皮優(yōu)政

（中國鐵路廣州局集團(tuán)有限公司 廣州機(jī)務(wù)段， 廣東 廣州 510010）

0 引言

和諧型電力機(jī)車一系懸掛系統(tǒng)為“軸箱+一系圓簧+一系油壓減振器+軸箱拉桿”結(jié)構(gòu)[1]。 每個轉(zhuǎn)向架同一側(cè)布置兩個一系垂向油壓減振器， 分別在1 軸和3 軸或者4 軸和6 軸，每臺機(jī)車一共有8 個一系油壓減振器。 一系油壓減振器連接構(gòu)架與軸箱，主要傳遞構(gòu)架與軸箱之間的垂向力。 作為中部車體的減振裝置，一系油壓減振器安裝的牢固性對整個機(jī)車運(yùn)行的安全性和穩(wěn)定性有重要意義。

高強(qiáng)度螺栓由于其性能好、強(qiáng)度高、能自鎖等優(yōu)點(diǎn)，是連接結(jié)構(gòu)中的重要部件[2]，在機(jī)車車輛中得到廣泛的應(yīng)用。 一系油壓減振器安裝螺栓的主要故障形式是疲勞破壞，從而引起斷裂。引起疲勞破壞的因素主要包括螺栓自身的材料、強(qiáng)度等級、車體的垂向沖擊等等。 和諧型電力機(jī)車一系油壓減振器主要受垂向力的作用， 斷裂形式主要是拉伸斷裂。 斷裂發(fā)生后，導(dǎo)致車體一側(cè)振動加劇，引起監(jiān)控裝置報警，影響行車安全。

VDI2230-2003 螺栓強(qiáng)度校核標(biāo)準(zhǔn)是德國機(jī)械工程師協(xié)會頒布的近年來被國內(nèi)廣泛認(rèn)可的螺栓快速校核的計算方法[3]。 傳統(tǒng)根據(jù)機(jī)械設(shè)計手冊螺栓校核方法和有限元仿真方法均存在較大的誤差，不能保證校核的準(zhǔn)確性。 本文以某和諧型機(jī)車一系油壓減振器安裝螺栓為對象，為了充分考慮油壓減振器的動態(tài)載荷及計算的真實(shí)性和準(zhǔn)確性，對油壓減振器和安裝座進(jìn)行整體的建模。 最后按照VDI2230-2003 標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行安全校核。

1 螺栓受力分析

和諧型電力機(jī)車車體橫向振動的衰減主要靠橫向油壓減振器，縱向振動的衰減主要靠抗蛇形油壓減振器，所以一系垂向油壓減振器在機(jī)車運(yùn)行中主要受垂向載荷的作用，其他方向基本不受力。 如圖1 所示為某和諧型電力機(jī)車一系油壓減振器安裝螺栓斷裂現(xiàn)象。 減振器上部與構(gòu)架螺栓連接，下部與軸箱螺栓連接。減振器最大行程為60mm，其工作環(huán)境示意圖如圖2 所示。

圖1 減振器螺栓斷裂現(xiàn)象

圖2 減振器及螺栓工作環(huán)境

油壓減振器是一種粘滯阻尼減振器[4]，活塞運(yùn)動速度越高，其油壓越高粘滯阻力越大。 螺栓所受垂向力來源于活塞的振幅， 振幅的衰減量與幅值成正比，幅值越大，衰減量越大。 減振器及安裝螺栓的工作環(huán)境如圖2 所示。 某和諧型電力機(jī)車一系油壓減振器阻尼系數(shù)為60kN·s/m，最大阻尼力為30kN，其阻尼特性如表1 所示。

現(xiàn)場技術(shù)人員統(tǒng)計結(jié)果如下： ①四種類型和諧電力機(jī)車二系油壓減震器螺栓性能等級全部為8.8 級，一系油壓減振器螺栓性能等級有8.8 級和10.9 級兩種； ②發(fā)生疲勞現(xiàn)象的螺栓大部分為一系油壓減振器；③發(fā)生疲勞現(xiàn)象的螺栓性能等級全部為8.8 級；④發(fā)生疲勞現(xiàn)象的處所集中在螺母與安裝座接觸面附近和螺帽的根部附近兩處。 其易斷裂位置如圖3 所示。

一系油壓減振器螺栓性能等級為8.8 級和10.9 級的兩種螺栓， 除了性能等級有差別，其尺寸、外形完全相同。 技術(shù)人員根據(jù)統(tǒng)計結(jié)果將一系油壓減振器螺栓性能等級為8.8 級的螺栓全部更換為10.9 級的螺栓。 更換后，一系油壓減振器安裝螺栓故障率大大減小，為機(jī)車平穩(wěn)安全的運(yùn)行提供了保障。

表1 一系油壓減震器阻尼特性

圖3 螺栓易斷裂位置

2 基于《VDI 標(biāo)準(zhǔn)》的螺栓校核參數(shù)

