趙 勇，呂子雷

（云南京建軌道交通投資建設(shè)有限公司，云南昆明 650032）

1 引言

昆明地鐵車輛轉(zhuǎn)向架采用一系懸掛與二系懸掛兩級減振技術(shù)，一系懸掛裝置采用轉(zhuǎn)臂式定位偏置式螺旋鋼彈簧結(jié)構(gòu)（含內(nèi)簧與外簧）[1]，二級懸掛采用空氣彈簧。每臺轉(zhuǎn)向架均配有4 組一系懸掛裝置，位于轉(zhuǎn)向架構(gòu)架側(cè)梁端部下方，如圖1 所示。一系鋼彈簧通過軸箱和輪對將車體與轉(zhuǎn)向架的重量（垂向載荷）傳遞至軌道上，配合一系垂向減振器，用于衰減輪對的垂向沖擊力，并確保輪對平行。該型車輛自2020 年上線載客運(yùn)營以來，已發(fā)生36 起一系鋼彈簧斷裂故障，其中外簧斷裂14 起，內(nèi)簧斷裂22 起，斷裂的一系鋼彈簧最小服役里程為13 萬km，遠(yuǎn)未達(dá)到設(shè)計使用壽命 180 萬km[1]。一系懸掛是高頻振動的主要過濾部件，一系鋼彈簧的斷裂勢必會加劇輪軌作用，并對轉(zhuǎn)向架、車體造成較大程度影響，導(dǎo)致部件疲勞性斷裂加速，且一系鋼彈簧斷裂失效往往發(fā)生在一瞬間，而車輛高速運(yùn)行過程中，無法立即檢測并停車檢查，更無法及時對一系鋼彈簧進(jìn)行更換[2]，危及列車運(yùn)行安全。文章從一系鋼彈簧斷口分析、動力學(xué)試驗、疲勞強(qiáng)度校核等方面入手，得出昆明地鐵車輛一系鋼彈簧斷裂原因，以及提出相應(yīng)優(yōu)化改善措施。

圖1 一系懸掛裝置位置示意圖

2 一系鋼彈簧斷口分析

一系鋼彈簧斷裂位置分布在上部或下部1.1～1.5圈位置，即第一有效圈斷裂，斷裂面與一系鋼彈簧軸線呈約45°夾角，如圖2 所示。從整個斷口面積可知，疲勞裂紋擴(kuò)展區(qū)較小，未到整個斷口的 1/4，而瞬時斷裂區(qū)較大，說明一系鋼彈簧在運(yùn)行中承受較大應(yīng)力[3]。

圖2 斷裂位置

2.1 宏觀檢查

斷面大部分區(qū)域呈深灰色瓷狀，無金屬光澤，斷口周邊無塑性變形，斷口有明顯裂紋源、擴(kuò)展區(qū)、瞬斷區(qū)，擴(kuò)展區(qū)貝紋線特征明顯，且觀察到有明顯疲勞臺階，最后瞬斷區(qū)呈纖維狀，整個斷面屬于典型疲勞斷裂特征，如圖3 所示。

圖3 斷面圖

2.2 微觀檢查

將斷口經(jīng)超聲波清洗后，置于掃描電鏡中觀察，在裂紋起始位置未發(fā)現(xiàn)明顯的冶金缺陷，擴(kuò)展區(qū)為疲勞輝紋形貌，最后瞬斷區(qū)的微觀組織均為韌窩+解理形貌，如圖4 所示，屬硬度較高材料的正常斷裂形貌。

圖4 斷面電鏡圖

2.3 硬度檢測

采用HR150-A 洛氏硬度計對斷簧試樣進(jìn)行洛氏硬度檢測，結(jié)果如表1 所示。由檢測結(jié)果可知，斷簧硬度值符合技術(shù)要求。

3 動力學(xué)分析

文獻(xiàn)[4]分析一系鋼彈簧模態(tài)特性，建立車軌耦合垂向振動模型，獲得鋼軌波磨和車輪多邊形激勵頻率，結(jié)合一系鋼彈簧的一階模態(tài)頻率，可知因共振加速了一系鋼彈簧的疲勞性斷裂。文獻(xiàn)[5]對線路進(jìn)行軌道不平順測試與一系鋼彈簧振動響應(yīng)測試，測試結(jié)果表明軌道不平順通過頻率與一系鋼彈簧固有頻率相吻合是影響一系鋼彈簧壽命的原因[6]。為分析昆明地鐵車輛一系鋼彈簧疲勞斷裂原因，結(jié)合正線工況開展大量現(xiàn)場測試，包括徑跳值采集、車輪不圓度測試、動應(yīng)力測試、輪對鏇修影響測試等。

