崔利通 楊集友 曾一鳴 李曉峰 王澤飛 段 亮

(1.中車長春軌道客車股份有限公司國家軌道客車工程研究中心，130062，長春;2.中國鐵道科學(xué)研究院機輛部，100081，北京//第一作者，工程師)

0 序言

隨著我國高速動車組運行速度的逐步提高，確保車輛安全、平穩(wěn)運行已成為第一要務(wù)。如何減弱車輛振動響應(yīng)、降低關(guān)鍵零部件故障率、查找故障產(chǎn)生源頭,是所有鐵路工作者面臨的重大挑戰(zhàn)。為了降低輪軌垂向激擾對車輛的影響，滿足車輛運行平穩(wěn)性和乘坐舒適性的要求，目前高速動車組均采用兩級隔振技術(shù)，即一系懸掛裝置和二系懸掛裝置。一系懸掛裝置主要由一系垂向減振器、雙螺旋鋼彈簧、疊層彈簧及定位節(jié)點組成。其中，鋼彈簧通常采用簧條截面為圓形的圓柱壓縮螺旋彈簧，分為內(nèi)圈彈簧和外圈彈簧，如圖1所示。

圖1 某動車組一系懸掛裝置組成

鋼彈簧在工作狀態(tài)下受力復(fù)雜，除承受車體載荷外，還要對輪軌間作用力進行衰減和隔振，一旦承受異常交變應(yīng)力，鋼彈簧易發(fā)生疲勞斷裂故障。文獻[1]通過仿真分析認為某動車組故障鋼彈簧在運用時發(fā)生非正常接觸和磨損，產(chǎn)生“支點效應(yīng)”，造成交變應(yīng)力集中，形成了疲勞破壞。文獻[2]采用金相分析、硬度測試等方法對鐵路機車斷裂鋼彈簧進行分析，發(fā)現(xiàn)鋼彈簧表面出現(xiàn)嚴重的脫碳現(xiàn)象，在夾雜物處產(chǎn)生疲勞裂紋源，最終導(dǎo)致疲勞斷裂失效。文獻[3]采用宏觀斷口和掃描電鏡分析對地鐵車輛故障鋼彈簧進行研究，發(fā)現(xiàn)該彈簧在熱處理時碾尖部分因未淬火而導(dǎo)致硬度不足，在交變載荷作用下發(fā)生疲勞斷裂。文獻[4]通過臺架試驗和仿真分析研究了鋼彈簧故障狀態(tài)下的車輛動力學(xué)性能。以上對于鋼彈簧斷裂故障的分析大多基于仿真和材料學(xué)分析方法，并未對鋼彈簧工作時的模態(tài)振動進行研究。本文從振動響應(yīng)角度針對某動車組一系鋼彈簧故障問題進行深入分析，通過振動、模態(tài)測試以及車輪狀態(tài)調(diào)查，找到其失效的根本原因。

1 鋼彈簧的幾何參數(shù)

鋼彈簧的主要幾何參數(shù)包括簧條直徑、彈簧平均直徑、有效圈數(shù)、總?cè)?shù)、彈簧全壓縮高度、彈簧自由高度及彈簧指數(shù)等，如圖2所示。

圖2 鋼彈簧的幾何參數(shù)

鋼彈簧的主要性能參數(shù)包括：硬度、沖擊功、抗拉強度、軸向剛度、橫向剛度、非比例延伸強度、斷后延長率等。動車組軸箱鋼彈簧的材質(zhì)一般采用合金鋼[5]，包含硅、錳、鉻、鉬等化學(xué)元素；表面硬度要求為45～51 HRC，心部與表面的硬度差不超過3 HRC；常溫沖擊功不小于10 J，低溫(-40 ℃)沖擊功不小于8 J；抗拉強度不小于1 400 MPa；非比例延伸強度不小于1 150 MPa；斷后延長率不小于6%；不允許有全脫碳層，部分脫碳層深度不超過0.15 mm[6]。

2 動車組鋼彈簧的故障類型

動車組鋼彈簧故障類型主要有兩種，即斷裂故障和磨損故障。其中斷裂故障原因主要包括：①結(jié)構(gòu)設(shè)計不合理，如結(jié)構(gòu)可鑄性差等；②制造工藝問題，如接觸線長度不合格、脫碳層不滿足技術(shù)要求等；③原材料質(zhì)量問題，如鋼彈簧材質(zhì)選擇錯誤、機械性能等不滿足要求等；④腐蝕影響，如受到酸、堿污染物腐蝕等；⑤意外磕碰，如受到異常載荷等。磨損故障主要包括簧條間隙設(shè)計不合理、簧條間隙制造偏差過大等。

3 城際軌道交通動車組鋼彈簧斷裂故障診斷

3.1 故障現(xiàn)象

某城際軌道交通動車組在線運行時，2車1位轉(zhuǎn)向架1軸右側(cè)鋼彈簧連續(xù)發(fā)生2次斷裂，斷口位置均在第1有效圈，距離碾尖頭部約40～45 mm，斷口與彈簧軸線約呈135°。

