地鐵轉向架一系簧下蓋螺栓斷裂分析及改進措施

高鵬燕

(中國鐵路沈陽局集團有限公司長春車輛監造項目部，130062，長春//高級工程師)

軌道交通車輛一系懸掛系統一般安裝于軸箱與構架之間[1]，為構架提供垂向、縱向與橫向柔性定位支撐，衰減由軌道傳遞到構架的振動能量，保證車輛平穩運行[2]，是軌道交通車輛轉向架的重要組成部分。一系懸掛系統直接影響車輛運行的安全性與舒適性。

某型地鐵車輛踏面制動轉向架一系懸掛裝置結構如圖1所示，軸箱彈簧與軸箱體間的連接方式為：軸箱彈簧芯軸下部插在軸箱體彈簧定位孔中，彈簧芯軸支撐平面坐在軸箱體彈簧孔上面。為了便于補償彈簧高度差及調整輪重，彈簧芯軸支撐平面與軸箱體彈簧孔間根據需要安裝U形插口調整墊片。為了便于安裝，軸箱彈簧安裝孔與彈簧芯軸間采用小間隙配合，配合間隙為0.35～0.50 mm。在軸箱彈簧安裝孔和彈簧芯軸下部設有下蓋，下蓋厚度為16 mm，采用螺栓將下蓋與芯軸連接(如圖2所示)，螺栓緊固后可以把軸箱夾緊。下蓋螺栓規格為M16×55，強度等級為8.8級，緊固力矩為150 Nm。

該螺栓在應用過程中出現斷裂故障，嚴重威脅地鐵車輛運用安全，同時增大了運用維護成本。本文分析了螺栓斷裂原因，提出了改進方案，并基于臺架試驗，驗證了改進方案的有效性。

圖1 某型地鐵轉向架一系懸掛裝置結構圖

圖2 某型地鐵轉向架一系懸掛彈簧下蓋螺栓

1 斷裂螺栓材料及斷口分析

螺栓的材料成分、硬度、夾雜/缺陷等級、金相組織、抗拉強度和屈服強度的檢測結果表明，螺栓材料的性能均滿足相關標準，因此排除了螺栓質量所引發的斷裂故障。螺栓斷口失效分析結果如圖3所示。斷口可見典型的疲勞紋理，因此該斷裂為疲勞斷裂；疲勞瞬斷區為等軸狀韌窩，因此判斷斷裂原因為彎曲導致的疲勞斷裂[3]。

a) 疲勞紋理b) 等軸狀韌窩

圖3 斷裂螺栓斷口失效分析結果

2 螺栓斷裂故障原因分析

為分析螺栓斷裂故障原因，在轉向架參數試驗臺上，測試下蓋螺栓在線路運用載荷工況下的受力狀態。

2.1 試驗方案設計

車輛運行過程中將承受垂向(垂直軌面方向)力、牽引力、制動力及輪軸橫向(垂直車輛行進方向)力。在橫向上，兩根螺栓布置在下蓋橫向彎曲中心線上，承受彎曲載荷較?。豢v向(車輛行進方向)上，兩根螺栓布置在下蓋縱向彎曲中心線兩側，承受一定的彎矩作用，且U形插口調整墊片僅在橫向彎曲方向呈對稱性。故縱向載荷對螺栓受力狀態影響較大。本文在縱向加載下分析螺栓受力狀態。

根據設計參數，在重車工況下，縱向力為35 kN。在參數試驗臺(見圖4)上約束車輪位移，在空氣彈簧上部的枕梁上施加垂向載荷與縱向載荷，分別模擬車輛運行時的垂向載荷、縱向載荷。在軸箱上布置激光位移傳感器，測試彈簧芯軸與軸箱間的相對位移，以分析其相對滑動狀態。在故障螺栓安裝位置安裝測力螺栓，測試螺栓所受拉伸載荷、橫向彎矩與縱向彎矩。

