周世祺, 崔曉璐, 楊 冰

(1. 西南交通大學(xué) 牽引動(dòng)力國(guó)家重點(diǎn)試驗(yàn)室, 成都 610031;2. 重慶交通大學(xué) 機(jī)電與車(chē)輛工程學(xué)院, 重慶 400074)

我國(guó)高速鐵路系統(tǒng)運(yùn)營(yíng)區(qū)域跨度大,里程長(zhǎng),線路環(huán)境多樣,隨著線路運(yùn)營(yíng)年限的增加,鋼軌波磨現(xiàn)象越來(lái)越嚴(yán)重,加劇了車(chē)輪與鋼軌間的沖擊,造成大量異常振動(dòng)[1-3]。鋼軌扣件彈條作為連接鋼軌和軌枕的重要部件,承擔(dān)了將鋼軌牢固地扣在軌枕上并耗散大量振動(dòng)的任務(wù),保證了行車(chē)安全和車(chē)輛運(yùn)行舒適性。而鋼軌波磨導(dǎo)致的異常振動(dòng)加劇了扣件彈條的失效現(xiàn)象,扣件失效將嚴(yán)重影響車(chē)輛運(yùn)行安全[4],因此,探究鋼軌波磨高發(fā)區(qū)段扣件彈條失效機(jī)理很有必要。

針對(duì)扣件彈條的斷裂機(jī)理,國(guó)內(nèi)外學(xué)者主要從軌道結(jié)構(gòu)振動(dòng)和金屬材料疲勞性能等方面開(kāi)展了相關(guān)研究。在振動(dòng)響應(yīng)特性角度下,姜秀杰等[5]基于DIC(digital image correlation)技術(shù)對(duì)高鐵w型彈條進(jìn)行了模態(tài)試驗(yàn)及頻響分析。閆子權(quán)等[6]基于有限元和振動(dòng)試驗(yàn)的方法對(duì)高鐵扣件彈條進(jìn)行模態(tài)分析。王安斌等[7]利用錘擊試驗(yàn)和有限元仿真的方法對(duì)高鐵蝶形彈條進(jìn)行模態(tài)分析及應(yīng)力響應(yīng)分析。秦俊飛等[8]利用錘擊試驗(yàn)與有鋼軌異常磨耗的行車(chē)現(xiàn)場(chǎng)測(cè)量的方法對(duì)Ⅲ型彈條進(jìn)行了頻響分析。肖宏等[9]利用有限元技術(shù)和現(xiàn)場(chǎng)測(cè)量的方法對(duì)e型彈條扣件進(jìn)行了模態(tài)及頻響分析。楊程亮等[10]利用有限元對(duì)Ⅲ型扣件進(jìn)行了模態(tài)分析,并對(duì)比輪軌實(shí)測(cè)激勵(lì)譜。以上研究均認(rèn)為在鋼軌或車(chē)輪產(chǎn)生周期性磨耗時(shí),輪軌產(chǎn)生的異常激振頻率會(huì)和彈條某一階或幾階固有頻率相近,使彈條發(fā)生共振進(jìn)而產(chǎn)生斷裂。在金屬材料疲勞的角度下,劉玉濤等[11]利用車(chē)輛軌道耦合動(dòng)力學(xué)理論以及線性累計(jì)損傷和概率統(tǒng)計(jì)的方法對(duì)無(wú)砟軌道板上的彈條進(jìn)行了疲勞壽命分析。辛濤等[12]利用有限元方法建立了車(chē)輛軌道動(dòng)力分析模型,利用數(shù)值統(tǒng)計(jì)分析的方法對(duì)e型扣件在不同彈程下的壽命進(jìn)行了疲勞分析。余自若等[13]也利用有限元仿真對(duì)X2型彈條在不同扣壓力下的疲勞壽命進(jìn)行了疲勞分析。劉艷等[14]利用有限元仿真和試驗(yàn)結(jié)合的方法,驗(yàn)證了不同螺栓預(yù)緊力作用下W300-1型彈條的疲勞壽命。向俊等[15]分析了不同車(chē)輪多邊形磨耗狀態(tài)下扣件彈條疲勞壽命的變化。以上研究均利用有限元方法對(duì)彈條進(jìn)行了應(yīng)力響應(yīng)分析,并利用線性累計(jì)損傷理論計(jì)算了彈條的疲勞壽命。