3.2 理化分析

利用洛氏硬度計對2個斷裂鋼彈簧的心部硬度和表面硬度進行檢測，每個鋼彈簧檢測3個試樣。檢測結(jié)果如表1所示。由表1可知，斷裂鋼彈簧的硬度滿足標(biāo)準(zhǔn)要求。

表1 斷裂鋼彈簧的硬度檢測結(jié)果

對斷裂鋼彈簧的化學(xué)成分進行檢測。結(jié)果顯示，斷裂鋼彈簧的化學(xué)成分滿足標(biāo)準(zhǔn)要求。

對斷裂鋼彈簧表面脫碳層進行檢測，彈簧表面無全脫碳層，部分脫碳層深度約0.08 mm，小于BS EN 13298中規(guī)定的0.50 mm[6]。

對斷口進行宏觀檢測以及掃描電鏡觀察。檢測結(jié)果顯示，斷裂起源于工作圈表面，斷口存在明顯的貝紋線，裂紋形成、擴展及瞬斷過程呈現(xiàn)疲勞斷裂的特征。裂紋源區(qū)、擴展區(qū)與瞬斷區(qū)相對，說明該彈簧具有單向壓縮疲勞斷裂特征；裂紋源形成后，疲勞擴展區(qū)小、瞬斷區(qū)大，可見鋼彈簧受到了較大的應(yīng)力作用。

3.3 振動測試

對故障鋼彈簧轉(zhuǎn)向架進行振動測試，分別在1軸(以下稱為“故障端”)和2軸(以下稱為“正常端”)布置振動加速度傳感器和位移傳感器。測點位置為軸箱、構(gòu)架以及一系垂向減振器，如圖3所示。測試期間車輛最高運行速度為154 km/h。

圖3 振動位移傳感器測點布置圖

軸箱故障端和正常端的垂向振動加速度對比如圖4所示。構(gòu)架故障端和正常端的垂向振動加速度原始信號如圖5所示。由圖4可知，故障端軸箱垂向振動幅值明顯偏大，約為正常端的3～4倍，達到 ±20g；故障端的加速度均方根值約為正常端的3倍，達到7g。由圖5可知，故障端構(gòu)架垂向和正常端振動幅值無明顯差異，約為 ±5g；加速度均方根值約為1.5g。由此可知，異常振動振源來自于一系懸掛以下。

圖4 軸箱故障端和正常端垂向振動加速度對比圖

圖5 構(gòu)架故障端和正常端垂向振動加速度原始信號圖

對軸箱垂向振動加速度進行頻域分析，分析結(jié)果如圖6～7所示。由圖6～7可知，在0～200 Hz范圍內(nèi)故障端和正常端均以74 Hz振動主頻為主，同時存在14.8 Hz的邊頻帶；故障端主頻對應(yīng)的振動能量遠大于正常端，此外還存在能量較小的71.2 Hz振動頻率；一系垂向位移頻率成分與軸箱垂向振動基本相同，同樣以74 Hz振動主頻為主，同時存在14.8 Hz的邊頻帶。

圖6 軸箱垂向振動加速度時頻圖

圖7 勻速段軸箱垂向振動加速度頻譜對比圖

對比軸箱橫向、垂向、縱向等 3個方向的頻譜圖(見圖8)可知，垂向振動能量最大，其次為縱向，最后為橫向，因此判斷74 Hz振動來自于垂向激擾。

圖8 勻速段故障端軸箱不同方向振動加速度頻譜對比圖

3.4 鋼彈簧自振模態(tài)頻率

根據(jù)BS EN 13906-1：2013標(biāo)準(zhǔn)[7]，對于兩端固定、一端在工作行程范圍內(nèi)做周期性往復(fù)運動的螺旋壓縮彈簧，其一階自振頻率fs可按下列公式計算：

(1)

式中：

d——簧條直徑，mm；

D——彈簧外徑，mm；

n——有效圈數(shù)，圈；

G——剪切模量，N/mm2；

ρ——密度，kg/dm3。

根據(jù)式(1)計算得到該外圈彈簧的自振頻率約為76.35 Hz。某動車組鋼彈簧參數(shù)如表2所示。

表2 某動車組鋼彈簧參數(shù)取值

鋼彈簧裝配狀態(tài)下，在其外圈彈簧和內(nèi)圈彈簧軸線45°(綠色)和135°(黃色)兩個方向上粘貼應(yīng)變片。通過臺架試驗，以車輪為激勵對象，利用掃頻的方法測試不同頻率激擾下鋼彈簧的動態(tài)應(yīng)力響應(yīng)，其中掃頻范圍為0～600 Hz。

