張化謙， 楊偉君， 焦標強， 呂寶佳， 曹建行

(1 中國鐵道科學研究院 研究生部， 北京 100081；2 北京縱橫機電科技有限公司， 北京 100094)

動車組輪裝制動盤由緊固件(螺栓、螺母、螺栓套)連接安裝。為保證其連接可靠，需保證安裝后螺栓內(nèi)部的預(yù)緊載荷處于規(guī)定范圍。傳統(tǒng)的人工扭矩法通過人工施加一定的扭矩，從而間接保證規(guī)定的預(yù)緊載荷，但在實際生產(chǎn)中受多種因素的影響，該方法很難保證預(yù)緊載荷的準確性與不同螺栓預(yù)緊載荷之間的一致性。

動車組長期處于高速度、高振動的運行工況下，輪裝制動盤螺栓還要承受制動時的高熱量，因此對連接的可靠性要求較高，相關(guān)文獻也對其運用故障進行了分析[1]，認為控制好螺栓緊固效果有助于避免自身及配合件的故障[2]，研究方法主要包括試驗測試與仿真計算[3]。不同行業(yè)的應(yīng)用表明，為達到較好的緊固效果，應(yīng)從研究安裝工藝入手，既尋找現(xiàn)有工藝中可能引發(fā)故障的因素[4]，也探究先進的螺栓擰緊技術(shù)[5]，例如機器扭矩轉(zhuǎn)角法，從而進一步提高連接質(zhì)量、提高效率。機器扭矩轉(zhuǎn)角法在航空航天、汽車領(lǐng)域已廣泛應(yīng)用，但在軌道交通行業(yè)的研究較少[6]。

擬開展使用機器扭矩轉(zhuǎn)角法和人工扭矩法的研究工作，通過螺栓擰緊機控制扭矩、轉(zhuǎn)速、角度等參數(shù)，保證螺栓內(nèi)部預(yù)緊載荷的準確性與一致性，并提高效率，降低勞動強度，保證輪裝制動盤生產(chǎn)、運用的安全可靠。

1 螺栓受載情況分析

輪裝制動盤螺栓所受載荷可分為熱載荷與機械載荷兩部分，耦合作用主要表現(xiàn)為螺栓受熱膨脹后影響其軸向載荷大小，所以分析輪裝制動盤螺栓運用過程中的受載情況，應(yīng)首先分析其受熱情況。

輪裝制動盤螺栓吸收外部熱量的過程是典型的非穩(wěn)態(tài)傳熱，即系統(tǒng)中各點的溫度與位置、時間均有關(guān)系，可表示為T=T(x,y,z,t)；且存在熱傳遞(Heat Transfer)的3種基本方式，即：熱傳導(dǎo)(Heat Conduction)、熱對流(Heat Convection)、熱輻射(Heat Radiation)[7]。傳遞途徑如圖1所示。

圖1 輪裝制動盤裝配體熱傳遞示意

根據(jù)Fourier定律可知，熱傳導(dǎo)量ΦCond為：

(1)

正常情況下，螺栓不會直接接觸到高溫部位，而是通過圖 1的紅色路徑，完成輪裝制動盤與螺栓的間接熱傳導(dǎo)。式(1)中，ACond為受熱接觸面積，-λ·dt/dx為x方向?qū)岬臒崃髅芏?，其中λ為?dǎo)熱系數(shù)。雖然導(dǎo)熱系數(shù)λ較大，但是受熱接觸面積ACond較小，且經(jīng)過了螺栓套、螺母的衰減，故由熱傳導(dǎo)引起的螺栓溫升較小、影響面積較小、效果較為滯后。

根據(jù)Newton冷卻公式可知，熱對流量ΦConv為：

ΦConv=AConvhΔt

(2)

式(2)中，AConv為受熱對流面積，h為熱對流系數(shù)，Δt為溫度差。其中熱對流系數(shù)h與材料無關(guān)，主要取決于流體流動狀態(tài)、流體物理性質(zhì)、壁面溫度、壁面幾何形狀等。在較為密閉的螺栓孔腔內(nèi)部，空氣流動性差且比熱容低，因此熱對流幾乎不會引起螺栓溫升。