以上學(xué)者大部分都是利用數(shù)值仿真或試驗(yàn)方法模擬不同種類的或者是該種類優(yōu)化后的單個(gè)扣件彈條應(yīng)力情況,從振動(dòng)響應(yīng)或疲勞失效的角度研究彈條的斷裂情況,彈條斷裂現(xiàn)象大部分發(fā)生在鋼軌異常磨耗區(qū)[16]。已有研究指出,在高速線路上,不論是直線區(qū)段還是曲線區(qū)段,平穩(wěn)路段或者長(zhǎng)大坡道,都會(huì)有各種各樣的波磨產(chǎn)生。輪軌摩擦自激振動(dòng)可能是導(dǎo)致鋼軌波磨的原因[17],并已經(jīng)進(jìn)行了合理的解釋。在某些軌道區(qū)段,特別是高速線路長(zhǎng)大坡道區(qū)段或者地鐵小半徑曲線區(qū)段[18-21],不僅極易產(chǎn)生鋼軌波磨,這些區(qū)段也伴隨著大量的扣件彈條斷裂,所以彈條斷裂也有可能是由輪軌摩擦自激振動(dòng)所導(dǎo)致的。

因此,本文基于摩擦自激振動(dòng)理論,建立了高速鐵路鋼軌波磨高發(fā)區(qū)段輪對(duì)-鋼軌-扣件系統(tǒng)的完整有限元模型,從振動(dòng)響應(yīng)和疲勞失效共同作用的角度,研究扣件彈條異常斷裂的原因。通過(guò)研究在不同的鋼軌波磨特性和彈條的預(yù)壓力作用下的彈條振動(dòng)和壽命,提出鋼軌波磨打磨限值和彈條扣壓建議,為鋼軌波磨區(qū)段扣件彈條的斷裂提供控制方法。

1 現(xiàn)場(chǎng)調(diào)研

現(xiàn)場(chǎng)調(diào)研了我國(guó)廣深線線路扣件彈條斷裂與鋼軌波磨情況,大量的鋼軌波磨區(qū)段伴隨著扣件彈條斷裂問(wèn)題,因此對(duì)某直線鋼軌波磨區(qū)段進(jìn)行了局部調(diào)研,發(fā)現(xiàn)左軌和右軌均有相似的波磨產(chǎn)生,現(xiàn)場(chǎng)測(cè)量波磨波長(zhǎng)約為140～180 mm,波深在0.1 mm以下,且存在大量扣件彈條斷裂現(xiàn)象?，F(xiàn)場(chǎng)軌道結(jié)構(gòu)如圖1(a)所示?？奂到y(tǒng)由彈條、扣緊螺栓、鐵墊板、螺旋道釘?shù)冉M成,彈條由扣緊螺栓的壓力通過(guò)絕緣塊將鋼軌扣緊在鐵墊板與鋼軌之間的調(diào)整墊板上,螺旋道釘直接插入軌道板,軌道板和鐵墊板之間有彈性墊板。為了便于描述,扣件彈條各個(gè)部位的名稱及彈條的實(shí)際斷裂情況如圖1(b)所示,分別為中肢、內(nèi)彎肢、后彎肢、外彎肢和前肢,該調(diào)研區(qū)段彈條斷裂發(fā)生在彈條的后彎肢處。

