磁浮列車Z 向支撐擺桿斷裂失效成因分析

毛 棟

（上海磁浮交通發(fā)展有限公司，上海 200019）

0 引言

上海磁浮列車采用德國高速磁浮列車技術，在運行速度、舒適性、能耗、環(huán)境、安全性和運行維護等方面，具有鐵路車輛和飛機無可比擬的優(yōu)勢。上海磁浮運營線是世界上第一條進行商業(yè)運營的高速磁浮線路，從2002 年正式運營開始，依靠德國的設計技術和中國的維護，平穩(wěn)安全運行至今。

磁浮列車沒有傳統(tǒng)的輪軌系統(tǒng)，列車和軌道的作用是由無接觸的懸浮、導向和驅動電磁系統(tǒng)所構成。列車利用電磁吸力提供列車懸浮及導向能力，保持列車在預定的軌跡中，并利用長定子同步直流電機的工作原理，使列車在走移磁場的作用下同步而無接觸地被牽引和制動。電磁系統(tǒng)將支撐、導向和牽引力作為面載荷作用于線路上，使列車與軌道無直接接觸，使列車運行速度高達430 km/h。為了保證磁浮列車高速運行下的經濟性，磁浮列車車體結構多采用鋁合金部件，在保持足夠的結構強度下降低車體重量。

Z 向支承是磁浮列車二系懸掛中最重要的部件之一。就一節(jié)車廂而言，Z 向支承分布在車廂底部的16 個支承點上。它與擺桿，進而和搖臂相連接，車廂上的負載均勻地分布在Z 向支承上并傳遞給搖臂，同時空氣彈簧和搖臂通過擺桿傳遞的向上的支承力也傳給了Z 向支承，所以Z 向支承是承受壓應力的一個部件（見圖1）。擺桿是Z 向支承與搖臂的連接件，擺桿一方面把Z 向力傳遞給空氣彈簧，另一作用是車體的Y 向減振，保證懸浮架與車體之間在容許范圍內的橫向自由運動（重力擺動）。擺桿一方面承受Z 向支承的力（力的方向向下），另一方面承受空氣彈簧的支承力（力的方向向上），所以擺桿是承受拉應力的部件。同時，擺桿對于車廂在Y 方向具有減振作用。這是由于擺桿的擺動（重力擺動），使得車廂相對于懸浮架結構可以側向運動。

從2014 年開始，Z 向支承擺桿出現(xiàn)了多次斷裂失效的問題由于擺桿安裝位于車體結構中部，拆卸困難，不便于拆卸檢測，且斷裂失效前無明顯征兆，預防性檢查困難，出現(xiàn)故障時，對列車運行影響較大，尤其在正線運行中出現(xiàn)突發(fā)故障時，危害極大。

1 故障分析

1.1 擺桿受力分析

圖1 磁浮列車擺桿位置示意

磁浮列車懸浮力的傳遞過程，是從懸浮模塊—托臂—橫梁—搖枕支撐座—搖枕—擺桿—Z 向支撐—到車體的傳遞過程。在正常運行中，磁浮列車將通過兩個正反方向的彎道和直行道，此時擺桿將產生擺動的運動軌跡。在正常工作中，擺桿兩端的金屬關節(jié)軸承使得擺桿調整姿態(tài)，保證擺桿仍承受的是拉應力，整個運行過程中擺桿將受到交變的拉應力。

同時統(tǒng)計Z 向支撐擺桿使用情況，可以發(fā)現(xiàn)擺桿的金屬軸承在長期使用后，會出現(xiàn)軸承失效卡死的故障，而該類故障不易察覺和發(fā)現(xiàn)，只有在軸承完全失效表面摩擦產生極大噪聲時才會發(fā)現(xiàn)并進行更換，而軸承失效后將會導致給擺桿附加交變扭轉和彎曲應力。

1.2 斷裂擺桿目視分析

金屬材料在交變應力下產生的疲勞破壞主要有三大特征[1]：第一，斷裂時并無明顯的宏觀塑性變形，斷裂前沒有明顯的預兆，而是突然地破壞。第二，構件的最大工作應力遠低于靜荷載下材料的強度極限或屈服強度。第三，疲勞破壞斷口由兩部分組成，其一是光滑區(qū)，另一是晶粒狀的粗糙區(qū)。疲勞破壞是循環(huán)應力，應變引起的延時斷裂，難以檢測和預防[2]。

針對多次斷裂擺桿的斷裂照片，從斷口分析：從下圖2 中可以明顯看出疲勞破壞過程：有裂紋源—光滑區(qū)—粗糙區(qū)，完全符合金屬疲勞破壞的特征。并且圖2 中標記1 處有明顯的扭斷現(xiàn)象，說明該擺桿工作中存在著扭轉應力。

1.3 擺桿有限元分析

在同一循環(huán)特征下，交變應力中的σmax越大，發(fā)生疲勞破壞所經歷的循環(huán)次數(shù)越小，即疲勞壽命越短[3]。反之σmax越小，N越大，疲勞壽命越長。經過無限次循環(huán)不發(fā)生疲勞破壞時的最大應力稱為材料的疲勞極限。用σr表示，r 代表循環(huán)特征。鋁合金等有色金屬，其σ、N 曲線沒有明顯的水平部分（見圖3），規(guī)定疲勞壽命N0的最大應力值為條件疲勞極限，規(guī)定疲勞壽命N0=5×（106～107）時的最大應力值為條件疲勞極限，用表示[4]。

