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。如何減弱車輛振動響應、降低關鍵零部件故障率、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，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”，造成交變應力集中，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)、總圈數(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一般采用合金鋼[5]，包含硅、錳、鉻、鉬等化學元素；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結構設計不合理，如結構可鑄性差等；②制造工藝問題，如接觸線長度不合格、脫碳層不滿足技術要求等；③原材料質量問題，如鋼彈簧材質選擇錯誤、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位轉向架1軸右側鋼彈簧連續(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。檢測結果如表1所示。由表1可知，斷裂鋼彈簧的硬度滿足標準要求。

表1 斷裂鋼彈簧的硬度檢測結果

對斷裂鋼彈簧的化學成分進行檢測。結果顯示，斷裂鋼彈簧的化學成分滿足標準要求。

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力作用。

3.3 振動測試

對故障鋼彈簧轉向架進行振動測試，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標準[7]，對于兩端固定、一端在工作行程范圍內(nèi)做周期性往復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)應力響應，其中掃頻范圍為0～600 Hz。

不同激勵頻率下鋼彈簧的動態(tài)應力響應如圖9～11所示。通過頻域分析發(fā)現(xiàn)，激振頻率為72 Hz時外圈鋼彈簧的應力明顯增大，激振頻率為82 Hz時內(nèi)圈鋼彈簧的應力明顯增大，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，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)應力響應

圖10 鋼彈簧動態(tài)應力時頻圖

圖11 鋼彈簧共振狀態(tài)下頻域圖

3.5 車輪不圓狀態(tài)調查

根據(jù)鋼彈簧模態(tài)測試結果可知，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，當車速為154 km/h時，根據(jù)計算得到，車輪轉頻為14.8 Hz。故障頻率與車輪轉頻強相關，為車輪轉頻的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力區(qū)，在距離碾尖頭部約40～45 mm處形成應力集中點，導致鋼彈簧發(fā)生接觸性疲勞斷裂。

圖12 直角坐標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 鏇修后直角坐標系下車輪不圓度曲線

圖16 鏇修后極坐標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)調查找到產(chǎn)生斷裂故障的根本原因。

1) 理化分析結果表明，斷裂鋼彈簧的硬度、化學成分以及表面脫碳層均滿足標準要求，說明非材質問題導致斷裂故障。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)調查，找到鋼彈簧斷裂激擾源。因車輪存在嚴重5邊形，導致鋼彈簧受到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力區(qū)，導致鋼彈簧發(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。