2.1 螺栓尺寸

性能等級為10.9 級的螺栓為M16×90 的六角頭螺栓[5]，其結(jié)構(gòu)參數(shù)如表2 所示。

2.2 擰緊系數(shù)

在螺栓實(shí)際擰緊過程中，有手動擰緊和電動擰緊等多種方式， 不同方式下所施加的預(yù)緊力也隨之不同。 為了考慮不同方式對預(yù)緊力大小的影響，用擰緊系數(shù)α 來表示。

表2 螺栓結(jié)構(gòu)參數(shù)

式 中，F(xiàn)Mmin—最 小 預(yù) 緊 力；FMmax—最 大 預(yù) 緊 力。 查VDI2230-2003 標(biāo)準(zhǔn)表A8 可知， 人工扭力扳手的擰緊系數(shù)為1.7。

2.3 最小加持載荷

根據(jù)VDI2230 圖5.1/5，減振器上下安裝螺栓是中心對稱的（Ssym=0），而且只受軸向力（a=0），因此最小加緊力FKerf=1000N。

2.4 載荷系數(shù)

性能等級為10.9 級的螺栓材料為42CrMo，其彈性模量為2.12×105N/mm2，則螺栓的總軸向柔度為：

式中，δSK—螺栓頭的軸向柔度；δ1—螺紋桿的軸向柔度；δGew—未擰入螺紋的軸向柔度；δGM—擰入螺紋的軸向柔度。

式中，l—螺栓各部分長度；E—螺栓彈性模量；A—螺栓各部分的橫截面積。

被連接件是轉(zhuǎn)向架構(gòu)架，構(gòu)架材料為16MnDr 合金鋼[6]，其彈性模量為2.06×105N/mm2， 被連接件的總?cè)岫葹棣膒?？紤]被加緊的有減振器和車體， 按兩個對稱的圓錐回轉(zhuǎn)體計算，采用VDI2230 公式5.1/24 計算。

式中：n—作用力傳遞系數(shù)，根據(jù)VDI2230 表5.2/1 及圖5.2/12，同心同載取n 為0.15。聯(lián)合公式（2）～（5）解得載荷系數(shù)Φ=0.045。

2.5 預(yù)緊力的損失量

在螺栓實(shí)際擰緊過程中， 材料的變形和螺紋表面的相互嵌入會導(dǎo)致預(yù)緊力損失一部分， 這一部分損失量為Fz。 查VDI2230 表5.4/1，零部件表面粗糙度為Rz=16μm，頭部和螺紋接觸面壓縮量均為3μm， 內(nèi)部接觸面壓縮量為2μm，因此總壓縮量為fz=8μm。

計算解得預(yù)緊力損失量Fz=5.6kN。

2.6 最小和最大安裝預(yù)緊力

在求得FKerf、Φ 和Fz后，可以求得最小預(yù)緊力FMmin，最大預(yù)緊力FMmax。 根據(jù)VDI2230 公式R5/1 計算最小和最大預(yù)緊力。

計算解得最小預(yù)緊力FMmin=35.25kN，代入式（1）解得最大預(yù)緊力FMmax=59.925kN。

3 基于《VDI 標(biāo)準(zhǔn)》的螺栓強(qiáng)度校核

3.1 安裝應(yīng)力校核

查VDI2230 表A1，最小屈服極限利用率v=0.9，最小摩擦系數(shù)μGmin=0.1 時的安裝預(yù)緊力為FMzul=121.7kN。

因此螺栓滿足安裝應(yīng)力要求。

3.2 工作應(yīng)力校核

在實(shí)際工作中，螺栓除了受最大軸向力之外，還受到螺紋之間相互摩擦的扭矩。根據(jù)VDI2230 公式R8/1 計算最大合成工作應(yīng)力σred。

3.3 疲勞強(qiáng)度校核

同心加持且同心加載的螺栓[7]，根據(jù)VDI2230 公式R9/1計算螺栓交變載荷：

3.4 表面壓力校核

由于高強(qiáng)度螺栓的預(yù)緊力較大， 需要對螺栓頭的表面接觸應(yīng)力進(jìn)行校核，安裝時螺栓頭的支撐面積：

因此螺栓滿足最大表面壓力要求。

3.5 滑移安全系數(shù)

減振器螺栓在橫向基本不受外力作用，其橫向承受能力較弱，很容易發(fā)生橫向滑移。螺栓實(shí)際剩余預(yù)緊力公式：

4 結(jié)束語

機(jī)車油壓減振器主要通過油壓的粘滯力將力傳遞出去。一系油壓減振器由于其特殊的工作環(huán)境，只受垂向力的作用。針對減振器螺栓出現(xiàn)故障現(xiàn)象，技術(shù)人員根據(jù)經(jīng)驗(yàn)采取更換性能等級更高的螺栓的措施。 本文基于VDI2230 標(biāo)準(zhǔn)對更換后的螺栓進(jìn)行強(qiáng)度校核， 計算結(jié)果表明更換后的螺栓符合機(jī)車運(yùn)行工況的要求。 為現(xiàn)場螺栓的選擇提供了校核方法。