一種軸裝制動盤連接結構的設計

方明剛 張海鋒 杜利清 王常川 張 寧

(中車戚墅堰機車車輛工藝研究所有限公司，213011,常州//第一作者，工程師)

制動盤作為軌道交通車輛基礎制動裝置的重要組成部分，在空氣制動過程中需要克服制動夾鉗作用而產生的制動扭矩。制動盤按照其安裝的位置分為軸裝式及輪裝式。目前軸裝制動盤設計中，盤體與盤轂之間均通過螺栓實現連接。如基礎制動裝置供應商Knorr在我國高速動車組及各類型城軌車輛上運用的軸裝制動盤即通過螺栓連接，且一般未設計其他傳力件。制動時，施加于盤體上的制動扭矩全部由螺栓連接承擔并傳遞至盤轂上。一旦螺栓連接失效，螺栓即承受剪切力作用，導致制動盤工作工況惡劣，影響行車安全。因此，設計可靠的連接結構，對于保證制動盤的安全使用具有重要意義。

本文根據某動車組車輛技術要求及接口，基于制動盤工作原理設計了一種軸裝制動盤的連接結構，同時通過對螺栓工作載荷的分析進行了連接設計及校核，并通過振動沖擊試驗及1∶1制動臺架試驗驗證了連接結構可滿足車輛的使用要求。

1 軸裝制動盤的連接結構設計

某動車組拖車采用軸裝盤形制動，盤體與盤轂之間通過9組M14的螺栓、螺母緊密連接，制動扭矩通過螺栓連接產生的靜摩擦力克服。為保證螺栓連接的可靠性，同時避免螺栓連接失效后螺栓直接承受剪切力，設計了一種具有螺栓保護作用的定位及傳力結構,如圖1所示。由圖1可知,該結構在盤體與盤轂連接爪之間設計了3只均布的滑塊。滑塊一端為圓柱結構，其安裝于盤轂連接爪上的螺栓孔內;另一端為平鍵型結構，其安裝于盤體連接爪上的鍵槽內。

a) 平面圖b) A-A剖面圖

圖1 設計的滑塊連接結構

滑塊連接結構在組裝時，滑塊與盤體上的鍵槽及盤轂上的臺階孔同時配合，可實現盤體與盤轂之間的周向定位安裝。當螺栓連接失效時，盤體在閘片的作用力下發生周向偏轉，其上鍵槽與滑塊貼合，從而將制動力通過滑塊傳遞至盤轂。連接結構尺寸設計保證滑塊與盤體及盤轂之間的配合尺寸小于螺栓孔與螺栓桿部之間的間隙，從而在連接失效、滑塊發生作用時，螺栓桿部不與螺栓孔接觸，制動力不傳遞至螺栓，保證螺栓連接不受剪切力作用。

2 螺栓連接工作載荷

2.1 溫度載荷

在車輛制動過程中，由其產生的巨大的動能轉化為熱能傳遞至盤體，進而通過熱傳導的方式施加于螺栓，從而對螺栓產生軸向拉伸作用。本文分析了在平直道條件下，某動車組采用純空氣制動方式實施兩次緊急制動下螺栓的受力狀況。相關計算參數如表1所示。

表1 制動工況計算參數

經熱機械耦合仿真可得到制動盤各零件溫度狀況，圖2為螺栓溫度達到最高值時的溫度云圖。由圖2可知，螺栓溫度最高部位位于其與盤體配合處。

圖2 螺栓溫度達到最高值時的溫度云圖

提取溫度最高部位的溫度載荷，得到螺栓軸向力時間歷程曲線，如圖3所示。由圖3可知,在車輛的兩次制動過程中,由溫度載荷引起的螺栓最大軸向力出現在車輛第二次緊急制動過程中，其最大軸向力F21=5.68 kN。

圖3 螺栓軸向力時間歷程曲線

2.2 制動扭矩

根據制動夾鉗及閘片設計，制動盤雙側最大閘片壓力F1=37 kN，摩擦半徑Rm=251 mm，閘片與盤面間的摩擦系數μ1=0.5,由此得到制動盤應承受的最大制動扭矩Tz=μ1F1Rm=4 643.5 N·m。

2.3 沖擊載荷

由于線路條件、軌道不平整度及輪對多邊形等因素的影響，制動盤在車輛運行過程中不可避免地會受到由輪對傳遞而來的振動沖擊載荷。

根據GB/T 21563—2008《軌道交通 機車車輛設備沖擊和振動試驗》規定的3類要求，按照1 000m/s2的沖擊加速度分析軸向、橫向及縱向沖擊載荷對螺栓連接的影響。

(1) 軸向沖擊。盤轂過盈壓裝在車軸上，其在受到沖擊作用時對螺栓連接不構成影響，考慮盤體在隔圈側對螺栓的橫向沖擊，仿真得到單個螺栓受到的軸向沖擊載荷F22=11.41 kN。

(2) 縱向及垂向沖擊。車輛在行駛過程中，盤體在縱向及垂向受到沖擊載荷作用，即為使螺栓產生松動趨勢的橫向載荷，仿真得到盤體對螺栓連接的橫向沖擊載荷F23=102.7 kN。

3 螺栓連接設計

3.1 扭矩系數

制動盤安裝于車輛轉向架上，其上緊固件要求暴露于空氣中并長期可靠運用，因此制動盤應具有良好的防腐性能。目前緊固件常用的表面處理方式有發黑、磷化、鍍鋅及達克羅等。由于鍍鋅工藝允許的工作溫度為200 ℃左右，且生產過程易產生氫脆現象[1]，不宜應用于制動盤螺栓。

