柳占宇，項 盼，王 松，楊 帆，徐德山，韓鵬飛，高 翔，張 昭

（1 中車大連機車車輛有限公司， 遼寧 大連 116022；2 大連理工大學 工程力學系 工業(yè)裝備結(jié)構(gòu)分析國家重點實驗室，遼寧 大連 116024）

機車的疲勞壽命評估對車體運行的安全性和可靠性極為重要，對車體結(jié)構(gòu)的安全維護和養(yǎng)護保養(yǎng)均具有重要意義。

針對疲勞強度的設(shè)計，主要依據(jù)是鐵標TB/T 2541—2010《機車車體靜強度試驗規(guī)范》和BS EN 12663-1：2010《Railway Applications-Structural Requirements of Railway Vehicle Bodies》等相關(guān)標準。近年來，也逐漸發(fā)展出了基于載荷譜的壽命評估理論方法。金希紅等［1］采用測量了重載電力機車888 km 里程的應力譜，采用雨流計數(shù)法得到應力譜樣本，采用外推法將試驗測量的應力譜轉(zhuǎn)換為設(shè)計壽命為900 萬km 的全壽命里程應力譜，基于Miner 準則和對稱循環(huán)的S-N曲線對該型重載電力機車進行壽命評估。高天陽等［2］測量了某型內(nèi)燃機車齒輪箱箱體抱軸箱、齒輪箱上箱體、下箱體處的三向加速度譜，并選用了其中具有代表性的97 km 數(shù)據(jù)進行了頻譜分析，發(fā)現(xiàn)抱軸箱、齒輪箱上箱體、下箱體處產(chǎn)生最大響應時能量主要集中在抱軸箱53 Hz、齒輪箱上箱體縱向53 Hz、齒輪箱下箱體垂向53 Hz 等頻率范圍內(nèi)。通過加速度—速度散點圖進一步確認機車運行到113 km/h時，齒輪箱箱體垂向、橫向和豎向加速度可以達到峰值，并認為共振失效的主要激勵來源于車輪磨耗產(chǎn)生的六邊形效應?；ㄐ氯A等［3］采用模態(tài)頻率響應法對機車車下懸掛箱體進行了隨機振動分析，采用IEC 61373 標準施加加速度激勵譜，使用Nastran 進行隨機振動疲勞壽命分析，以獲得安裝座焊縫處的應力功率譜，進一步采用IIW 標準中的焊縫疲勞特性，結(jié)合Dirlik 法則中應力分布概率密度函數(shù)，使用Nsoft 軟件進行頻域疲勞分析，得到安裝座結(jié)構(gòu)在加速度激勵下的疲勞壽命。曹競瑋等［4］依據(jù)UIC 615-4 規(guī) 范，計 算 了 某B0轉(zhuǎn) 向 架 構(gòu)架的工況載荷，進一步依據(jù)DIN 17100 標準的規(guī)定，采用St-52-3 鋼的Moore-Kommer-Japer 疲勞曲線圖對某B0轉(zhuǎn)向架構(gòu)架母材及焊縫進行疲勞強度校核。鑒于動態(tài)測試中生成的海量數(shù)據(jù)，唐兆等［5］提出了一種適用于海量數(shù)據(jù)的雨流計數(shù)法的編程實現(xiàn)過程，對比Matlab 工具箱的雨流計數(shù)法提高了計算的效率，從而發(fā)展了一套適用于海量測試數(shù)據(jù)的疲勞評估系統(tǒng)。趙峰強等［6］基于IIW 標準，采用整體名義應力法和局部缺口應力法計算了出口緬甸3B0機車轉(zhuǎn)向架焊接結(jié)構(gòu)的疲勞壽命，通過對比發(fā)現(xiàn)名義應力法分析結(jié)果較缺口應力法更為保守，從結(jié)構(gòu)輕量化的角度，根據(jù)計算結(jié)果認為采用局部缺口應力法進行焊縫疲勞壽命預測更具優(yōu)勢。王 秋 實 等［7］采 用UIC 615-4 規(guī) 范，確 定 了 某120 km/h 單節(jié)8 軸電力機車轉(zhuǎn)向架B0構(gòu)架的載荷工況，利用Moore-Kommer-Japer 疲勞極限圖對轉(zhuǎn)向架構(gòu)架和焊縫進行了疲勞強度評估。針對機車轉(zhuǎn)向架構(gòu)架的局部角焊縫，劉斌等［8］對比了基于名義應力法、熱點應力法、缺口應力法的疲勞設(shè)計，基 于Miner 準則和S-N曲線，參考UIC 615-4 及EN 13749 等標準，進行焊縫壽命預測，通過對比認為名義應力法和熱點應力法的壽命預測偏于保守。缺口應力實際上等同于名義應力乘以缺口系數(shù)［9］，這說明基于名義應力法的各種S-N曲線也適用于缺口應力法。