根據(jù)Stenfan-Boltzmann定律可知，熱輻射量ΦRad為：

ΦRad=εARadσT4

(3)

式(3)中，ε為發(fā)射率，ARad為受熱輻射面積，σ為黑體輻射常數(shù)，T為黑體絕對溫度。根據(jù)Kirchhoff定律可知，處理工程問題時，通常將分析對象看做漫灰體，即其光譜發(fā)射率與波長無關(guān)，且其輻射吸收率恒等于同溫度下的發(fā)射率ε[7]。因此在制動過程中，螺栓總是吸收來自高溫處的輻射熱。且熱輻射的載體為電磁波，受媒介、距離的影響較小，故螺栓受熱輻射面積ARad較大、溫升較快。熱輻射量ΦRad與黑體絕對溫度T的四次方成正比，因此在輪裝制動盤迅速升溫的過程中，螺栓最主要的熱量便來源于高溫位置的熱輻射。

在螺栓內(nèi)部，熱傳導(dǎo)方向與溫度梯度方向相反，因此受熱傳導(dǎo)與熱輻射的影響，螺栓兩端的溫升較為明顯，內(nèi)部傳熱路徑為由外圈向內(nèi)圈、由兩端向中部，從而導(dǎo)致螺栓出現(xiàn)軸向熱膨脹[8]。

在安裝階段，施加安裝扭矩可提高螺栓連接的可靠性、防松能力與疲勞強度，此時產(chǎn)生的初始軸向載荷即為預(yù)緊載荷。在制動階段，相較于螺栓吸收的熱量，輪裝制動盤吸收的熱量較多、速度較快，因此輪裝制動盤率先膨脹變形，造成對螺栓的軸向拉伸，使得螺栓在初始預(yù)緊載荷的基礎(chǔ)上，其軸向載荷增加至最大值，而螺栓受熱膨脹滯后，螺栓伸長量會逐漸大于輪裝制動盤變形量，使得螺栓軸向載荷較最大值有所降低。在冷卻階段，輪裝制動盤與螺栓的熱量逐漸散失、熱彈性變形逐漸恢復(fù)，螺栓軸向載荷隨冷卻時間的延長而恢復(fù)到初始狀態(tài)。

在運用過程中，輪裝制動盤螺栓在初始預(yù)緊載荷的基礎(chǔ)上承受振動沖擊載荷和熱載荷，其軸向載荷總是先增大再減小，一旦超過螺栓材料的屈服極限，便會引起塑性屈服失效，載荷過大會產(chǎn)生斷裂。在列車反復(fù)制動時，可認為螺栓總是承受單向交變載荷的作用，當交變載荷有較多的沖擊過載或隨機載荷時，工作應(yīng)力在某些時刻會越過疲勞極限。因此在長期運用過程中，軸向載荷的變化會導(dǎo)致應(yīng)力幅差別，進而導(dǎo)致疲勞壽命的差別，所以應(yīng)著重考察螺栓的預(yù)緊載荷與螺栓載荷在運用過程中的變化情況。

2 安裝試驗對比

為準確對比人工扭矩法、機器扭矩轉(zhuǎn)角法兩種安裝工藝的效果與效率，現(xiàn)針對某型號輪裝制動盤設(shè)計了對比試驗。該型號輪裝制動盤由12組緊固件連接，安裝時以固定的扭矩與順序依次擰緊并校核。螺栓只承受靜載荷工況時，預(yù)緊載荷F0經(jīng)驗公式、對應(yīng)安裝扭矩T經(jīng)驗公式分別為[9]：

F0=(0.6 ～ 0.7)σs·As

(4)

T=K·F0·d

(5)

其中，σs為螺栓的屈服強度；As為螺栓在螺紋處的有效截面面積；K為螺栓連接副中安裝扭矩與預(yù)緊載荷的關(guān)系系數(shù)；F0為預(yù)緊載荷；d為公稱直徑。該型號輪裝制動盤的螺栓預(yù)緊載荷F0控制在50 kN，范圍在40～70 kN之間，對應(yīng)的安裝扭矩T控制在160 N·m，范圍在130～200 N·m之間(上述數(shù)值的確定不在文中研究范圍內(nèi))。