對螺栓在有無涂抹潤滑脂條件下，以及在發黑、磷化及達克羅等3種處理方式下的扭矩系數進行了試驗，得到不同工況下的扭矩系數。

試驗結果表明，涂抹潤滑脂后可得到較低且更為穩定的扭矩系數。采用達克羅表面處理方式得到的扭矩系數相對發黑及磷化處理方式總體較低，同時考慮達克羅處理較發黑及磷化處理的耐腐蝕性能更強，因此選用達克羅處理方式，并在緊固時涂抹潤滑脂。

3.2 緊固扭矩

根據機械設計手冊，采用合金鋼螺栓推薦的預緊力為：

F0=0.6RP 0.2As

(1)

式中:

F0——螺栓的預緊力；

RP 0.2——螺栓的規定塑性延伸強度；

As——螺栓危險截面的面積。

進而根據T=kF0d計算得到組裝扭矩為110～140 N·m。其中，k為螺栓連接的扭矩系數，d為螺栓公稱直徑。

3.3 組裝工藝

制動盤組裝時，若將螺栓一次緊固到位，則可能導致各螺栓連接的相對剛度不一致，從而影響各螺栓擰緊后的預緊力的一致性，以及制動盤受工作載荷后螺栓連接的總拉力。因此應采取可靠的組裝工藝保證螺栓緊固的均勻性。同時考慮到制動盤螺栓總體呈中心對稱布置，在設計中應采用交叉擰緊工藝。

相關研究表明，螺栓經過2～3次擰緊后，螺紋副表面經過研磨，去除了其上的局部高點，其扭矩系數更趨于穩定，有利于保證軸向力的一致性[3]。而某動車組用螺母為頭部嵌料型的鎖緊螺母，多次擰緊會破壞其頭部的鎖緊結構，不宜采用多次擰緊工藝，考慮采用分步緊固工藝。

因此，螺栓進行組裝時，首先按照按圖1中1、4、7、2、5、8、3、6、9的順序預擰緊，然后再按照上述順序依次終緊。

4 設計校核及驗證

4.1 連接計算校核

4.1.1 螺栓軸向總拉力

綜合上述分析，得到同時考慮制動過程溫度載荷及橫向沖擊載荷作用下螺栓的疊加工作拉力為F2=F21+F22=17.09 kN。考慮制動盤采用全金屬碟簧結構墊片，取螺栓連接的相對剛度為0.2，得到螺栓軸向總拉力為F=F0+0.2F2=60.27 kN。

4.1.2 拉伸強度校核

螺栓材料為塑性材料，按照第四強度理論，螺栓連接的許用拉應力為：[σ]=RP 0.2/SP=783.33 MPa。其中,SP為安全系數。

當σca<[σ]時，螺栓連接的軸向拉伸強度滿足其使用要求。

4.1.3 扭矩及橫向載荷校核

考慮設計的螺栓為普通螺栓組聯接，各螺栓在被連接件接合面處產生的摩擦力應能克服制動扭矩及橫向載荷的作用。

考慮最大制動扭矩的作用，得到所需最小軸向力為：

(2)

式中:

Tz——最大制動扭矩；

f——接合面件的摩擦系數，取0.2；

z——螺栓數量，取9；

Ks——防滑系數，取1.2；

ri——第i個螺栓的軸向到螺栓組對稱中心的距離，取0.148。

考慮F23的作用，得到所需最小軸向力為：

(3)

式中:

j——接合面數量，取2。

疊加考慮制動扭矩及橫向載荷的影響，螺栓組應滿足最小軸向力Fmin=F2t+F2h的要求[4]。經計算,F>Fmin，即螺栓軸向總拉力產生的摩擦力足夠克服制動扭矩及橫向載荷的疊加作用。

4.2 試驗驗證

(1) 振動和沖擊試驗。依據IEC 61373—2010《鐵路應用 機車車輛 沖擊和振動試驗》規定的3類要求,對振動盤分別進行了功能隨機振動、提高隨機振動量級的模擬長壽命振動及沖擊試驗，以及對連接結構在振動沖擊試驗條件下的緊固情況及可靠性進行了分析。圖4為制動盤橫向振動和沖擊試驗照片。制動盤在振動和沖擊試驗結束后，檢查螺栓連接,發現其緊固可靠,無松動、松脫等異常現象。

圖4 制動盤橫向振動和沖擊試驗

(2) 制動動力臺架試驗。采用1∶1制動動力試驗臺，針對某動車組車輛制動工況,對設計的螺栓連接進行1∶1制動動力試驗及疲勞試驗，分析其在實際制動工況下的連接情況。試驗結束后，檢查制動盤緊固件,發現其連接可靠,無松動等異常現象。

5 結論

(1) 根據制動盤的工作原理及軸裝制動盤的結構特點，設計開發了一種軸裝制動盤連接結構。

(2) 針對某動車組車輛技術要求，分析計算了螺栓連接的工作載荷，并對螺栓連接進行了設計計算及校核，最后通過振動沖擊試驗及1∶1制動臺架試驗對連接結構進行了試驗驗證。

(3) 提出的制動盤連接結構設計開發思路及試驗方法可為制動盤及其他車輛制動部件的設計開發及試驗驗證提供有效的指導和依據。