圖2 擺桿斷裂面照片

懸浮列車擺桿采用的鋁合金牌號為6061 T6，材料的力學性能見表1。

其中疲勞強度σrN0含義是試驗用的標準樣件（規(guī)定的尺寸和加工質量），在對稱循環(huán)的特征下，循環(huán)次數(shù)達到N0=5×108時的最大應力值為95 MPa 下樣件不發(fā)生破壞。

圖3 Z 向支撐擺桿及支座

表1 牌號6061 T6 鋁合金力學性能

由于擺桿在正常使用條件下，其受載情況基本處于（1～10）kN的交變應力下，且交變頻率強度隨乘載情況無規(guī)律變化，為便于計算。后續(xù)設置均采用擺桿極限受力情況下的數(shù)據(jù)進行計算，因此分析所得的疲勞極限數(shù)值只作對比分析，用于尋找降低擺桿疲勞極限的成因，不做疲勞強度校核分析。

綜合以上材料性能及擺桿工況利用PRO/E 軟件對擺桿做有限元分析：

（1）靜載荷下疲勞極限分析

擺桿模型是根據(jù)零件1∶1 測繪建模，由于擺桿是對稱零件為了節(jié)省軟件的計算時間，切除一半簡化模型進行有限元分析，相關力學性能按照前表進行。設置擺桿模型的底面為位移約束面（6個自由度全部約束）。為簡化計算，設置的載荷力為極限情況下載荷，支撐力F 為26 kN，其中交變應力為5 kN，設置疲勞強度為N=5×108，并按照實際工況作用在擺桿的內孔上表面（圖4）。

有限元分析如下圖（圖5）：孔壁疲勞極限為l02.697=497.74。孔壁疲勞極限在經過497.74 循環(huán)次數(shù)下該處將發(fā)生疲勞破壞。

擺桿的斷截面疲勞極限危險點在兩個角上，l05.922=835 603。擺桿的斷截面疲勞極限在經過835 603 循環(huán)次數(shù)下該處將發(fā)生疲勞破壞（圖6）。

（2）存在扭轉力的疲勞極限分析

當擺桿金屬關節(jié)軸承失效后，將給擺桿端部附加上一個交變的扭轉力。當軸承完全失效時，軸承上附加扭轉力為其表面摩擦系數(shù)乘以所受壓力，摩擦系數(shù)為0.25～0.5，為簡化計算，于擺桿端部側面附加扭轉力為700 N（圖7），其他設置不變。

圖4 擺桿模型及受力設置

孔壁疲勞極限為l02.694=494.31。孔壁疲勞極限在經過494.31 循環(huán)次數(shù)下該處將發(fā)生疲勞破壞。

圖5 靜載荷下擺桿疲勞極限分析

圖6 靜載荷下擺桿端截面疲勞極限分析

擺桿的斷截面疲勞極限危險點在二個角上，l03.911=8147.04。擺桿的斷截面疲勞極限在經過8147.04 循環(huán)次數(shù)下該處將發(fā)生疲勞破壞。

（3）存在缺陷擺桿疲勞極限分析

機械零件的疲勞破壞[5]，是由裂紋擴展引起的，而裂紋的形成主要在應力集中的部位和機械零件表面。在擺桿的桿部假設有一個裂縫具體參數(shù)見圖8，對該擺桿進行疲勞分析。

圖7 附加扭轉力示意

計算結果：擺桿的裂縫斷截面疲勞極限為l03.011=1025.65。擺桿的裂縫斷截面疲勞極限在經過1025.65 循環(huán)次數(shù)下該處將發(fā)生疲勞破壞。

圖8 擺桿模擬裂口缺陷

綜合上述分析，在正常靜載情況下，擺桿孔壁為最薄弱環(huán)節(jié)，此截面的疲勞極限遠遠小于擺桿的中端截面的疲勞極限，出現(xiàn)該處斷裂時。說明擺桿疲勞壽命已到達預設值。而在外加扭轉力700 N 的情況下，孔壁疲勞極限變化不明顯，而擺桿的中端截面疲勞極限大幅度下降。而擺桿上存在裂縫缺陷時，其缺陷位置疲勞極限是擺桿的正常疲勞極限1/8 倍。

2 結語

對比有限元分析結果，擺桿斷裂失效狀態(tài)與有限元分析相同，斷裂部位為疲勞極限最小位置。磁浮列車Z 向支撐擺桿斷裂失效為基體鋁合金材料疲勞斷裂造成，導致其疲勞極限低于原有設計值，主要因素為：①金屬關節(jié)軸承失效，造成附加的扭轉應力，極大的降低了擺桿的疲勞壽命；②擺桿表面的損傷也將造成應力集中，從而降低擺桿疲勞壽命。

根據(jù)以上成因分析，以下改進措施將有效解決擺桿疲勞斷裂問題：

（1）因鋁合金材料疲勞壽命不存在極值，可考慮更換擺桿材料，提高疲勞強度。

（2）更改原有關節(jié)軸承設計，提高軸承使用壽命或便于檢查，進行定期檢測。

（3）加強擺桿表面缺陷檢查，避免表面損傷造成應力集中。