通過以上文獻的回顧，可以發(fā)現(xiàn)，目前對車體疲勞的設(shè)計，主要依賴于相關(guān)標準體系對工況的設(shè)定以及IIW 等制定的焊縫和材料的疲勞規(guī)范，其中，IIW 針對多種材料的性質(zhì)進行了試驗和統(tǒng)計，歸納了多種材料的疲勞特征參數(shù)，是車體結(jié)構(gòu)疲勞設(shè)計的主要依據(jù)之一，廣泛應用于機車/動車的疲勞設(shè)計［10-15］。依賴于載荷譜的車體結(jié)構(gòu)的全壽命周期預測是機車/動車車體結(jié)構(gòu)設(shè)計的發(fā)展趨勢，因此，文中基于實測的機車鐵路運行的應力譜，基于累積損傷的Miner 準則和IIW 設(shè)計規(guī)范，針對某型動力集中車車體的減振器座梁結(jié)構(gòu)進行了基于載荷譜的全壽命分析和預測，并針對薄弱環(huán)節(jié)進行了重新優(yōu)化和設(shè)計，以滿足車體結(jié)構(gòu)900 萬km的安全運行要求。

1 試驗測量與應力譜

某型動力車橫向減振器座梁連接處的應變片測量位置如圖1 所示，可以采用應變片和應變花2種方式測量測點位置的應變和計算應力。

圖1 應變片測量點位置圖

通過測得的減振器座梁約束處的應力，可以等效減振器座梁所承受的載荷，從而可以得到減振器座梁的線路運行6 800 km 的載荷譜，如圖2 所示，機車運行中，減振器座梁承受大載荷的次數(shù)較低，承受小載荷的次數(shù)較高。

圖2 減振器座梁載荷譜

2 計算模型

采用局部模型對減振器座梁進行強度計算和疲勞校核，采用2 種模型方案，一種是基于實車測試的模型方案，另外一種是基于實車測試方案提出的優(yōu)化修改方案，如圖3 所示，可以對車體或底架整體建模，或采用局部模型進行分析，局部模型可在邊梁截斷位置施加縱向和垂向約束，橫梁截斷位置施加橫向和垂向約束。計算中，考慮垂向載荷和橫向載荷。垂向載荷為±0.25g，并與1g重力加速度疊加，整車二系簧上質(zhì)量42.2 t，即129.2 kN 和77.5 kN；橫向載荷是根據(jù)動應力測試情況，卸荷力為10 kN，取卸荷力的1.5 倍，即±15 kN；考慮二系簧橫向力，±5.67 kN×2=±11.34 kN；慣性載荷取±0.2g。

圖3 減振器座梁結(jié)構(gòu)

基于Palmgram-Miner 準則，定義損傷和損傷累積［16］，分別為式（1）、式（2）：

式中：Di為某應力水平Si下的疲勞損傷；Ni為某應力水平Si下的疲勞壽命。

結(jié)構(gòu)材料Q460E，按標準TB/T 3548-2019，焊縫選取323 型接頭，在2×106次循環(huán)下疲勞極限為90 MPa。母材Q460E，抗拉強度550 MPa，在2×106次循環(huán)下的疲勞極限為160 MPa。對于焊縫位置，使用FAT90 進行累計損傷計算，對于母材，使用FAT160 進行損傷計算。對焊縫S-N曲線方程，m=3，可以得到式（3）：

此方程由200 萬次對應的90 MPa 得到，式中S單位是MPa。

針對焊縫，由m=5，可以得到式（4）：

對母材S-N曲線方程，m=3，可以得到式（5）：

此方程由200 萬次對應的160 MPa 得到，式中S單位是MPa。

針對母材，由m=5，可以得到式（6）：

由此，可以通過S-N曲線和Miner 準則計算減振器座梁的全壽命里程。

3 結(jié)果與討論

結(jié)構(gòu)的疲勞壽命對機車減振器座梁安全服役至關(guān)重要，因此，為了進一步分析結(jié)構(gòu)的疲勞壽命，可以采用2 種方式進行疲勞設(shè)計和疲勞強度校核。第1 種疲勞計算方法是利用載荷工況和S-N曲線，校核服役條件下的循環(huán)應力幅值是否超過疲勞極限；第2 種疲勞計算方法是基于試驗測量得到的載荷譜，進行數(shù)值模型計算，得到外荷載和應力的關(guān)系式，并進行累積損傷計算，判斷減振器座梁結(jié)構(gòu)是否滿足900 萬km 的安全運行要求。

針對減振器座梁的服役工況下的載荷，可以設(shè)定4 種載荷工況進行疲勞計算，見表1。

表1 疲勞工況載荷 單位：kN

實測方案和優(yōu)化修改方案在4 種工況載荷下的Mises 應力云圖如圖4 所示，在4 種載荷工況下，可以得到減振器座梁根部測量點位置的σ1和σ3，由于減振器座梁根部的應力在一個應力循環(huán)內(nèi)存在拉應力和壓應力，因此，采用（σ1～σ3）來得到對應的應力變化范圍，根據(jù)TB/T 3548-2019 標準，評價標準見表2。

