某型鐵路貨車120-1閥連接支管失效及改進方案研究

姬程翔，孫守光，楊廣雪，陳 璨

(1.北京交通大學 機械與電子控制工程學院，北京 100044；2.中國鐵道科學研究院集團有限公司 機車車輛研究所，北京 100081)

鐵路貨車是鐵路貨物運輸?shù)闹饕d體，其安全性和可靠性在很大程度上決定了鐵路貨運的安全與效率[1]。近年來，鐵路貨車車輛的制動系統(tǒng)故障率不斷攀升，尤其以制動管系的泄露甚至斷裂問題最為明顯[2-3]，這極易引發(fā)列車制動系統(tǒng)失效，危及列車行車安全。

針對制動管系的失效問題，許多學者從制動管系設計及安裝方案、材質(zhì)特性和制造工藝等方面對失效的原因進行了綜合分析[4-5]。基于分析結果，一般從提升管系制造工藝水平[6-7]和改進支管連接結構[8-10]兩個方面應對制動管系的失效問題。然而，現(xiàn)階段對制動管系失效原因的分析只是停留在理論計算和廣泛地定性討論階段，并未結合車輛真實的服役環(huán)境對失效的根本原因進行研究；其次，提出的失效應對方案未經(jīng)過線路試驗驗證，在新方案大規(guī)模投入使用后制動管系失效問題仍時有發(fā)生，嚴重影響了車輛的使用效率和運輸安全。

由于管系的結構形式和服役環(huán)境多樣，其疲勞失效問題在各領域廣泛存在，且大多表現(xiàn)為疲勞失效的形式[11-14]。鐵路貨車的制動管系是典型的非承載結構，由支管吊座進行固定。由于線路條件和車輛狀態(tài)等因素造成車輛振動加劇[15-16]，此類非承載結構的振動疲勞失效問題在鐵路領域不斷發(fā)生。石懷龍等[17]利用有限元確定了軸箱吊耳的結構模態(tài)，并通過分析線路實測振動激擾源和吊耳結構響應特性，確定鋼軌波磨是造成車輛振動水平激增的主因，進而導致吊耳結構發(fā)生共振而引發(fā)疲勞破壞；李凡松等[18]針對地鐵轉向架排障器的振動疲勞斷裂問題，基于結構動力學理論推導了多載荷輸入條件下結構動應力時間歷程計算公式，并將線路實測加速度信號作為載荷輸入，通過計算應力評估改進結構的疲勞強度；連青林等[19]通過有限元仿真與線路試驗相結合的方法，發(fā)現(xiàn)線路激擾頻率與結構固有頻率相近，由此引發(fā)的結構共振是造成轉向架安全吊疲勞失效的主要原因，基于此提出了改進方案并進行了驗證。由此可見，有限元仿真和線路試驗是研究此類非承載結構失效問題的重要方法。

某型鐵路貨車的制動系統(tǒng)主要由120-1閥、副風缸、11升風缸及連接支管組成，120-1閥和副風缸通過支管連接，該連接支管材質(zhì)為1Cr18Ni9Ti，內(nèi)直徑24 mm，壁厚3 mm，長度2 088 mm。本文針對該型貨車120-1閥連接支管斷裂問題，開展了斷口特征分析和故障數(shù)據(jù)統(tǒng)計分析，采用有限元仿真和線路試驗相結合的方式，系統(tǒng)地分析了支管斷裂的原因，提出了支管結構的改進方案并通過線路試驗進行了驗證。

1 支管斷口分析及故障數(shù)據(jù)統(tǒng)計

1.1 斷口分析

支管斷裂位置發(fā)生在120-1閥的法蘭接頭體與支管焊接部位，該失效部位為單面環(huán)焊縫，裂紋起始部位為焊接部位的上部，裂紋貫穿焊縫，沿焊接部位環(huán)向擴展，直至斷裂。觀察斷口形貌發(fā)現(xiàn)，斷口為全新痕，無異物打擊痕跡，無明顯塑性變形。

1.2 故障數(shù)據(jù)統(tǒng)計

該車型現(xiàn)使用的支管結構相同，支管吊座結構共2種，分別簡稱為原結構1和原結構2。原結構1中120-1閥支管吊座與兩側其他支管吊座的距離較近，不易施焊，且支管吊座拐角部位與上方的防護板距離較近，不易保證組裝質(zhì)量；原結構2將支管吊座向副風缸方向移動了450 mm，見圖1。

