轉向架軸箱彈簧斷裂失效分析及預防

張偉龍, 張志和, 劉 輝, 趙清海

(中車大同電力機車有限公司, 山西大同 037038)

某型大功率交流傳動機車軸箱彈簧材質采用51CrV4，軸箱彈簧安裝示意圖如圖1所示，彈簧設置在構架與軸箱之間，一方面用于分配機車各軸以一定的質量，并使所分配的質量在車輪行經不平線路時不致發生顯著變化；另一方面能夠緩沖當機車運行經過線路不平順處或因車輪不圓而產生的沖擊[1]。在該機車運營100萬km期間，轉向架軸箱鋼制螺旋彈簧發生斷裂，故障率約為1‰，配屬機務段與走行里程故障統計見圖2。

圖1 機車軸箱彈簧安裝示意圖

圖2 配屬機務段與走行里程故障統計

1 彈簧外觀斷口分析

軸箱彈簧斷口(見圖3)起始于有效圈與鄰近端圈的接觸位置，向彈簧簧絲對側擴展直至斷裂，終斷區可見剪切唇特征。斷口與彈簧簧絲橫截面約呈45，斷口處可見明顯放射線特征，彈簧端圈可見明顯磨痕，彈簧斷裂位置還有可見銹蝕。

經光學放大觀察，斷口起源位置磨損、氧化較為嚴重；斷口起裂源附近可見疲勞弧線特征。存在疲勞弧線特征的疲勞擴展區域約占整個斷口面積的1/10，斷口其余區域呈有反光小刻面特征，為快速斷裂區。斷面放大圖見圖4。

圖3 軸箱彈簧斷口

圖4 彈簧斷口宏觀形貌×10

對斷口進行微觀分析檢測，斷口起裂源位置磨損及氧化嚴重，僅局部可見少量疲勞條帶特征，見圖5；斷口疲勞擴展區存在輕微氧化，可見大量疲勞條帶特征，斷口快速斷裂區呈現沿晶開裂+準解理特征，見圖6；終斷區剪切唇微觀呈剪切韌窩形貌，見圖7。綜合分析可判斷彈簧為疲勞斷裂失效模式。

圖5 斷口起裂源微觀形貌

圖6 斷口疲勞擴展區微觀形貌

圖7 斷口終斷區剪切唇微觀形貌

2 彈簧金相分析

彈簧金相組織分析見圖8。彈簧斷口起裂源及周圍疲勞擴展區斷口表面較平坦，有氧化層覆蓋，斷口心部高低差較大，可見沿晶開裂特征。腐蝕后進行金相組織觀察，彈簧斷口位置及遠離斷口的正常位置金相組織無差異。彈簧表面存在不完全脫碳，深度約50 μm，符合EN 13298-2003(E)中表面脫碳層深度不大于380 μm的要求。

3 彈簧化學成分分析

彈簧化學成分分析采用GB/T 20123-2006《鋼鐵總碳硫含量的測定高頻感應爐燃燒后紅外吸收法(常規方法)》和GB/T 20125-2006《低合金鋼 多元素含量的測定電感耦合等離子體原子發射光譜法》，檢測結果見表1，可見其化學成分符合EN 10089-2002(E)中51CrV4成分的相關規定[2]。

圖8 彈簧金相組織

項目標準值實測值C0.47～0.550.5274Si≦0.40.2521Mn0.70～1.100.9931P≦0.0250.0082S≦0.0250.0038Cr0.90～1.201.099V0.10～0.250.1518

4 彈簧硬度檢測

依據GB/T 230.1-2009《金屬材料 洛氏硬度試驗 第1部分：試驗方法(A、B、C、D、E、F、G、H、K、N、T標尺)》，對彈簧的中心硬度及表面硬度進行測試，檢測結果見表2，可見其硬度符合EN 13298-2003(E)中彈簧表面硬度的規定。

表2 彈簧硬度測試結果(HRC)

5 彈簧強度理論計算分析及結論

彈簧計算載荷和強度評估方法主要參考EN 13906-1-2013(E)《由光圓鋼絲和光圓鋼條制成的圓柱螺旋彈簧-計算與設計-第1部分：壓縮彈簧》，應力計算運用HyperMesh和ANSYS軟件完成。