2.2 試驗數據分析

隨著施加在軸箱的縱向載荷近似線性增大，軸箱與芯軸相對位移變化明顯分為3個階段(見圖5)：當縱向載荷小于5 kN時，軸箱與芯軸相對位移接近于0，基本沒有滑動，可認為U形插口調整墊處于穩定狀態；當縱向載荷繼續增大至20 kN過程中，軸箱與芯軸相對位移有所增大，U形插口調整墊有所滑動，但滑動速率相對較小，可認為U形插口調整墊處于微動狀態；當縱向載荷大于20 kN，軸箱與芯軸相對位移繼續增大，且滑動速率明顯增大，可認為U形插口調整墊處于滑動狀態，當軸箱縱向載荷達到37.5 kN時，軸箱與芯軸相對位移已達0.17 mm。

a) 試驗臺與轉向架b) 轉向架局部

圖4 一系彈簧下蓋螺栓參數試驗臺臺架試驗

圖5 U形插口調整墊狀態與縱向載荷關系

螺栓拉伸載荷與U形插口調整墊滑動狀態關系如圖6所示。在U形插口調整墊穩定狀態階段，螺栓所受拉伸載荷基本接近于0；在U形插口調整墊處于微動狀態階段，拉伸載荷有小幅增長，但增速較緩；在U形插口調整墊處于滑動狀態階段，拉伸載荷增速明顯變大，當軸箱縱向載荷達到37.5 kN時，螺栓拉伸載荷達到1.7 kN。

圖6 螺栓拉伸載荷與U形插口調整墊滑動狀態關系

螺栓彎矩與U形插口調整墊滑動狀態關系如圖7所示。在U形插口調整墊穩定狀態階段，螺栓所受彎矩基本接近于0；在U形插口調整墊處于微動狀態階段，彎矩有小幅增長，但增速較緩，彎矩最大值為2 Nm；在U形插口調整墊進入滑動狀態階段，彎矩方向發生變化，彎矩增速明顯變大，當軸箱縱向載荷達到37.5 kN時，螺栓彎矩達到16 Nm。

圖7 螺栓彎矩與U形插口調整墊滑動狀態關系

綜上，U形插口調整墊滑動狀態直接影響下蓋螺栓所受載荷大小，U形插口調整墊發生明顯滑動，導致螺栓所受載荷急劇增大。

2.3 螺栓疲勞強度分析

依據GB/T 16823.1《螺紋緊固件應力截面積和承載面積》[4]，M16螺栓有效直徑De取14.12 mm。

則拉伸載荷F作用下螺栓應力為：

彎矩M作用下螺栓應力為：

螺栓最大應力為：

σ=σF+σM=68.76 (MPa)

由此可知，彎矩對螺栓的應力貢獻為84.2%。

依據標準DVS 1612《高強度螺栓連接的系統計算》[5]，8.8級螺栓疲勞極限為：

σASG=(2-FSm/F0.2min)·σASV=66.2 (MPa)

式中：

σASG——熱處理之后螺栓疲勞極限；

σASV——熱處理之前螺栓疲勞極限；

FSm——螺栓平均載荷；

F0.2min——螺栓屈服極限對應載荷。

由此可見，8.8級螺栓在拉伸載荷與彎矩共同作用下，交變應力已超過螺栓疲勞極限。

3 改進措施及有效性驗證

3.1 改進措施

由前文分析可知，因U形插口調整墊抗滑動能力不足而產生滑動，是導致螺栓承受較大載荷的主要原因。因此從以下兩個方面對調整墊結構進行改進：

(1) 改善調整墊受力狀態?？紤]U形插口調整墊在縱向彎曲方向上的不對稱性，將U形插口調整墊改進為圓形對稱調整墊。

(2) 增大調整墊接觸面摩擦系數。將調整墊表面處理由涂面漆改進為表面打砂處理，以提高摩擦系數。

3.2 調整墊改進方案抗滑動能力分析

改進方案的抗滑動能力分析仍采用試驗驗證方法，試驗方案與前文故障原因分析試驗方案基本一致。為分析形狀對稱性與摩擦系數兩個因素對調整墊抗滑動能力的影響，分別將調整墊更換為圓形涂底漆調整墊和圓形表面打砂調整墊進行試驗驗證，并將縱向載荷增大到50 kN。

