王鋒

(中車長春軌道客車股份有限公司，吉林 長春 130021)*

螺栓連接作為列車不同部件連接的主要部分，螺栓連接因其結(jié)構(gòu)簡單、價格低廉、拆卸維護(hù)方便等一系列優(yōu)點，在列車上得到了廣泛應(yīng)用.列車一些關(guān)鍵位置的連接螺栓,其聯(lián)接安全可靠性對列車整車的安全可靠性產(chǎn)生非常大的影響[1-2].由于地鐵列車運(yùn)用范圍廣，運(yùn)行區(qū)域復(fù)雜，所以列車各部位不可避免的承受各種復(fù)雜的載荷，尤其是列車轉(zhuǎn)向架部位，需要承受來各種縱向、垂向、橫向力與扭轉(zhuǎn)力矩及沖擊，因此轉(zhuǎn)向架部位的上設(shè)備的螺栓連接顯得尤為重要.而現(xiàn)有地鐵螺栓故障統(tǒng)計中，多數(shù)螺栓松動或斷裂問題出現(xiàn)在轉(zhuǎn)向架上的設(shè)備連接上.國內(nèi)外的學(xué)者對螺栓的松動、斷裂問題開展過大量的理論及試驗分析，揭示螺栓松動或斷裂的機(jī)理.但是在解決實際的工程問題中，螺栓受力往往非常復(fù)雜，需要剝絲抽繭，開展大量的分析試驗研究，最終解決實際問題[3-4].本文基于某地鐵列車一系簧下壓蓋緊固螺栓斷裂問題開展分析，通過仿真、試驗及理論研究的方法，研究該處螺栓的載荷特性、斷裂失效機(jī)，并研究相關(guān)優(yōu)化解決措施.本文首先明確該部位螺栓故障發(fā)生的根本原因，通過仿真分析和試驗驗證，明確既有車輛改造和新造車輛設(shè)計方案優(yōu)化方案，本文的研究工作可為地鐵列車螺栓失效分析及防松設(shè)計提供重要的理論指導(dǎo)及研究方法.

1 螺栓失效分析

1.1 螺栓失效情況描述

一系簧下壓蓋緊固螺栓位于轉(zhuǎn)向架軸箱端蓋部位，每個軸箱端蓋上安裝有兩個M16×55、8.8級螺栓，通過擰入軸箱芯軸，從而固軸箱端蓋，其整體幾何結(jié)構(gòu)如圖1所示， 其結(jié)構(gòu)安裝示意圖如圖2所

圖1 整體結(jié)合結(jié)構(gòu)

圖2 結(jié)構(gòu)安裝示意圖

示.結(jié)構(gòu)安裝配合時，在一些部位必須留有一定的裝配間隙，圖1所示中的裝配間隙1需要用調(diào)整墊調(diào)節(jié)，因此為了調(diào)整方便，設(shè)計了一種帶缺口的馬蹄形調(diào)整墊用以對安裝間隙1進(jìn)行調(diào)整.

統(tǒng)計表明列車在運(yùn)行9～60萬公里后，8.8級螺栓開始出現(xiàn)螺栓斷裂問題.初步判斷認(rèn)為是預(yù)緊力不足，將部分螺栓更換為M16×70、10.9等級的螺栓，但運(yùn)行一段時間后，10.9級螺栓也均出現(xiàn)斷裂的情形.

1.2 螺栓力學(xué)性能分析

首先分析螺栓的力學(xué)性能是否滿足要求，為此抽檢了M16×55、8.8等級螺栓及M16×70、10.9等級的兩種螺栓各3組，開展螺栓拉伸性能分析，表1為螺栓拉伸試驗數(shù)據(jù)列表，從表1中可見，兩種不同型號的螺栓的抗拉強(qiáng)度、屈服強(qiáng)度均滿足標(biāo)準(zhǔn)要求，因此可以排除螺栓本身的力學(xué)性能問題.

表1 螺栓拉伸試驗數(shù)據(jù)列表 MPa

1.3 斷裂缺口分析

斷裂螺栓如圖3所示.兩種類型的故障螺栓斷裂位置多為嚙合起始第2個螺牙附近，斷裂螺栓的斷口距螺桿端面距離均為25 mm左右，斷裂位置基本相同.經(jīng)對大量螺栓開展統(tǒng)計，發(fā)現(xiàn)以下特征：螺栓總是成對斷裂，且從斷裂的螺栓斷面分析，其中首先斷裂的螺栓斷面形貌較為規(guī)則，呈現(xiàn)出比較明顯的疲勞貝紋線特征， 初步判斷為疲勞

圖3 斷裂螺栓圖片

斷裂；后斷裂的螺栓斷面形貌則較為復(fù)雜，分析為整體結(jié)構(gòu)失穩(wěn)導(dǎo)致的斷裂.