(a) 直線鋼軌波磨區(qū)段及扣件系統(tǒng)結(jié)構(gòu)示意圖

2 數(shù)值仿真模型及理論方法

2.1 高速鐵路鋼軌波磨區(qū)段輪對(duì)-鋼軌-扣件系統(tǒng)有限元模型

根據(jù)現(xiàn)場(chǎng)調(diào)研結(jié)果,建立了高速鐵路鋼軌波磨區(qū)段的輪對(duì)-鋼軌-扣件系統(tǒng)的有限元模型,如圖2所示。根據(jù)現(xiàn)有高鐵車(chē)輛結(jié)構(gòu)以及軌道結(jié)構(gòu),車(chē)軸采用空心車(chē)軸,車(chē)輪滾動(dòng)圓直徑為860 mm,輪對(duì)內(nèi)側(cè)距為1 353 mm,鋼軌軌距為1 435 mm,軌枕跨距為625 mm[22];該有限元模型中每側(cè)軌下有20個(gè)扣件,軌道總長(zhǎng)為13 480 mm,鋼軌采用60 kg/m鋼軌并在兩端施加固定約束,車(chē)輛運(yùn)行速度為300 km/h,在軸端處均施加75 kN的垂向力。輪對(duì)-鋼軌-扣件系統(tǒng)有限元模型中各部件材料屬性,如表1所示。在有限元模型中,接觸屬性設(shè)置也會(huì)對(duì)模型的計(jì)算精度產(chǎn)生影響,輪軌間摩擦因數(shù)取0.3,該有限元模型模擬仿真的是直線區(qū)段的運(yùn)行情況,因此將輪對(duì)初始位置設(shè)置在軌道正中間,輪軌接觸將使用基于罰函數(shù)的“面-面”接觸算法[23]。與彈條接觸的結(jié)構(gòu)摩擦因數(shù)取0.2,鋼軌與其他結(jié)構(gòu)接觸方式采用綁定接觸,有限元模型中各接觸對(duì)接觸屬性,如表2所示。

表2 模型接觸屬性設(shè)置

圖2 輪對(duì)-鋼軌-扣件系統(tǒng)有限元模型

鋼軌波磨區(qū)段輪對(duì)-鋼軌-扣件系統(tǒng)有限元模型,如圖3所示。整條鋼軌將分為無(wú)波磨區(qū)段和波磨區(qū)段,兩種區(qū)段長(zhǎng)度均為3 750 mm,跨度為6個(gè)扣件。鋼軌軌頭的網(wǎng)格離散尺寸為1 mm,并通過(guò)修改軌面節(jié)點(diǎn)位置來(lái)模擬波磨的幾何形狀,在之后的輪對(duì)滾動(dòng)運(yùn)動(dòng)仿真中,輪對(duì)將一直處于軌道正中位置,并沿軌道進(jìn)行滾動(dòng)。

(a) 波磨區(qū)段有限元模型示意

2.2 動(dòng)態(tài)響應(yīng)分析理論

為了從振動(dòng)失效角度探究彈條失效機(jī)理,需要求解彈條在輪軌激勵(lì)作用下的動(dòng)態(tài)響應(yīng),采用瞬時(shí)動(dòng)態(tài)分析可以獲得輪軌系統(tǒng)法向接觸力的動(dòng)態(tài)變化情況[24-26]。首先通過(guò)基于中心差分法的動(dòng)態(tài)分析獲得輪軌摩擦自激振動(dòng)特性,然后通過(guò)模態(tài)分析獲得扣件系統(tǒng)的固有振動(dòng)特性,最后對(duì)激勵(lì)和固有振動(dòng)進(jìn)行相關(guān)性分析,可以得到扣件彈條的動(dòng)力響應(yīng)特性,進(jìn)而從振動(dòng)失效的角度探究彈條失效機(jī)理。

對(duì)輪對(duì)-鋼軌-扣件系統(tǒng)有限元模型進(jìn)行動(dòng)力響應(yīng)分析,動(dòng)態(tài)分析是有限元軟件中一種基于中心差分法的通用動(dòng)態(tài)分析方法。在中心差分法的使用中,首先建立輪對(duì)-鋼軌-扣緊系統(tǒng)的動(dòng)力響應(yīng)方程

(1)

采用中心差分法對(duì)系統(tǒng)動(dòng)力響應(yīng)方程進(jìn)行求解,有如下公式

(2)

(3)

(4)

(5)

(6)

系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)響應(yīng)求解之后,需要獲得扣件系統(tǒng)的固有振動(dòng)特性,則可以建立系統(tǒng)振動(dòng)微分方程

