廣州地鐵A2型車輪對軸箱提升止擋故障案例分析

董興虎，李 影

1 螺栓斷裂故障描述

A2型車在運行中出現一起輪對軸箱提升止擋固定螺栓斷裂的事件，如圖1所示。該位置共兩顆固定螺栓，日檢時發現其右側固定螺栓斷裂掉落，其左側緊固螺栓未發現異常。

圖1 提升止擋固定螺栓斷裂

從近8年歷史故障情況來看，該螺栓斷裂故障次數接近1次/年，相對屬偶發性故障。但是該處螺栓斷裂的運營安全風險較大，主要表現如下。

（1）列車部件脫落隱患：主要為螺栓斷裂后掉落，嚴重時兩顆螺栓均斷裂導致提升止擋掉落正線，若掉落在正線道岔等關鍵部位后果不堪設想。

（2）列車運行性能降低隱患：螺栓斷裂后提升止擋功能失效，其限位功能失效，列車運行動態平穩性會有所降低，在運行中存在侵限的行車隱患。

2 螺栓斷裂分析

2.1 螺栓組裝結構

該輪對提升止擋從屬于轉向架一系懸掛組件，安裝在軸箱上，如圖2所示，其主要作用是與碰撞止擋限制輪對出現過大的撓度變形，從而保障轉向架在運行速度范圍內的動態穩定性。

2.2 螺栓受力工況分析

（1）靜態情況

列車在庫內作業時該部件在兩種情況下會發生提升受力情況，一是換輪作業架車情況下，此時同單元車幾處馬蹄鐵均有受力情況發生，該類情況一般持續8小時左右；二是救援演練車底頂升起來的情況下，一般為A車，一般持續時間不超過10分鐘。

該兩種情況下，一條輪對的重量分布在其對應一系簧和馬蹄鐵處。

圖2 提升止擋安裝圖

（2）動態情況

該提升止擋設計主要用于限制輪對出現過大的撓度變形，其在運行過程中，可能出現與碰撞止擋接觸的情況一般為列車高速通過彎道時，但實際線路整體較平緩，故該碰撞情況極少發生。

從列車走行部振動情況來看，該提升止擋從屬于軸箱，屬一系減振下組件，其與鋼軌間無緩沖裝置，在車輛通過鋼軌接頭、軌面局部凹凸不平或道岔等地段可能產生瞬態沖擊振動時，其自身也存在高頻振動沖擊力與低頻相應力的綜合作用力，長期處于該環境系統激擾下，該緊固螺栓存在一定的疲勞應力。由于設計選取的螺栓強度足夠，一般在其使用壽命周期內故障率極低。

2.3 螺栓基本信息

該輪對提升止擋由兩組M12六角螺栓固定，其螺栓及螺母信息如表1所示。

表1 提升止擋固定螺栓螺母信息

該處螺栓斷裂年均結合該螺栓歷史故障情況來看，均為提升止擋與其安裝座接觸面處發生剪切斷裂。

該部位螺栓有全牙和半牙兩種規格螺栓，目前在用的為全牙螺栓。其中，查詢維修手冊，該螺栓應為半牙螺栓；查詢架大修定額及檢修在用備件，該螺栓均為全牙螺栓。現將全牙及半牙兩種規格螺栓對比如下。

（1）基本參數對比

從基本參數來看，兩者幾乎相近。該兩種螺栓規格均為M12×90，強度等級均為8.8級，材質均為碳鋼。全牙螺栓采用ISO 4017標準，表面進行電鍍黃鋅A2C處理；半牙螺栓采用ISO 4014標準，表面進行電鍍藍色鈍化A3F處理。

（2）螺栓剪切力分析

如圖3所示，當出現2.2中描述的兩種情況中的提升止擋與碰撞止擋接觸時，提升止擋受向上的拉伸力，此時緊固螺栓頭端受提升止擋向上的力，另一端受基座向下的拉力，于是在提升止擋與其固定底座接觸面處形成了對固定螺栓的剪切面，如圖3中紅框部位。

對于受拉螺栓主要破壞形式是螺栓桿和螺紋發生塑性變形或斷裂。相應地，對于受剪切力的螺栓，其主要破壞形式是螺栓桿和孔壁的貼合面上出現壓潰或螺栓桿被剪斷。于是，在該剪切面處螺栓正常工況下應主要受剪切力作用。根據機械設計經驗來看，承受剪切的螺栓，一般情況下都要求不能在螺牙處受剪，那么該部位應優選半牙螺栓，其可靠性更高。

