王立敏, 張青云

(1. 中國(guó)鐵路北京局集團(tuán)有限公司 唐山工務(wù)段, 河北 唐山 064000;2. 石家莊鐵道大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院, 河北 石家莊 050043)

0 引言

彈條扣件系統(tǒng)是用于保障鋼軌與軌枕連接的重要結(jié)構(gòu)，是扣壓力的主要來(lái)源，目的是防止鋼軌在工作過(guò)程中發(fā)生翻轉(zhuǎn)和錯(cuò)位。長(zhǎng)期工作的扣件系統(tǒng)難免會(huì)發(fā)生松動(dòng)甚至損壞，扣件扣壓力失效會(huì)增大鋼軌振動(dòng)[1]，存在嚴(yán)重的安全隱患。因此，及時(shí)測(cè)量扣件扣壓力并發(fā)現(xiàn)扣壓力不足的扣件，對(duì)列車行車安全具有重要意義。

現(xiàn)有的扣件扣壓力測(cè)量方法主要為提拉法，但是這種方法需要復(fù)雜的安裝過(guò)程，工作量較大且檢測(cè)精度不好控制[2-3]。國(guó)內(nèi)外近年來(lái)在分析扣件或螺栓受力與振動(dòng)模態(tài)的關(guān)系方面開(kāi)展了大量研究，如王紹華等[4]和崔樹(shù)坤等[5]分別通過(guò)振動(dòng)模態(tài)法研究了Ⅲ型彈條扣件和WJ-8型扣件的工作狀態(tài)；李中等[6]利用有限元仿真建立了Vossloh300-1型扣件系統(tǒng)螺栓應(yīng)力、彈條應(yīng)力與扣壓力關(guān)系曲線；Li et al[7]基于扣件系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)剛度模型，研究了WJ-2A型扣件的載荷和頻率依賴關(guān)系；Mohammad et al[8]提出了一種基于最優(yōu)小波變換的軌道扣件系統(tǒng)模態(tài)參數(shù)識(shí)別方法；Naoki et al[9]的研究表明，通過(guò)測(cè)量螺母伸出的螺栓螺紋部分的彎曲模態(tài)固有頻率，可以得到螺栓/螺母組件上的軸向力。

以振動(dòng)測(cè)試彈條固有頻率為基礎(chǔ)，利用COMSOL軟件建立有限元模型，仿真研究彈條扣件系統(tǒng)預(yù)緊扭矩、扣壓力以及固有頻率之間的關(guān)系，之后設(shè)計(jì)試驗(yàn)臺(tái)裝置，開(kāi)展彈條扣件受錘擊后的振動(dòng)參數(shù)測(cè)試與分析試驗(yàn)，得到扣件系統(tǒng)固有頻率與扣壓力的擬合公式，進(jìn)一步考慮現(xiàn)場(chǎng)操作可行性與測(cè)量準(zhǔn)確性需要，提出了ω型彈條扣件扣壓力錘擊法測(cè)量的合適激振位置和角度。

1 測(cè)量原理

結(jié)構(gòu)的應(yīng)力和變形對(duì)結(jié)構(gòu)整體的模態(tài)特征有著不容忽視的影響，因此利用振動(dòng)模態(tài)分析技術(shù)可以對(duì)受力結(jié)構(gòu)的工作狀態(tài)進(jìn)行檢測(cè)。ω型彈條扣件的扣壓力源于螺栓的預(yù)緊力，此過(guò)程會(huì)導(dǎo)致彈條、螺栓和軌距擋板等多個(gè)部件產(chǎn)生應(yīng)力。

在彈條扣件模型中結(jié)構(gòu)可視為自由振動(dòng)模式，阻尼對(duì)振動(dòng)的影響可以忽略，因此振動(dòng)微分方程可寫(xiě)為[10]

(1)

式中,M為質(zhì)量矩陣;K為剛度矩陣。當(dāng)彈條扣件處于預(yù)緊工作狀態(tài)時(shí)，扣件系統(tǒng)的整體剛度矩陣K會(huì)發(fā)生改變，在此將改變量定為ΔK。因此工作狀態(tài)下扣件系統(tǒng)的振動(dòng)微分方程變?yōu)?/p>

(2)

進(jìn)一步可變換轉(zhuǎn)化成

(ω2+Δω2)Iφ=(K+ΔK)φ/M

(3)

可提取出固有頻率平方項(xiàng)的偏移值與扣件系統(tǒng)剛度矩陣改變項(xiàng)的關(guān)系為

Δω2Iφ=ΔKφ/M

(4)

由此表明，對(duì)于φ≠0的非零振動(dòng)形式來(lái)講，固有頻率與剛度矩陣存在必要聯(lián)系。因此找到固有頻率與彈條扣件扣壓力的對(duì)應(yīng)關(guān)系，即可判別彈條扣件的工作狀態(tài)。