由式(4)～式(5)可知，螺栓安裝效果的評估指標主要為預(yù)緊載荷與安裝扭矩，安裝擰緊時應(yīng)將螺栓變形控制在彈性段內(nèi)，因此前者可通過如圖 2(a)所示的超聲波接收片、圖2(b)所示的超聲波測距儀，測量螺栓安裝前后的彈性變形量，并結(jié)合標定結(jié)果計算得出。后者則在安裝時由人工讀取扭矩扳手數(shù)值、機器記錄實際扭矩數(shù)值得出。其中安裝扭矩是對安裝過程中的最終扭矩進行監(jiān)控，以確保得到準確的螺栓預(yù)緊載荷，因此應(yīng)重點關(guān)注預(yù)緊載荷的準確性與一致性。

圖2 測試及安裝設(shè)備

使用兩種工藝分別安裝2套輪裝制動盤，分別記錄完整安裝一套輪裝制動盤的時間、兩種安裝工藝下各螺栓的預(yù)緊載荷與安裝扭矩，從而得到兩者在安裝效率、預(yù)緊載荷準確性與一致性方面的差別。安裝試驗前對螺栓完成拉伸標定、粘貼頭部超聲波接收片、測量初始長度等工作。兩種安裝工藝均由兩人配合完成，人工扭矩法安裝需扭矩扳手及輔助工具若干，機器扭矩轉(zhuǎn)角法安裝則僅需借助如圖2(c)所示的螺栓擰緊機，便可完成安裝、校核、記錄等步驟。

經(jīng)過記錄可知，安裝一套輪裝制動盤，人工扭矩法耗時為25 min，機器扭矩轉(zhuǎn)角法耗時為20 min?？紤]到隨著工作時間的延長、工人體能的下降，人工扭矩法的安裝耗時會有所增加，所以改用新安裝工藝能在一定程度上提高生產(chǎn)效率。

人工扭矩法安裝的數(shù)據(jù)記錄如表1所示，分析結(jié)果可知，有3顆螺栓的預(yù)緊載荷接近65 kN，較標準值增大了近30%，5顆螺栓的預(yù)緊載荷接近40 kN，較標準值減小了近20%；在相鄰兩顆螺栓中，1號輪裝制動盤的5、6號螺栓預(yù)緊載荷差值達到13.7 kN，接近控制范圍的50%；所有螺栓的安裝扭矩均為160.0 N·m，符合要求。由此說明，人工扭矩法安裝時，安裝人員通過設(shè)置扭矩扳手上限值，及時讀取扭矩數(shù)值并反饋調(diào)整力度，雖然易于得到準確的安裝扭矩，但該工藝得到預(yù)緊載荷的離散程度較大，存在超出控制范圍的風險。

表1 人工扭矩法安裝數(shù)據(jù)記錄

機器扭矩轉(zhuǎn)角法安裝的數(shù)據(jù)記錄如表2所示，分析結(jié)果可知，所有螺栓的預(yù)緊載荷在49.3～57.6 kN之間，安裝扭矩在150.0～173.4 N·m之間，均符合要求，且距控制的極限值有一定裕度。由此說明，機器扭矩轉(zhuǎn)角法安裝時，螺栓擰緊機通過數(shù)據(jù)監(jiān)督和報警、適當調(diào)整擰緊參數(shù)，雖然得到的安裝扭矩的離散程度較大，但是預(yù)緊載荷得到了較好地控制。

表2 機器扭矩轉(zhuǎn)角法安裝數(shù)據(jù)記錄

為更加直觀、準確地進行對比分析，將螺栓預(yù)緊載荷、安裝扭矩分別繪制柱狀圖，結(jié)果如圖3、圖4所示；對兩種安裝工藝數(shù)據(jù)進行方差分析，結(jié)果如表3所示。經(jīng)分析可知，雖然兩種安裝工藝得到的螺栓預(yù)緊載荷平均值都接近于50 kN，但是人工扭矩法安裝得到的方差較大，各顆螺栓受力不均。而機器扭矩轉(zhuǎn)角法安裝得到的方差僅為人工扭矩法的10.66%，說明使用該工藝得到的預(yù)緊載荷一致性較好。