2.4 螺栓強度校核計算

在此選取半牙螺栓進行螺栓強度校核計算。

（1）拉伸強度

根據該螺栓受力特點，其為僅承受預緊力的緊螺栓連接，在裝配時，螺母需擰緊，在擰緊力矩作用下，螺栓除受預緊力F0的拉伸而產生拉伸應力外，還受螺紋摩擦力矩T的扭轉而產生扭轉切應力，使螺栓處于拉伸和扭轉的復合應力狀態下。因此，需綜合考慮拉伸應力和扭轉切應力的作用。

圖3 緊固螺栓剪切力示意圖

擰緊后螺紋連接件在預緊力作用下產生的預緊應力不得超過其材料屈服極限σs的80%。對于一般連接用的鋼制螺栓連接的預緊力F0，推薦按下列關系確定：

碳素鋼螺栓 F0≤（0.6～0.7）σsA1

M12，8.8級強度，碳鋼材質，鍍鋅表面處理螺栓，其最低抗拉強度極限σB為800 MPa，屈服極限σS為640 MPa，螺栓公稱應力截面積為84.3 mm2，其預緊力為：

F0=(0.6～0.7)Ae× σS=(0.6～0.7) × 84.3 × 640=（32 371～37 766）N=（32.4～37.8）kN

擰緊力矩M一般采用扭矩系數k、螺紋的公稱直徑d和螺栓的預緊力F0表示，擰緊力矩為：

M=k×d×F0=0.2×12×（32.4～37.8）=

（78～91）N·m

查詢維修手冊圖紙，該螺栓擰緊力矩為80 N·m，符合設計要求。

根據第四強度理論，螺栓預緊狀態下的計算應力為：

σca≈1.3 σ

計算得，σca=1.3×383=497 MPa

螺栓危險截面的拉伸強度應滿足：

許用拉應力公式為：

查詢機械設計手冊得控制預緊力普通螺栓連接的安全系數n=1.2～1.5，在此取n=1.2，則：

[σ]=640/1.2=533 MPa

由此，σca＜[σ]，其拉伸強度滿足條件。

（2）工作剪力

計算時，假設螺栓桿和孔壁表面壓力分布均勻，且該連接受預緊力很小，故不考慮預緊力和螺紋摩擦力矩的影響。

1）擠壓應力

螺栓桿和孔壁的擠壓強度條件應滿足：

其中，d0為剪切面的直徑，Lmin≥1.25 d0，則：

σP=37766/(12*1.25*12)=179 MPa

由此，σP≤[σ]P，螺栓桿和孔壁的擠壓強度條件滿足要求。

2）切應力

螺栓的剪切強度條件應滿足：

計算得，τ=32 371/133=243 MPa

其中，[τ]=σs/2.5=640/2.5=256 MPa

由此，τ＜[τ]，螺栓桿的剪切強度滿足要求。

綜上，該半牙螺栓強度滿足現場使用要求。在該螺栓受剪切力部位，由于半牙螺栓截面積較全牙螺栓稍大，故全牙螺栓切應力表現較半牙螺栓稍小，在該螺栓運用工況下長期表現半牙螺栓更優。

2.5 預緊力工具

在檢修現場作業中，僅在換輪、換架等作業中對該螺栓進行拆裝，對該處螺栓緊固一般采用38件套并用手動扳手對其預緊。作業現場大修庫內配備有氣動設備，拆裝均可使用氣動扳手，然后用手動扭力扳手校核其預緊力。

（1）氣動扳手

大修庫內的氣動扳手有兩種，分別為固定檔位氣動扳手和可調檔位氣動扳手（分別如圖4、5所示），其最大工作壓力為6 bar，在工作時存在沖擊，對較小螺栓緊固時較易使其過預緊。

圖4 固定檔位氣動扳手

圖5 可調檔位氣動扳手

為了驗證氣動扳手對該螺栓預緊力矩影響，現場選取可調檔位氣動扳手進行驗證。當使用其最小檔位1檔對新螺栓組合進行緊固時，其扭力達到165 N，以遠超該螺栓預緊扭力80 N·m一倍多；使用2檔時，螺栓已經有輕微拉伸變形。具體對比如圖6所示，左邊為新螺栓，右邊實驗螺栓則被拉伸0.15 mm，且其部分螺紋頂部有輕微磨損情況，如圖6所示。由此可見現場氣動扳手對該螺栓結構性能的影響較大。

（1）手動扳手

手動扳手特點是預調好扭力，手動緩緩預緊，預緊力較準確，不易出現扭力過大等異常情況。在此為了進一步驗證多大螺栓預緊力足以使該螺栓斷裂，為更精準確定該預緊力，采用手動扭力扳手逐級增加扭力的方法進行驗證。現場試驗時發現，當力矩達到195 N·m時，該試驗螺栓斷裂，觀察其斷口具有明顯疲勞斷裂特征，如圖7所示。由此，使用氣動扳手使該螺栓預緊力增大是導致該螺栓疲勞斷裂失效的主要原因之一。