改進方案的調整墊滑動狀態與軸箱縱向載荷關系如圖8所示。當軸箱縱向載荷小于20 kN時，兩種調整墊的軸箱與芯軸相對位移量均小于0.01 mm，處于穩定狀態；當軸箱縱向載荷大于20 kN時，圓形涂底漆調整墊進入微動狀態，圓形打砂調整墊仍處于穩定狀態；當軸箱縱向載荷大于35 kN時，軸箱與芯軸相對位移小于0.025 mm，圓形涂底漆調整墊進入滑動狀態，軸箱與芯軸相對位移增速變大；當軸箱縱向載荷達到52 kN時，軸箱與芯軸相對位移仍小于0.12 mm，圓形調整墊明顯優于U形插口調整墊，而此時圓形打砂調整墊仍處于穩定狀態，軸箱與芯軸相對位移小于0.015 mm。

圖8 改進方案的調整墊滑動狀態與軸箱縱向載荷關系

螺栓拉伸載荷與改進方案的調整墊滑動狀態關系如圖9所示。圓形涂底漆調整墊處于穩定狀態時，螺栓拉伸載荷小于0.3 kN；當圓形涂底漆調整墊進入微動狀態，螺栓拉伸載荷小于0.9 kN；當圓形涂底漆調整墊進入滑動狀態，且軸箱縱向載荷達到37.5 kN時，螺栓拉伸載荷小于1.35 kN，仍小于U形插口調整墊。軸箱縱向載荷小于50 kN時，圓形打砂調整墊始終處于穩定狀態，拉伸載荷小于0.75 kN，顯著低于U形插口調整墊。

圖9 螺栓拉伸載荷與改進方案的調整墊滑動狀態關系

螺栓彎矩與改進方案的調整墊滑動狀態關系如圖10所示。圓形涂底漆調整墊處于穩定狀態時，螺栓彎矩小于1.5 Nm；當圓形涂底漆調整墊進入微動狀態，螺栓彎矩小于2 Nm；當圓形涂底漆調整墊進入滑動狀態，且軸箱縱向載荷達到37.5 kN時，螺栓彎矩小于5 Nm，仍小于U形插口調整墊。軸箱縱向載荷小于50 kN時，圓形打砂調整墊始終處于穩定狀態，螺栓彎矩小于2 Nm，顯著低于U形插口調整墊。

圖10 螺栓彎矩與改進方案的調整墊滑動狀態關系

綜上，調整墊對稱性及接觸面摩擦系數均對抗滑動能力產生影響，將調整墊形狀改進為對稱的圓形并進行表面打砂處理，能夠有效抑制調整墊的滑動，降低螺栓載荷。

3.3 改進方案的螺栓疲勞強度分析

與U形插口調整墊取相同外載條件，圓形打砂調整墊在軸箱縱向載荷37.5 kN作用下，下蓋螺栓所受拉伸載荷為0.75 kN，彎矩為2 Nm。拉伸載荷作用下螺栓應力為4.79 MPa，彎矩作用下螺栓應力為7.24 MPa，因此螺栓最大應力為12.03 MPa，小于螺栓疲勞極限，滿足運用要求。并且，螺栓最大應力降為U形插口調整墊的17.5%，彎矩對螺栓的應力貢獻降為60.1%。

4 結語

本文分析了某型地鐵車輛轉向架一系簧下蓋螺栓斷裂原因，并針對故障原因對一系簧調整墊結構進行了改進，基于臺架試驗驗證了改進方案的有效性，主要結論如下：

(1) 原U形插口調整墊抗滑動能力不足，在較大載荷作用下會發生明顯滑動，導致下蓋螺栓承受較高彎矩作用，是螺栓發生疲勞斷裂的主要原因。

(2) 通過改進調整墊的對稱性以及增大接觸面摩擦系數，可以顯著提高調整墊的抗滑動能力，有效抑制調整墊滑動狀態，使下蓋螺栓處于較好的受力狀態。彎矩也因此降低，可保證螺栓疲勞強度滿足運用要求。