進(jìn)一步對首先斷裂的螺栓斷口開展鏡像分析，發(fā)現(xiàn)斷口可見典型的疲勞紋理，疲勞瞬斷區(qū)為等軸狀韌窩，判斷為正應(yīng)力(拉伸、彎曲)導(dǎo)致的疲勞斷裂(見圖4).

圖4 斷口特征鏡像分析

1.4 螺栓預(yù)緊力及強(qiáng)度分析

為分析一系簧下壓蓋緊固螺栓的預(yù)緊力及強(qiáng)度是否滿足設(shè)計及線路運(yùn)行載荷要求，基于螺栓聯(lián)接基本理論,分析在給定預(yù)緊力矩、靜載荷、疲勞載荷條件下,螺栓的受力情況及螺紋牙嚙合處的應(yīng)力云圖,為分析該螺栓失效機(jī)理提供依據(jù).仿真分析時螺栓采用實體單元模擬，并建立各結(jié)構(gòu)真實接觸方式，有限元模型如圖5所示.為分析方便，將螺栓進(jìn)行編號，從左至右分別編為1、2、3、4號.

圖5 有限元分析模型

螺栓的靜強(qiáng)度載荷主要考慮列車超員條件下(AW3載荷)緊急制動載荷，分析8.8級、10.9級兩種類型的螺栓，靜強(qiáng)度載荷工況見表2.

表2 靜強(qiáng)度載荷工況表

在表2所示工況下，通過仿真分析，得到兩種不同類型的螺栓靜強(qiáng)度載荷分析結(jié)果.圖6為8.8級螺栓的應(yīng)力云圖，從應(yīng)力云圖可見，8.8等級螺栓的最大應(yīng)力為624 MPa，小于屈服強(qiáng)度640MPa；圖7為10.9級螺栓應(yīng)力云圖，從應(yīng)力云圖可見，10.9級螺栓的最大應(yīng)力為895 MPa，小于屈服強(qiáng)度900 MPa，最大位置點均出現(xiàn)在嚙合起始第2個螺牙位置，兩種類型的螺栓均滿足靜強(qiáng)度載荷要求.

圖6 8.8級螺栓靜強(qiáng)度應(yīng)力云圖

圖7 10.9級螺栓靜強(qiáng)度應(yīng)力云圖

進(jìn)一步依據(jù)VDI2230對整個結(jié)構(gòu)夾緊力開展分析[5-7]，研究螺栓的預(yù)緊力是否滿足夾緊需求.依據(jù)VDI2230，可通過以下三個公式開展分析，其中式(1)為螺栓夾緊力計算公式，式(2)、(3)為螺栓需要提供的預(yù)緊力計算，其中，擰緊系數(shù)αA根據(jù)工藝及VDI2230規(guī)定，取1.4.根據(jù)VDI計算，在本文靜載荷的條件下，螺栓所需提供的預(yù)緊力為65 kN.

(1)

(2)

FMmax=αA.FMmin

(3)

在一些理論的學(xué)習(xí)中，如“大陸版塊飄移學(xué)說”中，可以通過探究性學(xué)習(xí)讓學(xué)生發(fā)現(xiàn)問題，大膽想象，試圖重塑魏格納的猜想，然后積極引導(dǎo)學(xué)生尋找證據(jù)，借助別的學(xué)科的理論依據(jù)，構(gòu)建支持學(xué)生猜想的理論體系，最后驗證猜想[4]。由此可見，只要稍加設(shè)計，地理學(xué)思想史就可以用來激發(fā)學(xué)習(xí)動機(jī)，引導(dǎo)探究方法，培養(yǎng)學(xué)生的探究精神與創(chuàng)新意識。

為分析真實擰緊狀態(tài)下螺栓能提供的預(yù)緊力，采用測力螺栓對一系簧下壓蓋緊固螺栓的預(yù)緊性能開展測試，測試結(jié)果見表3，通過測試8.8級螺栓在150 N·M預(yù)緊力矩條件下，螺栓可提供的預(yù)緊力為60 kN，9.9級螺栓在230 N·M預(yù)緊力矩條件可提供的預(yù)緊力為80 kN，說明該連接結(jié)構(gòu)中8.8級螺栓在150 N·M預(yù)緊力矩條件下不滿足螺栓防松需求，螺栓長時間使用，可能會出現(xiàn)松動；9.9級螺栓提供的預(yù)緊力足夠，可滿足預(yù)緊需求.