(7)

式中:MNM為系統(tǒng)質(zhì)量矩陣;CNM為系統(tǒng)阻尼矩陣;KNM為系統(tǒng)剛度矩陣;uN是有限元模型的自由度;FN為系統(tǒng)的外加載荷;δ為一個(gè)任意的變換系數(shù)。

通常在無(wú)阻尼狀態(tài)下考慮系統(tǒng)固有頻率,則有特征方程

(8)

由系統(tǒng)的振動(dòng)激勵(lì)或者響應(yīng),與系統(tǒng)的固有特性進(jìn)行相關(guān)性分析,可以獲得系統(tǒng)的振動(dòng)特性,從而從振動(dòng)角度分析彈條的斷裂。

2.3 疲勞壽命計(jì)算方法

在輪軌動(dòng)態(tài)載荷作用下的作用下,彈條會(huì)隨著金屬材料的疲勞失效而發(fā)生斷裂,對(duì)此,基于線性累計(jì)損傷原理,對(duì)彈條進(jìn)行了疲勞壽命分析,彈條疲勞壽命分析流程如圖4所示。

圖4 彈條疲勞壽命分析流程

首先,基于輪對(duì)-鋼軌-扣件系統(tǒng)有限元模型,對(duì)單個(gè)輪對(duì)通過(guò)時(shí)進(jìn)行應(yīng)力響應(yīng)分析。然后通過(guò)雨流計(jì)數(shù)法對(duì)該應(yīng)力-時(shí)間響應(yīng)過(guò)程進(jìn)行統(tǒng)計(jì),獲得由不同應(yīng)力幅值與應(yīng)力均值組成的循環(huán)應(yīng)力的集合。接著通過(guò)Goodman修正方法對(duì)循環(huán)應(yīng)力進(jìn)行修正,成為對(duì)稱循環(huán)載荷,Goodman修正公式如式(9)所示

(9)

式中:σa0為修正后的應(yīng)力幅值;σa為修正前的應(yīng)力幅值;σm為應(yīng)力均值;σUTS為材料抗拉強(qiáng)度,取值為1 600 MPa。

再通過(guò)材料S-N曲線計(jì)算每一種對(duì)稱循環(huán)載荷造成的累計(jì)損傷,該扣件彈條材料在99%可靠S-N曲線的表達(dá)式如式(10)所示

lgN=a+blgσ

(10)

式中:N為循環(huán)次數(shù);σ為應(yīng)力幅值;a與b為材料常數(shù),分別取39.595 3、11.843 6。

最后將每個(gè)對(duì)稱循環(huán)載荷的累計(jì)損傷進(jìn)行線性疊加,獲得總損傷,Miner損傷規(guī)則如式(11)所示

(11)

式中:D為累計(jì)損傷值;ni為第i組對(duì)應(yīng)的應(yīng)力循環(huán)數(shù);Ni為第i組應(yīng)力循環(huán)在S-N曲線上所對(duì)應(yīng)的循環(huán)次數(shù),當(dāng)累計(jì)損傷達(dá)到1時(shí),彈條發(fā)生疲勞失效,由此可以計(jì)算彈條疲勞壽命。

疲勞壽命作為一種可以量化彈條失效的標(biāo)準(zhǔn),本文將對(duì)比探究光滑區(qū)段和波磨區(qū)段下彈條的具體壽命,從而提出量化鋼軌波磨的打磨標(biāo)準(zhǔn)的建議。

