞強(qiáng)度校核公式為：

(6)

式中：τu0——脈動疲勞極限應(yīng)力，按GB/T 23935—2009中的表9確定為0.35Rm；

S——疲勞安全系數(shù)；

Smin——最小疲勞安全系數(shù)，取Smin=1.1～1.3。

通過計(jì)算，得出拉簧的疲勞安全系數(shù)S=1.14，滿足疲勞強(qiáng)度要求。

3.3 改進(jìn)方案的試驗(yàn)驗(yàn)證

影響拉簧疲勞壽命的因素很多，僅通過計(jì)算難以得到精確數(shù)據(jù)，需要通過疲勞試驗(yàn)進(jìn)一步確認(rèn)。試驗(yàn)環(huán)境溫度25.3～26.8 ℃，采用DPS-7000型電動缸測試系統(tǒng)，試驗(yàn)行程285～420 mm、頻率3 s/次，試驗(yàn)要求疲勞壽命大于105次。

在上述試驗(yàn)條件下進(jìn)行拉簧疲勞試驗(yàn)(圖11)，完成1.2×105次循環(huán)后，目測拉簧無損傷，滿足設(shè)計(jì)壽命要求，與原結(jié)構(gòu)拉簧相比，改進(jìn)型拉簧壽命明顯提高。

圖11 拉簧疲勞試驗(yàn)