據(jù)統(tǒng)計，截至目前采用原結構2支管吊座結構的1 500輛車上共有114輛該型車發(fā)生過支管斷裂，故障發(fā)生率7.6%，采用原結構1制造的800輛車上未發(fā)生此類問題；統(tǒng)計車輛運營里程發(fā)現(xiàn)采用原結構2的車輛運營里程普遍小于采用原結構1車輛；統(tǒng)計故障發(fā)生的線別發(fā)現(xiàn)柳鄭線發(fā)生96起，故障占比84.2%。由此可見，支管斷裂問題與支管吊座安裝位置和線路明顯相關。

圖1 120-1閥連接支管吊座結構示意(單位：mm)

2 支管系統(tǒng)結構的模態(tài)分析

利用有限元軟件Ansys分析現(xiàn)有2個支管系統(tǒng)結構的模態(tài)。選取部分車體底架與整個制動風缸和支管結構建立有限元模型，共有單元128 688個，節(jié)點127 044個。仿真結果表明，原結構2支管吊座結構在65.4、83.6 Hz存在固有模態(tài)，模態(tài)振型為支管在靠近120-1閥的拐角處彎曲變形，見圖2(a)；失效位置處局部的模態(tài)應變圖見圖2(b)，可見在該支管接頭處模態(tài)應變值最大。對于原結構1，支管在120-1閥側150 Hz內(nèi)未發(fā)生模態(tài)變形，但副風缸側支管在68.0 Hz存在模態(tài)變形，見圖3。

圖2 原結構2支管結構模態(tài)仿真結果

圖3 原結構1支管結構模態(tài)仿真結果

由此可見，相對于原結構1，原結構2支管吊座向副風缸側移動后，支管吊座基本處在支管長度的中心位置，對120-1閥側支管的約束較小，支管在120-1閥接頭處更容易發(fā)生高幅振動。當外部激勵頻率與支管結構固有頻率相近時，支管振動會進一步加劇，導致與120-1閥連接的變剛度部位產(chǎn)生較大應力和疲勞損傷。

3 改進結構及線路驗證試驗

3.1 改進結構

依據(jù)支管結構模態(tài)分析結果，原結構2在120-1閥側對支管約束較小，支管結構容易發(fā)生共振，從而引發(fā)支管結構的早期失效。因此，改進措施應重點考慮加強約束，提高支管系統(tǒng)結構的模態(tài)頻率，避免支管結構發(fā)生共振。兼顧簡易性和可行性，提出改進結構為在120-1閥防盜箱吊座處增加一個支管吊座，以提高對120-1閥出口處管接頭的約束，達到對支管減振的目的。對改進結構進行約束狀態(tài)下的模態(tài)分析，結果顯示支管在120-1閥側150 Hz內(nèi)未發(fā)現(xiàn)模態(tài)變形。該結構可以在檢修現(xiàn)場實施焊接及組裝，無需架車，便于實施。

3.2 線路試驗驗證

為驗證改進結構的有效性，采用線路實測的方法，測試副風缸與120-1閥間連接支管的加速度和動應力。動應力測試采用120 Ω箔式電阻應變片，加速度測試采用日本東京測器研究所(TML)生產(chǎn)的應變式傳感器，各測點的信號均采用eDAQ動態(tài)數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)進行全程連續(xù)采集。采樣頻率為500 Hz。選擇裝有原結構1、原結構2和改進結構支管結構的3輛車輛重聯(lián)運行進行測試，線路測試區(qū)間為故障高發(fā)的柳州-鄭州區(qū)段，測試總里程為1 600 km，車輛狀態(tài)為重車。

在3輛試驗車的120-1閥與支管接頭處上部和下部各布置一個應變片傳感器(沿支管中心線方向)；在靠近120-1閥的支管拐角處布置一個垂向加速度傳感器；為探究車體振動與支管振動的關系，在靠近支管的車體心盤后方處布置了一個加速度傳感器；為了同時評估支管與副風缸的連接可靠性，在副風缸與支管接頭處也安裝了應變片傳感器，安裝位置和120-1閥與支管接頭處一致。應變片和加速度傳感器位置見圖4。