圖3 兩種安裝工藝的螺栓預(yù)緊載荷

圖4 兩種安裝工藝的螺栓安裝扭矩

表3 安裝工藝數(shù)據(jù)方差分析

因此機器扭矩轉(zhuǎn)角法的安裝效果、效率較優(yōu)，為進一步證明改進安裝工藝的可行性，應(yīng)對產(chǎn)品的運用狀態(tài)進行分析，驗證較大預(yù)緊載荷、較小預(yù)緊載荷、相鄰螺栓間較大預(yù)緊載荷差值對產(chǎn)品運用的影響。

3 產(chǎn)品運用狀態(tài)模擬分析

結(jié)合受力分析與安裝試驗可知，人工扭矩法安裝輪裝制動盤螺栓容易引起預(yù)緊載荷離散度較高、易超出控制范圍的問題，且該問題會進一步導(dǎo)致螺栓與輪裝制動盤受載情況與運用狀態(tài)的差別。為準確量化并對比該差別，可借助有限元模擬技術(shù)，建立輪裝制動盤裝配體的熱力耦合模型，通過調(diào)整模型設(shè)置，即可模擬不同安裝工藝下的輪裝制動盤螺栓預(yù)緊狀態(tài)。

3.1 有限元模型的建立

輪裝制動盤與車輪均是60°的中心循環(huán)對稱結(jié)構(gòu)，因此取實際產(chǎn)品的1/6扇形區(qū)域，建立輪裝制動盤裝配體的熱力耦合模型即可。設(shè)置相應(yīng)的熱力耦合分析步，與同時具有溫度、位移自由度的網(wǎng)格，使模型可計算輸出溫度、位移與受力。假設(shè)模擬工況為時速350 km純空氣緊急制動，所受載荷包括螺栓的預(yù)緊載荷、閘片壓力、盤面熱流密度，并在車輪內(nèi)圈設(shè)置位移約束、扇形切分面設(shè)置對稱約束、整體設(shè)置熱傳遞條件與環(huán)境溫度約束。通過設(shè)置緊固件間的接觸或綁定，可表示螺栓的連接作用，進而模擬不同的狀態(tài)。

如圖 5所示，模型中包括1個1/6的車輪、2個1/6的輪裝制動盤、1個定位銷、2套相鄰的緊固件。在上述模型設(shè)置的基礎(chǔ)上，假設(shè)各組模擬中螺栓1的預(yù)緊載荷均為標準值50 kN，僅改變螺栓2預(yù)緊載荷的施加，即可模擬對比得到不同安裝工藝下的螺栓預(yù)緊狀態(tài)。根據(jù)安裝試驗可知，人工扭矩法安裝時預(yù)緊載荷較大會接近70 kN，預(yù)緊載荷較小會接近40 kN，機器扭矩轉(zhuǎn)角法安裝時預(yù)緊載荷正常為50 kN，具體設(shè)置如表 4所示，對模型進行相應(yīng)修改并提交計算即可。

圖5 三維裝配模型

表4 各組模擬的預(yù)緊載荷設(shè)置

3.2 計算模擬結(jié)果并分析

為反映螺栓的運用狀態(tài)，提取各組模擬中2顆螺栓的軸向載荷隨制動時間的變化結(jié)果，分別取其載荷差值的絕對值，并繪制曲線，結(jié)果如圖 6所示。分析可知，螺栓安裝時造成的初始預(yù)緊載荷差值會伴隨制動、冷卻過程，且載荷差值大小始終與初始差值相近，在制動后會有所降低，說明預(yù)緊載荷較小的螺栓，其軸向載荷變化幅度要大于預(yù)緊載荷較大的螺栓，即應(yīng)力幅較大。因此在一定范圍內(nèi)，施加較大的預(yù)緊載荷可以降低螺栓的軸向應(yīng)力幅，提高其疲勞壽命。