彈簧主要計算參數見表3。

按標準要求對彈簧進行強度和穩定性校核，彈簧在壓并狀態下理論的剪應力為638.19 MPa，滿足標準要求τ≤[τ]=750 MPa；彈簧滿足標準要求的穩定和無屈曲條件；無限疲勞循環壽命滿足Goodman曲線圖要求，見圖9。

表3 軸箱彈簧計算相關參數

圖9 Goodman曲線圖

6 有限元模擬軸箱彈簧結構應力分布及分析結論

軸箱彈簧有限元模型采用HyperMesh軟件進行網格劃分，并進行網格單元質量檢查，確保劃分單元質量。軸箱彈簧有限元模型共26 651個節點，107 238個單元。軸箱彈簧承載及邊界條件為彈簧端圈一端約束，一端施加載荷，同時在端圈和有效圈間設置接觸單元[3]。

通過軸箱彈簧有限元模擬可以定性的分析引起軸箱彈簧斷裂的一些因素，這些因素包括端圈和有效圈接觸線存在應力高點、接觸線長度不足、軸箱彈簧承受橫向載荷的作用[4-5]。因此構建以下模型及工況進行模擬分析。

(1)端圈與有效圈接觸線平順，無明顯應力高點

工況垂向載荷橫向載荷(y+,y-)1aFA/1b1.25FA/1c0.75FA/1dFAFQ

(2)端圈與有效圈接觸線不連續，存在明顯應力高點。

工況垂向載荷橫向載荷(x+,x-)2aFA/2bFAFQ

工況中采用FA和FQ作用下的彈簧撓度，在軸箱彈簧有限元模型端圈處施加位移載荷。軸箱彈簧有限元模型部分工況應力云圖見圖10～圖12。

圖10 工況1a應力云圖和接觸間隙(無明顯應力高點)

圖11 工況1d應力云圖和接觸壓力(無明顯應力高點)

圖12 工況2b應力云圖和接觸壓力(存在明顯應力高點)

從以上有限元模擬分析的應力云圖可以得到如下結論：

(1)在垂向載荷的作用下，軸箱彈簧有效圈內側表面剪應力明顯高于外側表面。

(2)在垂向載荷的作用下，軸箱彈簧端圈和有效圈產生接觸的部位影響端圈與有效圈的過渡區域的應力大小，產生接觸區域中的端圈應力明顯小于有效圈。

(3)在垂向載荷和橫向載荷共同作用下，軸箱彈簧端圈與有效圈接觸應力狀態和接觸區域隨橫向加載的方向而改變。

(4)相同垂向載荷作用下，軸箱彈簧端圈與有效圈接觸應力大小和接觸狀態有關。接觸線越平順，無明顯應力高點時，接觸應力越小。

(5)在模擬彈簧接觸線存在明顯應力高點時，接觸線不平順產生的高接觸壓應力，按第三強度理論合成后，接觸區域的剪應力數值小于有效圈內側表面剪應力。

7 軸箱彈簧有效圈接觸區域斷裂原因與預防建議

軸箱彈簧端圈和有效圈接觸線不平順，存在明顯應力高點時，接觸壓應力顯著增大，同時由于線路不平順及車輪踏面外形不規則產生的垂向沖擊振動及橫向載荷，共同導致不斷變化的高接觸應力，從而在接觸面產生疲勞磨損，生成疲勞裂紋并逐步擴展，并發生磨損和氧化腐蝕，最終導致該接觸區域發生斷裂。

為防止軸箱彈簧在運營中發生早期疲勞斷裂失效，在彈簧材質、表面脫碳和設計強度滿足要求的情況下，還應考慮通過提升彈簧制造工藝水平，防止彈簧在生產中因端圈與鄰近有效圈接觸線不連續，而存在應力集中的高點區域；并建議軸箱彈簧兩端增加橡膠墊及控制車輪不圓度用以減少輪軌間高頻振動對彈簧端圈和有效圈造成的磨損。