圖4 動應力和加速度測點位置

3.3 試驗結果處理與分析

采用數(shù)據(jù)處理軟件nCode處理數(shù)據(jù)，測試全程加速度RMS值列于表1。

表1 全程測試加速度RMS值

由表1可以看出，原結構2支管振動的加速度RMS值分別為原結構1和改進結構的1.85倍和1.58倍，表明原結構2支管在120-1閥側的振動較為劇烈；改進結構支管振動加速度RMS值較原結構2有所減小，但仍略高于原結構1。

分析120-1閥與支管連接處的應力信號，可見同時刻上部和下部應力測點信號相位相反，上部測點動應力幅值略大于下部測點，見圖5。這表明支管振動狀態(tài)為豎直面內(nèi)的上下彎曲振動，與仿真中支管模態(tài)振型結果一致。在交變彎曲應力的作用下，支管接頭處極易發(fā)生疲勞失效。

圖5 同時刻下動應力信號的相位關系

為便于對變幅載荷下結構的疲勞壽命進行評定，采用Miner線性疲勞累積損傷法則和BS 7608—2014+Al—2015標準進行損傷計算[20]。考慮變幅加載時，一般假定S-N曲線斜率的倒數(shù)在Nov=5×107次循環(huán)處由m變?yōu)閙+2(橫縱坐標軸均為對數(shù)坐標軸)，見圖6。

圖6 BS 7608—2014+Al—2015典型S-N曲線[20]

將各動應力測點應力-時間歷程進行雨流計數(shù)統(tǒng)計，編制16級應力譜，圖7為失效部位各結構動應力測點16級應力譜。由圖7可見，原結構2各級應力水平遠高于原結構1和改進結構，各結構支管上部測點應力水平高于下部測點，與裂紋起始位置一致。

圖7 失效部位動應力測點16級應力譜

根據(jù)各應力測點的應力譜，疲勞累積損傷按照以下公式進行計算

(1)

(2)

(3)

式中：Nov為S-N曲線斜率變化點對應的循環(huán)次數(shù)，根據(jù)BS 7608—2014+Al—2015標準[20]，取值為5×107次；Sov為Nov對應的疲勞許用應力范圍，根據(jù)BS 7608—2014+Al—2015標準，管接頭焊縫等級為C，經(jīng)修磨后，取值為63.5 MPa；Sri為第i級應力范圍；Dh為大于Sov的各級應力范圍Sri的總損傷；Dw為小于或等于Sov的各級應力范圍Sri的總損傷；ni為第i級應力范圍對應的循環(huán)次數(shù)；m為對數(shù)坐標軸下S-N曲線斜率的倒數(shù)，對于鋼管焊接接頭，取3.5；l為動應力測試的總里程；L為結構壽命總里程，對于本結構壽命總里程為600萬km；D為結構壽命里程損傷。各動應力測點結構壽命里程損傷計算結果見表2。

根據(jù)疲勞累積損傷理論，當結構壽命里程疲勞累積損傷小于1時，結構可滿足設計要求。由表2可以明顯的看出，采用原結構2生產(chǎn)的車輛在120-1閥與支管連接處的疲勞累積損傷可達132.1，且上部測點的損傷值大于下部測點，與裂紋起始位置一致；該結構可安全運營公里數(shù)僅約為結構設計壽命里程的1/133，不能滿足設計要求；經(jīng)改進后，在該位置處的疲勞累積損傷顯著降低，可滿足設計要求。在副風缸與支管連接處，原結構1和原結構2中各測點的疲勞累積損傷均大于1，且原結構1損傷值略大于原結構2，結構壽命里程不能滿足設計要求；采用改進結構后，在該處的疲勞累積損傷小于1，滿足設計要求。

表2 動應力測點疲勞損傷計算結果

4 支管振動分析

以原結構2試驗車為研究對象，選取支管加速度和應力較大區(qū)間分析支管斷裂失效的原因，見圖8。

圖8 區(qū)間加速度-時間和應力-時間信號

對圖8所示區(qū)段內(nèi)車體心盤后方處的加速度信號進行頻譜分析，見圖9。由圖9可見,主頻分布在45～100 Hz之間。其中，主頻63.5、80.2 Hz與支管結構固有模態(tài)頻率(65.4、83.6 Hz)相近，易引發(fā)支管結構共振。對該區(qū)段內(nèi)支管加速度和失效位置處的動應力信號進行時間-頻率分析，可見在65、83 Hz處有明顯的能量帶，且不隨速度、線路條件改變，見圖10。