圖4 4 種載荷工況下實測方案和優(yōu)化修改方案應力對比

表2 疲勞評價標準

原實測方案中，對應的各工況應力變化范圍見表3。顯然，此方案中各主要點的應力變化范圍不滿足表2 中的疲勞評價，因此，不滿足結(jié)構(gòu)疲勞的要求，有必要進一步對方案進行優(yōu)化和修改。在優(yōu)化修改方案中，對應的各工況應力幅值見表4，經(jīng)過對實測方案的修改和優(yōu)化，各主要關(guān)注點的應力變化范圍大幅降低，滿足表2 中的疲勞評價標準。

表3 實測方案各工況下的應力變化范圍單位：MPa

表4 優(yōu)化修改方案各工況下的應力變化范圍單位：MPa

為了進一步明確結(jié)構(gòu)的全壽命服役里程，可以進一步采用第2 種疲勞計算方法，對減振器座梁結(jié)構(gòu)在運行中的疲勞損傷和全壽命里程進行量化計算，即計算圖2 中的不同載荷水平下對應各點的應力值，計算在S-N曲線中各級載荷水平所對應極限循環(huán)次數(shù)，通過測量的循環(huán)次數(shù)與S-N曲線中的極限循環(huán)次數(shù)的比值，計算得到當前載荷水平和循環(huán)次數(shù)下的損傷，如圖5 所示，超過90%的損傷是由4～11 級載荷所導致。這說明，盡管小應力水平下載荷循環(huán)次數(shù)很高，但是小應力水平對整體損傷的貢獻非常小，同時，盡管最大載荷可以達到22 kN，但是由于循環(huán)次數(shù)較低，對累積損傷的貢獻也非常小，從圖5 判斷，減振器座梁橫向載荷選取8 kN 是合理的。為了安全起見，文中選取橫向載荷為10 kN，并取1.5 的安全系數(shù)，即橫向載荷為15 kN，是偏于安全的設(shè)計。

圖5 實測方案中測點處載荷與損傷關(guān)系曲線

對圖2 中的16 級載荷對應的損傷進行累加，可以得到當前6 800 km 運行方位內(nèi)的總損傷值，進而外推得到900 萬km 的損傷值以及損傷達到1 所對應里的運行公里數(shù)，從而對當前減振器座梁結(jié)構(gòu)進行疲勞壽命的定量分析，見表5 和表6。從表5 可以看出，試驗方案中各主要關(guān)注點的應力在6 800 km 區(qū)間內(nèi)的累積損傷數(shù)值較高，其中最大損傷產(chǎn)生在槽鋼筋板焊縫位置，安全運行距離也只有85.87 萬km，這與現(xiàn)場試驗觀測的結(jié)果是一致的，說明原始試驗測量方案改進的迫切性和必要性。而針對試驗方案進行對應改進后，優(yōu)化修改方案中的各主要關(guān)注點的區(qū)間累積損傷大幅降低，槽鋼筋板母材區(qū)的區(qū)間累積損傷由0.000 38降低為0.000 002 1，安全運行里程也滿足900 萬km的安全運行要求，同時，其他各主要關(guān)注點在6 800 km 試驗測量區(qū)間的最大累積損傷為0.000 086 2，產(chǎn)生在槽鋼筋板焊縫處，但是也滿足900 萬km 的安全運行要求。通過比較發(fā)現(xiàn)，采用第2 種疲勞計算方法的判斷結(jié)果和第1 種疲勞計算方法得到的判斷結(jié)果是一致的，優(yōu)化修改方案滿足機車運行要求。在設(shè)計階段，采用第1 種疲勞計算方法進行疲勞設(shè)計是合理的，在得到實車測量數(shù)據(jù)后，采用第2 種疲勞計算方法提供更為完善的能夠量化全壽命里程數(shù)據(jù)，可以為后續(xù)機車及減振器座梁設(shè)計提供設(shè)計依據(jù)。

表5 實測方案中安全運行壽命

表6 優(yōu)化修改方案中安全運行壽命

4 結(jié) 論

通過對某型動力車減振器座梁結(jié)構(gòu)的主要部位進行應力分析和試驗測量，量化確定了減振器座梁運行過程中的工況載荷，并提出了2 種疲勞壽命評估方法。在第1 種疲勞評估方法中，采用（σ1～σ3）來得到減振器座梁結(jié)構(gòu)的主要部位對應的應力變化范圍，根據(jù)TB/T 3548-2019 標準，判斷減振器座梁結(jié)構(gòu)是否滿足疲勞設(shè)計的要求。在第2 種疲勞評估方法中，基于試驗測量區(qū)間的載荷譜，對機車關(guān)鍵部位進行疲勞載荷累積損傷計算，得到試驗測量區(qū)間的總損傷，進而外推得到900 萬km的總損傷以及所對應的全壽命里程。2 種計算方法的對比顯示，在設(shè)計階段，采用第1 種疲勞計算方法進行疲勞設(shè)計是合理的，在得到實車測量數(shù)據(jù)后，采用第2 種疲勞計算方法提供更為完善的能夠量化全壽命里程數(shù)據(jù)?；? 種疲勞計算方法，驗證了所使用的減振器座梁優(yōu)化修改方案滿足900 萬km 的安全運行要求。