3 結(jié)果與討論

3.1 彈條安裝狀態(tài)的受力分析

彈條是否正常扣壓影響了整個(gè)軌道系統(tǒng)的動(dòng)力響應(yīng),為了模擬扣件彈條的安裝過(guò)程,對(duì)扣件橡膠墊板下面及螺旋道釘施加固定約束,即將軌道板及以下結(jié)構(gòu)考慮為剛性;彈條扣壓的過(guò)程將螺栓簡(jiǎn)化,直接對(duì)墊圈上表面施加豎直向下的壓力;彈條在安裝過(guò)程中的邊界及加載條件如圖5(a)所示。WJ-7型扣件要求單個(gè)彈條兩個(gè)前肢扣壓力和大于8 kN,彈程大于10 mm,且要求彈條中肢剛好接觸到軌距塊。在輪對(duì)-鋼軌-扣件系統(tǒng)有限元模型仿真中,彈條的扣壓力及彈程與墊圈向下的壓力即預(yù)緊力的關(guān)系如圖5(b)所示。為準(zhǔn)確獲得扣壓力仿真值,由圖可知在預(yù)緊力為24 kN時(shí),扣壓力產(chǎn)生突變,這里表示彈條中肢剛好接觸到軌距塊,而此時(shí)扣壓力為7.81 kN,彈程為9.68 mm,還未達(dá)到扣壓要求;在預(yù)緊力為25 kN時(shí),彈條扣壓力為8.08 kN,彈條彈程為10.12 mm,此時(shí)已達(dá)到扣壓要求,因此,選擇螺栓預(yù)緊力為25 kN。在25 kN預(yù)緊力扣壓情況下,彈條的最大應(yīng)力為1 267 MPa,發(fā)生在彈條后端彎肢內(nèi)側(cè)處,彈條正?？蹓籂顟B(tài)下的應(yīng)力云圖如圖5(c)所示。

圖5 彈條安裝狀態(tài)分析

3.2 彈條的振動(dòng)響應(yīng)特性

輪對(duì)與鋼軌之間的激振力是引起扣件系統(tǒng)振動(dòng)的最主要來(lái)源[27],在鋼軌波磨波長(zhǎng)140 mm,波深0.06 mm的有限元模型仿真中,輪軌激勵(lì)的時(shí)間-載荷歷程如圖6所示。激勵(lì)載荷均值與施加軸重相近約75 kN。在無(wú)波磨區(qū)段,輪軌激振比較穩(wěn)定,輪軌垂向力幅值約10 kN;而在鋼軌波磨區(qū)段,輪軌激振幅值大幅增加,達(dá)到約50 kN。輪軌激振明顯更加劇烈也必將引起扣件系統(tǒng)更加劇烈的振動(dòng),輪軌激勵(lì)的時(shí)頻圖如圖7所示。因?yàn)? 000 Hz以上的振動(dòng)大多為噪聲振動(dòng)頻率,因此考慮1 000 Hz以下的激振頻率。無(wú)波磨區(qū)段與鋼軌波磨區(qū)段的輪軌激振頻率都在610～650 Hz,但波磨區(qū)段的振動(dòng)能量明顯大于無(wú)波磨區(qū)段,這是因?yàn)闊o(wú)波磨區(qū)段在該激振頻率區(qū)間,由于輪軌摩擦自激振動(dòng),激勵(lì)出鋼軌波磨,波磨會(huì)使激振幅值增大,而激振主頻幾乎不變,在不斷的激勵(lì)作用下,波磨會(huì)逐漸加深。

圖6 輪軌激勵(lì)位移-載荷歷程

圖7 輪軌激勵(lì)時(shí)頻圖

彈條在安裝狀態(tài)下的振動(dòng)響應(yīng)特性是判斷彈條是否發(fā)生共振的條件,考慮彈條在正常安裝狀態(tài)下的前四階模態(tài)頻率及振型,如圖8所示。由圖8可知,彈條的第二階模態(tài)為630.1 Hz,與波磨區(qū)段的輪軌激振頻率幾乎一致,因此初步判斷鋼軌波磨高發(fā)區(qū)段彈條極易與輪軌激振頻率發(fā)生共振。