但A組中模擬人工扭矩法安裝、預(yù)緊載荷為70 kN的螺栓，在制動50～70 s之間，其軸向載荷已達到螺栓材料的屈服極限，表現(xiàn)為保持在110 kN左右不變，因此承受較大預(yù)緊載荷的螺栓發(fā)生屈服或拉斷的風險較大。而B組中模擬人工扭矩法安裝、預(yù)緊載荷為40 kN的螺栓，在完成制動、開始冷卻之后，其軸向載荷下降幅度較大、數(shù)值較低，因此承受較小預(yù)緊載荷的螺栓在長時間受到振動沖擊載荷時不利于保持預(yù)緊狀態(tài)。對比A、B、C組可知，相鄰螺栓2的預(yù)緊載荷變化對螺栓1的軸向載荷影響不大，無論是數(shù)值大小還是變化趨勢都較為類似，因此相鄰螺栓的預(yù)緊載荷差值并不是影響螺栓運用狀態(tài)差別的主要因素。

圖6 各組模擬的螺栓軸向載荷

為反映輪裝制動盤的運用狀態(tài)，提取各組模擬中螺栓軸向載荷最大的時刻，即制動70 s左右的輪裝制動盤軸向變形云圖。由于實際情況中的變形較小，因此將3組結(jié)果中輪裝制動盤與螺栓的軸向變形量放大50倍，得到結(jié)果如圖 7所示。從中可知，A組軸向變形云圖中顯示橙色的面積最小，略大于C組，B組最小，且主要差別在螺栓2附近，說明預(yù)緊載荷越大，對輪裝制動盤軸向變形的約束越大，但影響范圍僅限于螺栓周圍。

圖7 各組模擬的軸向變形云圖

如圖8所示，選取外側(cè)輪裝制動盤盤面在螺栓孔處的一周節(jié)點，計算得出這些節(jié)點的軸向變形量隨時間的變化關(guān)系，并繪制其平均值的變化曲線，以反映螺栓對附近輪裝制動盤在安裝、制動、冷卻過程中的限制作用。對各組模擬的螺栓1、螺栓2分別進行此操作，并各自取軸向變形量最大點繪制曲線，結(jié)果如圖 9所示。從中可進一步看出，各組中2個螺栓孔附近的平均變形量之差很小，遠小于同最大變形的差值，所以改變預(yù)緊載荷無法有效限制輪裝制動盤的軸向最大變形，進而也無法消除輪裝制動盤最大軸向變形處的不均勻磨耗。隨著運用時間的延長，輪裝制動盤的磨耗量增大，螺栓孔附近變形差別的影響才會逐漸顯現(xiàn)，從而引起局部的提前磨耗到限。

圖8 選取節(jié)點示意

綜上所述，輪裝制動盤螺栓的不同預(yù)緊狀態(tài)在短期內(nèi)引發(fā)的問題較少，而隨著運用時間的延長，輪裝制動盤螺栓的不同預(yù)緊狀態(tài)引起的產(chǎn)品運用狀態(tài)差別越發(fā)突出，包括螺栓疲勞壽命的差別、輪裝制動盤磨耗到限的差別，不利于產(chǎn)品的統(tǒng)一檢修或更換。因此，通過改進安裝工藝，提高螺栓預(yù)緊載荷的準確性與一致性，能有效避免上述問題的發(fā)生。

4 結(jié) 論

(1)安裝試驗表明：機器扭矩轉(zhuǎn)角法能保證螺栓預(yù)緊載荷的準確性與一致性，提高安裝效率，減少勞動強度，而人工扭矩法得到的預(yù)緊載荷離散度較高，存在超出螺栓預(yù)緊載荷限值的風險。

圖9 各組模擬的軸向變形量

(2)通過仿真分析可知，提高螺栓預(yù)緊載荷的準確性，有助于避免螺栓出現(xiàn)屈服失效、連接松動等潛在故障；提高螺栓預(yù)緊載荷的一致性，有助于降低輪裝制動盤的磨耗差別，避免產(chǎn)品提前更換。

綜上所述，相對人工扭矩法而言，使用機器扭矩轉(zhuǎn)角法安裝輪裝制動盤螺栓，既能保證良好的安裝效果、在一定程度上提高生產(chǎn)效率，又能減少運用中潛在故障的發(fā)生。