不同激勵頻率下鋼彈簧的動態(tài)應(yīng)力響應(yīng)如圖9～11所示。通過頻域分析發(fā)現(xiàn)，激振頻率為72 Hz時外圈鋼彈簧的應(yīng)力明顯增大，激振頻率為82 Hz時內(nèi)圈鋼彈簧的應(yīng)力明顯增大，表明在這兩個頻率下鋼彈簧內(nèi)外圈分別發(fā)生共振響應(yīng)，且實測一階模態(tài)頻率與理論頻率基本一致。

圖9 鋼彈簧動態(tài)應(yīng)力響應(yīng)

圖10 鋼彈簧動態(tài)應(yīng)力時頻圖

圖11 鋼彈簧共振狀態(tài)下頻域圖

3.5 車輪不圓狀態(tài)調(diào)查

根據(jù)鋼彈簧模態(tài)測試結(jié)果可知，外圈鋼彈簧的一階自振頻率為72 Hz，該頻率與振動測試中71.2 Hz基本吻合。由于引起鋼彈簧斷裂的故障頻率為74 Hz，因此可判斷該頻率為強迫振動頻率。

已知某動車組車輪直徑為920 mm，當(dāng)車速為154 km/h時，根據(jù)計算得到，車輪轉(zhuǎn)頻為14.8 Hz。故障頻率與車輪轉(zhuǎn)頻強相關(guān)，為車輪轉(zhuǎn)頻的5倍頻，因此對斷裂鋼彈簧所在輪對進行車輪不圓度測試，結(jié)果如圖12～14所示。該輪對存在較嚴重5邊形，粗糙度幅值達到35 dB/um，徑跳值達到0.36 mm。由此可判斷車輪5邊形可引起74 Hz強迫振動，且該頻率處于外圈鋼彈簧共振頻率區(qū)間，導(dǎo)致彈簧運用過程中出現(xiàn)強烈振動；同時支撐圈和有效圈之間存在高應(yīng)力區(qū)，在距離碾尖頭部約40～45 mm處形成應(yīng)力集中點，導(dǎo)致鋼彈簧發(fā)生接觸性疲勞斷裂。

圖12 直角坐標(biāo)系下車輪不圓度曲線

3.6 車輪鏇修后振動狀態(tài)

對斷裂鋼彈簧所在輪對進行鏇修，鏇修后車輪5邊形基本消除，如圖15～17所示。對軸箱重新進行振動測試，結(jié)果如圖18～19所示。由圖18～19可知，故障端和正常端的垂向振動幅值無明顯差異；與車輪鏇修前相比軸箱垂向振動幅值明顯下降，約為 ±10g，加速度均方根約為1.7g；振動主頻均以鋼彈簧自振頻率72.1 Hz為主。車輪鏇修后一系垂向位移頻譜對比如圖16所示。由圖20可知，一系垂向位移在50～100 Hz內(nèi)亦以自振頻率為主，未出現(xiàn)明顯的74 Hz頻率。

圖13 極坐標(biāo)系下車輪不圓度曲線

圖14 車輪不圓度階次變化曲線

圖15 鏇修后直角坐標(biāo)系下車輪不圓度曲線

圖16 鏇修后極坐標(biāo)系下車輪不圓度曲線

圖17 鏇修后車輪不圓度階次變化曲線

圖18 車輪鏇修后軸箱垂向振動加速度

圖19 車輪鏇修后軸箱垂向振動加速度頻譜圖對比

圖20 車輪鏇修后一系垂向位移頻譜圖對比

4 結(jié)論

本文針對某城際動車組鋼彈簧斷裂故障，通過理化分析、振動測試以及車輪狀態(tài)調(diào)查找到產(chǎn)生斷裂故障的根本原因。

1) 理化分析結(jié)果表明，斷裂鋼彈簧的硬度、化學(xué)成分以及表面脫碳層均滿足標(biāo)準(zhǔn)要求，說明非材質(zhì)問題導(dǎo)致斷裂故障。電鏡分析表明，斷口存在明顯的貝紋線，通過裂紋形成、擴展及瞬斷特征可以判斷鋼彈簧為疲勞斷裂。

2) 通過臺架試驗確認鋼彈簧模態(tài)頻率，整備狀態(tài)下鋼彈簧一階自振頻率與理論計算得到的頻率基本吻合。通過振動測試，逐一排除干擾因素，找到鋼彈簧斷裂原因為74 Hz強迫振動。

3) 通過車輪狀態(tài)調(diào)查，找到鋼彈簧斷裂激擾源。因車輪存在嚴重5邊形，導(dǎo)致鋼彈簧受到74 Hz強迫振動，該頻率處于外圈鋼彈簧共振頻率區(qū)間，導(dǎo)致鋼彈簧在運用過程中出現(xiàn)強烈振動。同時鋼彈簧在運用過程中支撐圈和有效圈之間存在高應(yīng)力區(qū)，導(dǎo)致鋼彈簧發(fā)生接觸性疲勞斷裂。通過車輪鏇修，有效消除激擾源，解決了鋼彈簧斷裂故障問題。