圖8 彈條前四階模態(tài)振型及固有頻率

進(jìn)一步對(duì)比有無(wú)鋼軌波磨區(qū)段的彈條振動(dòng),分別選取無(wú)波磨區(qū)段和波磨區(qū)段中間的彈條,并在彈條上布置加速度計(jì)算點(diǎn),該計(jì)算點(diǎn)位于側(cè)彎肢的中間點(diǎn)處[28]。提取該計(jì)算點(diǎn)的振動(dòng)加速度,如圖9所示。無(wú)波磨區(qū)段彈條的振動(dòng)加速度最大僅為約50 m/s2,波磨區(qū)段彈條的振動(dòng)加速度最大達(dá)到約2 000 m/s2,為無(wú)波磨區(qū)段的約40倍,波磨導(dǎo)致振動(dòng)主頻的激振能量急劇增加,彈條振動(dòng)響應(yīng)能量也急劇增加。因此,輪軌間波磨誘導(dǎo)頻率與扣件固有頻率一致,鋼軌波磨高發(fā)區(qū)段的彈條在輪軌激振力的作用下發(fā)生了共振,波磨區(qū)段激振能量升高,彈條振動(dòng)能量急劇增加,這是造成彈條斷裂的原因之一。

(a) 彈條加速度計(jì)算點(diǎn)示意

3.3 彈條的疲勞壽命分析

輪軌激振幅值增大必然引起彈條應(yīng)力幅值增大,導(dǎo)致彈條疲勞壽命降低[29-30],同樣提取位置的彈條,分別提取兩個(gè)彈條應(yīng)力最大單元的應(yīng)力-輪對(duì)位移歷程,并通過(guò)雨流計(jì)數(shù)法統(tǒng)計(jì)一個(gè)輪對(duì)通過(guò)的周期載荷下的應(yīng)力譜,如圖10所示。波磨區(qū)段彈條應(yīng)力譜集中在應(yīng)力幅值較大的區(qū)域,而應(yīng)力均值集中的地方與無(wú)波磨區(qū)段基本一致,相比于無(wú)波磨區(qū)段彈條的應(yīng)力響應(yīng),波磨區(qū)段應(yīng)力響應(yīng)趨勢(shì)與無(wú)波磨區(qū)段相似,但是由于振動(dòng)引起的應(yīng)力變化幅值明顯增加。通過(guò)線性累計(jì)損傷統(tǒng)計(jì)出的彈條壽命如表3所示。在無(wú)波磨區(qū)段彈條壽命為8.645 7×107次,符合彈條疲勞壽命大于500萬(wàn)次的要求,而波磨區(qū)段彈條壽命為3.957 8×105次,明顯低于500萬(wàn)次的要求,顯然在疲勞特性的角度下,鋼軌波磨區(qū)段彈條壽命也會(huì)急劇降低。

表3 彈條壽命計(jì)算

(a) 無(wú)波磨區(qū)段彈條應(yīng)力-時(shí)間歷程

3.4 波磨特性和扣壓特性對(duì)彈條壽命的影響

根據(jù)現(xiàn)場(chǎng)調(diào)研結(jié)果,鋼軌波磨的波長(zhǎng)在140～180 mm,波深小于0.1 mm,鋼軌波磨特性能顯著的能夠影響彈條的使用壽命[31],因此分析了鋼軌波磨特性對(duì)彈條壽命的具體影響。同樣選擇圖9所示的彈條,其疲勞壽命受鋼軌波磨和波深的影響如圖11(a)所示。在調(diào)研的鋼軌不平順?lè)秶鷥?nèi),波長(zhǎng)的變化對(duì)彈條疲勞壽命的影響的很小,在170 mm以下時(shí)波長(zhǎng)越短,彈條的疲勞壽命越低,而波長(zhǎng)在170 mm以上時(shí),幾乎對(duì)疲勞壽命沒(méi)有影響。而波磨的波深對(duì)鋼軌疲勞壽命的影響卻很明顯,隨著波深的增加,彈條的疲勞壽命急劇降低。為了量化鋼軌打磨標(biāo)準(zhǔn),以彈條的設(shè)計(jì)疲勞壽命500萬(wàn)次為條件疲勞壽命的限值,分析彈條在該疲勞壽命下,鋼軌波磨波長(zhǎng)、波深的屬性變化,從而得出鋼軌打磨的量化標(biāo)準(zhǔn),如圖11(b)所示。由圖11(b)可知,該曲線為條件疲勞臨界值,在曲線左側(cè)為設(shè)計(jì)壽命安全區(qū),在曲線右側(cè)為不符合設(shè)計(jì)壽命的區(qū)域,通常規(guī)定鋼軌打磨限值是以波深為標(biāo)準(zhǔn),因此在現(xiàn)有最短波長(zhǎng)140 mm的工況下,波磨條件疲勞的波深為0.033 mm。因此,為了保證彈條的壽命符合要求,可建議高鐵該區(qū)段鋼軌波磨的打磨限值應(yīng)當(dāng)小于0.033 mm。