（2）預緊工序

根據運用經驗，高強螺栓擰緊通常是用力矩扳手，需要分三次交叉擰緊，每次擰緊的力矩值分別為總力矩值的30%、70%、100%；一次打滿力矩后，螺栓的相對剛度就會發生變化，再次使用時很難達到先前的預緊效果。

圖6 試驗螺栓拉伸前后對比

現場對該類螺栓緊固一般是采用兩次交叉擰緊，分別按照力矩值的80%、100%，這樣能夠較好滿足預緊要求，螺栓相對剛度變化較小。而在對其校核扭力時，采用力矩值的90%進行校核，也是符合技術規范的。

圖7 試驗螺栓斷裂

2.6 螺栓配合間隙分析

相關研究成果表明，關鍵部位螺栓配合間隙對連接強度、剛度以及疲勞壽命也有一定影響。在此簡要說明如下。

（1）單個螺栓配合間隙

由于螺栓的配合間隙并非是一個確定值，而是一個分布區間，絕大部分的配合間隙落在一個概率統計上的中間區域。一是螺栓與連接件配合間隙對螺栓剪切剛度的影響，隨配合間隙的大小不同而不同；二是隨著剪切變形W的增大，栓孔配合間隙對螺栓剪切剛度的影響逐漸變小，達到一定比例時，螺栓的剪切剛度值幾乎不隨配合間隙的變化而改變；三是對于使用中經常相互磨損的栓孔，隨著栓孔配合間隙的不斷增大，其壽命值逐漸降低，必須加以定期檢測和控制。

通過查詢機械設計手冊相關參數，本案例中緊固螺栓螺紋孔徑為13 mm，其螺栓對應配合螺栓半牙牙螺栓ds為11.73 mm，半牙螺栓d為12 mm，均滿足該強度螺栓設計規范。該螺栓在現場使用中受力特點，且不存在與栓孔磨損情況，故可判定單個螺栓配合間隙對其性能幾乎無影響。

（2）螺栓群配合間隙

理想情況是，有足夠多的螺栓在載荷方向上處于螺栓孔的中心區域，在外載荷作用下同時承載。實際在多個螺栓裝配問題中，由于螺栓安裝的隨機性，螺栓可出現在螺栓孔內任意可能位置。若有較多數量的螺栓在載荷方向的間隙很小，則這些螺栓將過早參與承載，或有較多數量的螺栓在載荷方向的間隙很大，則這些螺栓不參與承載，這2種情況的載荷不均勻將導致部分區域結構或螺栓先損壞。

案例中螺栓為雙孔配合結構，相對其上下載荷方向，兩個栓孔配合引起的裝配載荷的概率極小，且由于該螺栓孔為光孔，將一定程度上抵消可能的裝配載荷力。故可判定該案例螺栓群配合間隙幾乎無影響。

綜上兩個因素，螺栓配合間隙對案例螺栓配合影響可以忽略。該兩個螺栓配合間隙影響因素針對配合精密特別是對連接可靠性要求較高的部件具有一定的指導意義，對于車輛關鍵部位螺栓群組性能分析提供了一個較好的研究方向。

3 結論及預防維護建議

綜合以上分析，該案例中螺栓斷裂受預緊力過大、螺栓螺紋形式、運行時高速沖擊振動、螺栓配合間隙等綜合影響而最終導致其斷裂。基于上述分析，對該部位螺栓使用及后續維護建議如下:

（1）由于該螺栓預緊力矩為80 N·m相對較小，在安裝該螺栓時應使用手動工具和預扭矩扳手進行緊固，避免過緊造成螺栓受拉強度降低現象發生；

（2）應按維修手冊標準選用半螺紋螺栓，以盡可能減小其配合螺栓間隙，進而減小該螺栓受剪切力的強度；

（3）在對該部位螺栓組件拆解后繼續進行換新，以保證其安裝牢固，性能可靠；

（4）針對架車情況下提升止擋瞬時受突變力和長時間受力工況，考慮制作減少馬蹄鐵受較大提升力的工裝，如用鋼絲繩或尼龍帶將軸箱與轉向架構架進行綁扎；

（5）此外，對于列車關鍵部位螺栓受力特點及強度分析，提高其疲勞壽命，制定合理檢修周期，對現場運用具有重要的意義，如何定量闡明運用環境對螺栓強度影響，并合理預測連接件疲勞壽命是值得研究的一個方向。

參考文獻：

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