圖9 車體心盤后方處加速度信號頻譜圖

圖10 動應力信號時間-頻率圖

根據(jù)振動分析理論[21]，無阻尼結構在外部激勵載荷下的位移響應為

(4)

式中：p為激勵載荷幅值；k為結構剛度；ω1為激勵載荷頻率；ω2為結構固有頻率；β為激勵載荷頻率與固有載荷頻率的比值。當外部激勵載荷頻率與結構固有頻率相近時，系統(tǒng)動態(tài)放大系數(shù)1/(1-β2)將會變的很大，導致結構位移響應增大[22]。此時，式(4)可表示為

(5)

由式(5)可見，響應中包含(ω1+ω2)/2和(ω1-ω2)/2兩種頻率成分的信號。由于兩者在同一時刻下相位的不同，響應的幅值會出現(xiàn)周期性變化，稱之為“拍”現(xiàn)象。其中，ωA=|ω1-ω2|/2為“拍”頻率，ωC=(ω1+ω2)/2為主頻率。

分析支管加速度和120-1閥與支管連接處動應力信號，發(fā)現(xiàn)信號帶有明顯的“拍”現(xiàn)象[23-24]，見圖11。這表明激勵頻率與支管結構的固有頻率相近，支管結構發(fā)生了高頻往復振動。

圖11 支管加速度信號中的“拍”現(xiàn)象

為探究支管振動加速度與失效位置處動應力的關系，對支管振動加速度信號和120-1閥與支管連接處動應力信號進行頻譜分析和相干性分析，見圖12。兩信號頻譜圖趨勢及主頻相同，頻域內(nèi)具有強相干性，特別在兩主頻處的相干性分別為0.98、0.93，這表明支管的振動是造成失效位置處高應力幅值的原因。

圖12 加速度與動應力的相干性

由以上分析可知，支管斷裂失效的原因為結構固有模態(tài)頻率與外部激勵頻率相近，導致支管結構發(fā)生共振，在失效位置處產(chǎn)生過高的應力水平，支管結構發(fā)生振動疲勞破壞。

5 方案對策

根據(jù)模態(tài)仿真結果和線路試驗驗證，原結構1在120-1閥與支管連接位置處滿足設計要求，但在副風缸與支管連接處疲勞累積損傷值大于1；原結構2在120-1閥與支管連接處遠不能滿足設計要求，在副風缸與支管連接處的疲勞損傷值較原結構1低，但仍略大于1；改進結構不僅能顯著降低失效位置處的疲勞累積損傷，還能同時保證副風缸與支管連接的可靠性。因此，選取改進結構為最終支管結構方案。

綜合考慮車輛運行安全及改造方案實施的便捷性，提出以下建議：

(1)對于采用原結構2生產(chǎn)的車輛，保留原支管吊座，在120-1閥防盜箱吊座處增加支管吊座，加強對120-1閥側支管的約束，使結構滿足設計要求。

(2)對于采用原結構1支管吊座結構生產(chǎn)的車輛，可待車輛進行廠修時，去除現(xiàn)有支管吊座，參照改進結構方案對支管結構進行改造。

(3)對于后續(xù)新生產(chǎn)的車輛可直接采用改進結構方案。

6 結論

針對某型鐵路貨車120-1閥支管的斷裂失效問題，進行了斷口特征分析和失效規(guī)律歸納，分析了支管失效原因并驗證了改進結構的可行性。

(1)120-1閥支管為非承載結構，原結構2支管吊座結構對120-1閥側支管的約束較小，支管在該部位發(fā)生了共振，共振頻率為頻率65.4、83.6 Hz。

(2)原結構2支管共振后，可安全運用里程僅為設計壽命里程的1/133。原結構1支管結構在副風缸連接處不能達到設計要求，改進結構可使整個支管結構連接滿足設計要求。

(3)原結構2頻譜分析表明支管結構發(fā)生了共振，失效部位處過高的疲勞損傷主要來源于支管的劇烈振動，共振是造成支管疲勞斷裂的原因。

(4)確定了支管結構最終改進實施方案。該方案能兼顧支管在失效部位和副風缸與支管連接處的可靠性，保證整個支管結構滿足設計要求。

(5)由于試驗條件的限制，本文并未對引起車體振動的激勵來源進行探究，這將是今后研究的方向。