在劇烈振動(dòng)的條件下,經(jīng)常出現(xiàn)區(qū)段內(nèi)彈條連續(xù)松動(dòng)的情況,因此通過(guò)改變波磨區(qū)段所有彈條預(yù)緊壓力來(lái)模擬扣件彈條松動(dòng)或者過(guò)緊的工況。輪軌激振頻率在不同螺栓扣緊力時(shí)的頻譜分析如圖12所示。隨著螺栓扣緊力的增大,輪軌激振主頻頻率會(huì)略有上升,但上升幅度不大,都約為630 Hz。同時(shí),在扣緊力為25 kN時(shí),輪軌激振的能量也略低于其他扣緊力時(shí)輪軌激振能量,這個(gè)能量是誘導(dǎo)鋼軌產(chǎn)生波磨的主要來(lái)源,合理的螺栓扣緊力也可以有效降低激振主頻的能量,從而減少鋼軌磨耗。

(a) 扣緊力20 kN

扣壓力對(duì)彈條第二階即易產(chǎn)生共振的固有頻率的影響和對(duì)疲勞壽命的影響如圖13所示。在扣件正?？蹓褐?因?yàn)閺棗l形狀變化,頻率變化相比正常扣壓以后更大,而正?？蹓褐?彈條中肢與前肢均與絕緣塊接觸,形狀變化不大,整體是螺栓扣緊力越大,頻率越高,總體變化幅度也不大,始終與輪軌激振主頻相近,容易產(chǎn)生共振。不論是彈條松動(dòng)或者過(guò)緊,都會(huì)使彈條的疲勞壽命降低,在扣件松動(dòng)時(shí),輪軌間作用力增大,導(dǎo)致彈條應(yīng)力幅值增大;在扣件過(guò)緊時(shí),彈條應(yīng)力均值增大,導(dǎo)致疲勞壽命降低。因此,通過(guò)保持合理的螺栓扣緊力的方式,可以在一定程度上有效抑制扣件彈條的斷裂的問(wèn)題。

(a) 彈條固有頻率的影響

4 結(jié) 論

在現(xiàn)場(chǎng)調(diào)研高鐵波磨區(qū)段后,基于輪軌摩擦自激振動(dòng)的理論探究了鋼軌波磨高發(fā)區(qū)段的扣件彈條斷裂成因,首先分析了彈條在波磨高發(fā)區(qū)段的動(dòng)力響應(yīng)特性,然后應(yīng)用疲勞壽命方法計(jì)算了彈條的使用壽命,最后提出了抑制鋼軌波磨高發(fā)區(qū)段扣件彈條問(wèn)題斷裂的建議,主要結(jié)論如下:

(1) 高速鐵路鋼軌波磨高發(fā)區(qū)段的輪軌間激振頻率范圍包含了彈條的固有頻率即第2階模態(tài)630.1 Hz,該激振頻率容易使彈條產(chǎn)生共振,從而導(dǎo)致彈條斷裂。

(2) 鋼軌波磨會(huì)使輪軌激振能量增加,輪軌間振動(dòng)加劇,導(dǎo)致彈條應(yīng)力幅值增大、應(yīng)力循環(huán)次數(shù)增加,使彈條疲勞壽命急劇降低,更容易發(fā)生疲勞斷裂。

(3) 通過(guò)控制鋼軌波磨的磨耗深度在0.033 mm以下,或者使用合理的彈條扣壓力,都可以有效抑制波磨高發(fā)區(qū)段扣件彈條的斷裂問(wèn)題。