表3 兩種類型的螺栓可提供預(yù)緊力測試結(jié)果

螺栓的疲勞強(qiáng)度載荷主要考慮列車超員條件下(AW3載荷)正常制動載荷，本文評價螺栓疲勞強(qiáng)度主要采用BS7608標(biāo)準(zhǔn)，依據(jù)BS7608標(biāo)準(zhǔn)，螺栓的疲勞強(qiáng)度主要由螺栓的應(yīng)力范圍決定，而螺栓的預(yù)緊力作為平均力，對螺栓疲勞效應(yīng)可以不考慮，疲勞強(qiáng)度載荷工況見表4.

表4 疲勞載荷工況表 kN

圖8為疲勞應(yīng)力仿真分析云圖.從仿真分析可見兩個疲勞應(yīng)力危險點分別位于螺紋擰入?yún)^(qū)及螺桿根部，最大的疲勞應(yīng)力范圍為64 MPa；依據(jù)BS-7608中figure11評估[8-9]，該螺栓對應(yīng)的疲勞壽命在150～330萬次之間，不滿足無限壽命使用要求.

圖8 螺栓疲勞強(qiáng)度應(yīng)力云圖

從上文中螺栓的預(yù)緊力及強(qiáng)度分析可見，8.8級螺栓不滿足預(yù)緊力及疲勞性能要求，螺栓長久使用會發(fā)生松動與疲勞的現(xiàn)象，最終導(dǎo)致螺栓斷裂失效.10.9級螺栓滿足預(yù)緊力需求，但不滿足疲勞強(qiáng)度需求，且通過靜強(qiáng)度分析發(fā)現(xiàn)，10.9級螺栓在靜載荷下應(yīng)力達(dá)到895 MPa，安全余量過低，分析主要是由于10.9級螺栓提供的預(yù)緊力增加了33.3%，而原軸箱端蓋厚度僅為16 mm，螺栓擰緊時下壓蓋發(fā)生彎曲，使螺栓承受附加彎矩增大(圖9).

圖9 軸箱端蓋變形云圖

2 螺栓的載荷特性分析

采用仿真分析與臺架試驗的方式開展螺栓載荷特性研究.其中試驗在轉(zhuǎn)向架參數(shù)試驗臺上開展，按照轉(zhuǎn)向架線路運(yùn)行真實受力狀態(tài)給轉(zhuǎn)向架施加疲勞載荷，采用測力螺栓對螺栓進(jìn)行測力.結(jié)果表明，螺栓在運(yùn)用過程中承受軸向交變載荷，其中螺栓1交變載荷變化范圍為±9 kN，螺栓2交變載荷變化范圍為±5 kN(圖10).

圖10 螺栓承受交變載荷

通過仿真分析，提取芯軸肩部處的接觸應(yīng)力(圖11)，發(fā)現(xiàn)帶缺口的馬蹄形調(diào)整墊明顯影響了整個結(jié)構(gòu)力的大小及分配.因此結(jié)合上文，可以分析出一系簧下壓蓋緊固螺栓載荷特性，即在螺栓預(yù)緊過程中，擰緊時下壓蓋發(fā)生彎曲，使螺栓承受附加彎矩；在車輛運(yùn)用過程中，芯軸的肩部在軸箱支點處產(chǎn)生一個彎矩，兩個螺栓載荷不均衡，承受反復(fù)交變的載荷.使用馬蹄形調(diào)整墊時，由于缺口間隙的存在，使與馬蹄形調(diào)整墊缺口方向相反的螺栓承受的彎矩進(jìn)一步增大，圖12是整個結(jié)構(gòu)螺栓的載荷特性示意圖.

圖11 芯軸肩部處的接觸應(yīng)力云圖

圖12 螺栓載荷特性示意圖

采用螺栓共振疲勞試驗機(jī)對施加預(yù)緊力條件下的螺栓開展疲勞試驗，試驗表明在動載±9kN工況下 ，疲勞壽命區(qū)間約為144～380萬次，該值與仿真分析結(jié)果基本吻合，試驗也表明螺栓在該疲勞工況下下不滿足全壽命使用要求.

3 結(jié)構(gòu)優(yōu)化分析

3.1 結(jié)構(gòu)優(yōu)化改造

采用10.9級螺栓，主要是為了消除8.8級螺栓提供的預(yù)緊力不足的問題；

將端蓋厚度由16 mm增加至32 mm(圖13)，主要是為了降低在采取10.9級螺栓導(dǎo)致擰緊時下壓蓋發(fā)生彎曲給螺栓帶來的附加彎矩；

將調(diào)整墊片由馬蹄形缺口墊片調(diào)整為無缺口的圓形墊片(圖14)；主要是降低馬蹄形調(diào)整墊缺口方向相反的螺栓承受的較大彎矩.