2 扣件扣壓力仿真模擬

2.1 模型構(gòu)建

設(shè)計(jì)彈條扣件試驗(yàn)臺(tái)并等比例建立仿真模型。對(duì)部分零部件的接觸面做了微變形處理，以模擬扣件系統(tǒng)長(zhǎng)期在大載荷作用下結(jié)構(gòu)的塑性形變，同時(shí)還可以使接觸更加平順，避免作用力過(guò)度集中。經(jīng)過(guò)多次調(diào)試確定將彈條及軌距擋板等重要部件以最小1 mm劃分四面體網(wǎng)格，曲率因子為0.6，條狀部件采用掃掠的方式劃分網(wǎng)格，模型共包含117 260個(gè)域單元，扣件試驗(yàn)臺(tái)仿真模型如圖1所示。

圖1 彈條扣件試驗(yàn)臺(tái)仿真模型

2.2 材料設(shè)置

扣件系統(tǒng)除尼龍擋板座外其他構(gòu)件均由不同性質(zhì)的鋼材制成。彈條原材料為50Si2Cr或不低于其性能的熱軋鋼，材料性能滿足GB/T 1222—2016的規(guī)定。軌距擋板采用鐵路用熱軋軌距擋板型鋼且滿足文獻(xiàn)[11]要求，使用M24標(biāo)準(zhǔn)螺栓作為道釘螺栓配合墊片實(shí)現(xiàn)扣件的預(yù)緊?？奂到y(tǒng)各構(gòu)件材料參數(shù)如表1所示。

表1 扣件系統(tǒng)各構(gòu)件的材料參數(shù)

2.3 計(jì)算結(jié)果

當(dāng)螺栓的預(yù)緊扭矩分別為40、80、120、160 N·m，另一側(cè)預(yù)緊扭矩為60 N·m時(shí)，通過(guò)仿真計(jì)算可得扣件系統(tǒng)的應(yīng)力分布如圖2所示。調(diào)整不同方向載荷的分量和相位可以模擬出不同角度的錘擊效果。從計(jì)算結(jié)果可看出，ω型彈條應(yīng)力中間兩內(nèi)臂的應(yīng)力值最大，相對(duì)而言外臂的應(yīng)力小一些。隨著螺栓預(yù)緊扭矩的增加，彈條扣件的扣壓力會(huì)隨之呈近似線性增大，與此同時(shí)彈條固有頻率也會(huì)出現(xiàn)線性上升趨勢(shì)，其關(guān)系曲線如圖3所示。

圖2 不同預(yù)緊扭矩下扣件系統(tǒng)的應(yīng)力分布圖

圖3 彈條扣壓力和固有頻率與螺栓預(yù)緊扭矩之間的關(guān)系

2.4 模擬分析

ω型彈條內(nèi)部應(yīng)力隨預(yù)緊載荷的增加而增加，并且彈條兩內(nèi)臂的應(yīng)力相比外臂有更為明顯的受力趨勢(shì)。這是因?yàn)閺棗l與螺帽、墊片的接觸位置處于中間部分，彈條內(nèi)臂可以最大限度傳遞來(lái)自螺栓的預(yù)緊載荷；除此以外，軌距擋板的形狀以及布置也是產(chǎn)生內(nèi)臂應(yīng)力明顯較大現(xiàn)象的原因之一。

由于扣件的扣壓力與來(lái)自螺栓的壓力直接相關(guān)，并且理想狀況下螺栓的預(yù)緊扭矩與螺栓的工作力可認(rèn)為存在線性關(guān)系，因此扣壓力與預(yù)緊扭矩也近似存在線性關(guān)系。在扣件穩(wěn)態(tài)分析中，彈條內(nèi)部產(chǎn)生應(yīng)力和變形，其固有頻率存在相應(yīng)的偏移也與預(yù)期結(jié)果相符。

分別模擬與豎直方向成0°、20°和40°的角度激勵(lì)彈條外臂頂端的情況，以0°激勵(lì)得到的垂直振幅為基準(zhǔn)，三者垂直振幅的綜合評(píng)估為100%、97.9%和88.4%，驗(yàn)證了針對(duì)實(shí)驗(yàn)垂直激勵(lì)為優(yōu)選方案的結(jié)論。模擬結(jié)果證明激勵(lì)強(qiáng)度會(huì)影響振動(dòng)信號(hào)的強(qiáng)度，但沒(méi)有明顯的線性規(guī)律，結(jié)合應(yīng)用場(chǎng)景和測(cè)量流程，激勵(lì)力度只需滿足傳感器的接收條件即可。值得一提的是激勵(lì)條件對(duì)服役彈條的固有頻率幾乎不產(chǎn)生影響。