圖13 端蓋厚度增加方案

圖14 調(diào)整墊片優(yōu)化方案

3.2 優(yōu)化改造方案分析

施加表2中所示的靜載荷，分析得出螺栓的應(yīng)力如圖15所示，從圖15可見，此時螺栓的最大應(yīng)力為864 MPa，相比原始結(jié)構(gòu)降低了131 MPa，靜載荷條件下螺栓的安全余量大為提高.

圖15 優(yōu)化方案靜載條件螺栓應(yīng)力云圖

施加表4中所示的疲勞載荷，分析得出螺栓的應(yīng)力如圖16所示，從圖16可見，此時螺栓的最大應(yīng)力為43 MPa，相比原始結(jié)構(gòu)降低了21 MPa，

圖16 優(yōu)化方案疲勞載荷下螺栓應(yīng)力云圖

采用BS7608進(jìn)行評價分析，螺栓的使用壽命達(dá)到450萬次—無限壽命，螺栓的疲勞壽命提升至原來的3.5倍以上，基本滿足列車服役壽命需求.

在轉(zhuǎn)向架參數(shù)臺通過對優(yōu)化結(jié)構(gòu)按照轉(zhuǎn)向架線路運(yùn)行真實受力狀態(tài)給轉(zhuǎn)向架施加疲勞載荷，采用測力螺栓對螺栓進(jìn)行測力.結(jié)果表明，螺栓的軸向疲勞交變載荷降為±1.7 kN左右，減少為原有疲勞載荷的1/3，疲勞壽命大為增加.

4 結(jié)論

本文基于某地鐵列車一系簧下壓蓋緊固螺栓斷裂問題開展分析及優(yōu)化，通過仿真、試驗、圖像及理論分析，研究該處螺栓的載荷特性、斷裂失效機(jī)理，并研究相關(guān)優(yōu)化解決措施，得出以下結(jié)論：

(1)通過對螺栓斷裂缺口分析，首先斷裂的螺栓斷口可見典型的疲勞紋理，疲勞瞬斷區(qū)為等軸狀韌窩，判斷為正應(yīng)力(拉伸、彎曲)導(dǎo)致疲勞斷裂；

(2)通過對螺栓預(yù)緊力及強(qiáng)度分析，8.8級螺栓不滿足預(yù)緊力及疲勞性能要求，螺栓長久使用會發(fā)生松動與疲勞的現(xiàn)象，最終導(dǎo)致螺栓斷裂失效.10.9級螺栓滿足預(yù)緊力需求，但不滿足疲勞強(qiáng)度需求，且通過靜強(qiáng)度分析發(fā)現(xiàn)，10.9級螺栓在靜載荷下應(yīng)力達(dá)到895 MPa，安全余量過低，分析主要是由于10.9級螺栓提供的預(yù)緊力增加了33.3%，而原軸箱端蓋厚度僅為16 mm，螺栓擰緊時下壓蓋發(fā)生彎曲，使螺栓承受附加彎矩增大；

(3) 通過對螺栓的載荷特性分析，螺栓預(yù)緊過程中，擰緊時下壓蓋發(fā)生彎曲，使螺栓承受附加彎矩；在車輛運(yùn)用過程中，芯軸的肩部在軸箱支點處產(chǎn)生一個彎矩，兩個螺栓載荷不均衡，承受反復(fù)交變的載荷.使用馬蹄形調(diào)整墊時，由于缺口間隙的存在，使與馬蹄形調(diào)整墊缺口方向相反的螺栓承受的彎矩進(jìn)一步增大；

(4)優(yōu)化方案為采用10.9級螺栓，主要是為了消除8.8級螺栓提供的預(yù)緊力不足的問題；將端蓋厚度由16 mm增加至32 mm，主要是為了降低在采取10.9級螺栓導(dǎo)致擰緊時下壓蓋發(fā)生彎曲給螺栓帶來的附加彎矩；將調(diào)整墊片由馬蹄形缺口墊片調(diào)整為無缺口的圓形墊片；主要是降低馬蹄形調(diào)整墊缺口方向相反的螺栓承受的較大彎矩，研究表明優(yōu)化方案螺栓靜強(qiáng)度滿足要求，螺栓的疲勞壽命提升至原來的3.5倍以上，基本滿足列車服役壽命需求.