3 錘擊法扣壓力測(cè)試

3.1 試驗(yàn)裝置

將彈條安放在鋼軌兩側(cè)，由電子扭力扳手?jǐn)Q緊螺栓使彈條處于工作狀態(tài)并記錄預(yù)緊扭矩。力錘敲擊彈條一側(cè)外臂以激勵(lì)彈條產(chǎn)生振動(dòng)，加速度傳感器吸附在另一側(cè)外臂用于接收振動(dòng)信號(hào)。壓力傳感器位于鋼軌底部靠近彈條趾端處測(cè)量扣壓力。彈條扣件試驗(yàn)臺(tái)與傳感器布置如圖4所示。

圖4 試驗(yàn)臺(tái)與傳感器布置圖

3.2 試驗(yàn)方法與數(shù)據(jù)

在鋼軌一側(cè)布置6號(hào)軌距擋板，另一側(cè)布置10號(hào)軌距擋板。保持6號(hào)擋板扣壓力約為13 kN的情況下對(duì)10號(hào)擋板的扣壓力以及固有頻率進(jìn)行測(cè)量。試驗(yàn)時(shí)，用電子扭力扳手緩慢擰緊螺栓，當(dāng)預(yù)緊扭矩達(dá)到加載要求時(shí)靜止5 min，待受力穩(wěn)定后用力錘敲擊一次產(chǎn)生振動(dòng)直至自由衰減，采集振動(dòng)信號(hào)并進(jìn)行特征頻率分析。試驗(yàn)數(shù)據(jù)如表2所示。

表2 不同預(yù)緊扭矩下扣壓力與固有頻率試驗(yàn)數(shù)據(jù)

將測(cè)得的試驗(yàn)數(shù)據(jù)進(jìn)行線性擬合，得到扣件系統(tǒng)彈條扣壓力與螺栓預(yù)緊扭矩的關(guān)系為

F=115.095 9T-1 001.858 3

(5)

式(5)線性相關(guān)系數(shù)R2為0.932 3?？奂到y(tǒng)的固有頻率與扣壓力的擬合公式為

f=0.021 3F+810.716 4

(6)

式(6)線性相關(guān)系數(shù)R2為0.924 4。

3.3 試驗(yàn)分析

通過(guò)錘擊法試驗(yàn)表明，彈條扣件系統(tǒng)的固有頻率會(huì)隨著彈條受力和變形的加劇而增加，這與仿真計(jì)算得到的關(guān)系基本一致，由此從理論和試驗(yàn)上均表明錘擊法測(cè)量彈條扣件扣壓力的方法是可行的。

考慮到人為錘擊時(shí)敲擊的位置、角度和力度不同均可能帶來(lái)測(cè)量誤差，因而采用有限元軟件模擬出錘擊激振力的不同場(chǎng)景，并對(duì)比分析振動(dòng)信號(hào)和固有頻率數(shù)據(jù)。結(jié)合仿真研究和試驗(yàn)操作表明,激振力幅值大小不影響固有頻率的檢測(cè)結(jié)果，通過(guò)總結(jié)經(jīng)驗(yàn)結(jié)合項(xiàng)目所開(kāi)發(fā)的恒定激勵(lì)裝置要求，擬定錘擊的最大激振峰值約10 N即可，現(xiàn)場(chǎng)操作時(shí)由測(cè)試人員自行把控，數(shù)據(jù)可供參考；錘擊的位置和角度在一定程度上影響振動(dòng)信號(hào)的質(zhì)量，選擇彈條外臂頂部位置豎直向下錘擊可得到較好的測(cè)量效果。

此外，彈條扣件系統(tǒng)的固有頻率還受其他因素影響，如螺栓的潤(rùn)滑情況、測(cè)量現(xiàn)場(chǎng)的溫度、異側(cè)扣件的工作情況等，試驗(yàn)過(guò)程中發(fā)現(xiàn)，扣件若安裝不規(guī)范對(duì)扣壓力的測(cè)量精度影響較大。

4 結(jié)論

從模擬仿真和試驗(yàn)操作兩方面對(duì)彈條扣件扣壓力錘擊測(cè)量方法進(jìn)行研究，結(jié)果表明：

(1)在試驗(yàn)測(cè)量范圍內(nèi)彈條扣件系統(tǒng)的固有頻率均在800～1 100 Hz，扣件系統(tǒng)線上正常工作狀態(tài)的固有頻率也基本維持在1 000 Hz左右。

(2)彈條扣件系統(tǒng)的預(yù)緊扭矩、扣壓力以及系統(tǒng)的固有頻率之間存在近似正比關(guān)系，通過(guò)擬合公式可由固有頻率推算出扣壓力值。

(3)機(jī)械錘擊點(diǎn)和振動(dòng)信號(hào)接收點(diǎn)最好選擇在彈條的2個(gè)外臂頂端，此處振動(dòng)靈敏度相對(duì)較高，以垂直向下的角度錘擊會(huì)使彈條的振動(dòng)更規(guī)則，錘擊激振力的峰值大小不影響扣壓力測(cè)量結(jié)果。