3.1 輪對徑跳值

一系鋼彈簧斷裂的時間與輪對鏇修呈現(xiàn)一定關(guān)聯(lián)性，2021 年8 月— 2022 年3 月發(fā)生22 起一系鋼彈簧斷裂，2022 年2 月— 8 月所有列車開始整車鏇輪，從2022年3 月— 12 月未再出現(xiàn)斷簧，直至2023 年1 月— 3 月發(fā)生14 起鋼彈簧斷裂。2023 年2 月所有列車開始第二輪整車鏇輪，斷簧情況又逐步緩解，所有發(fā)生斷簧輪對距上次鏇輪已運(yùn)營超過10 萬km，測量斷簧側(cè)輪對徑跳值平均值為0.52 mm。

3.2 不圓度測試

按照國內(nèi)地鐵運(yùn)維經(jīng)驗，車輛運(yùn)行10 萬km 后，車輪徑跳值大部分在0.5 mm 以內(nèi)，15 萬km 左右基本達(dá)到或超過0.5 mm，因此鏇修周期一般控制在一年或10～15 萬km 范圍內(nèi)[6]。選取距離上次鏇輪10 萬km 的列車進(jìn)行不圓度測試，結(jié)果如圖5、圖6 所示。對列車鏇修后進(jìn)行再次測試，測試數(shù)據(jù)如圖7、圖8 所示。

圖6 鏇修前A1 車3 軸不圓度、粗糙度測試數(shù)據(jù)

圖7 鏇修后A1 車2 軸不圓度、粗糙度測試數(shù)據(jù)

圖8 鏇修后A1 車3 軸不圓度、粗糙度測試數(shù)據(jù)

由圖5～圖8 及表2 所示，車輛運(yùn)行10 萬km 后，車輪不圓度主要集中在低階，車輪最大徑跳值已達(dá)到0.93 mm，根據(jù)鏇床測量數(shù)據(jù)統(tǒng)計，徑跳不小于0.5 mm 的車輪超過30%，車輪不圓度的發(fā)展速率相比于國內(nèi)其他地鐵車輛較快。

表2 鏇修前后不圓度對比

3.3 應(yīng)力響應(yīng)測試

選擇A1 動車和B1 拖車轉(zhuǎn)向架，更換新制一系鋼彈簧進(jìn)行應(yīng)力測試。動應(yīng)力測點(diǎn)分別布置在內(nèi)簧和外簧上部1.2 圈、中間圈和下部1.2 圈內(nèi)側(cè)，測點(diǎn)照片如圖9 所示。

圖9 測點(diǎn)布置圖

3.3.1 動載系數(shù)

車輛分別在輪對鏇修前與鏇修后上線運(yùn)行，采集一系鋼彈簧動應(yīng)力數(shù)據(jù)，發(fā)現(xiàn)列車動載系數(shù)在鏇輪前最高達(dá)到5.61，而列車鏇修后動載系數(shù)顯著下降[6]，如圖10～圖13 所示。

圖10 A1 車左側(cè)輪對動載系數(shù)

圖11 A1 車右側(cè)輪對動載系數(shù)

圖12 B1 車左側(cè)輪對動載系數(shù)

圖13 B1 車右側(cè)輪對動載系數(shù)

3.3.2 強(qiáng)度校核

按照BS EN 13906-1-2013《圓形金屬絲和棒材制柱形螺旋彈簧 計算和設(shè)計 壓縮彈簧》[7]，對一系鋼彈簧靜、動態(tài)應(yīng)力進(jìn)行疲勞強(qiáng)度校核。

（1）靜應(yīng)力計算。一系鋼彈簧參數(shù)如表3 所示，一系鋼彈簧外簧及內(nèi)簧剪切應(yīng)力計算公式如下：

表3 鋼彈簧參數(shù)

式（1）中，D為一系鋼彈簧中徑；d為一系鋼彈簧料徑；F為靜載荷。滿載外簧剪切應(yīng)力τAW3外計算結(jié)果為368 MPa；空載外簧剪切應(yīng)力τAW0外計算結(jié)果為220 MPa；滿載內(nèi)簧剪切應(yīng)力τAW3內(nèi)計算結(jié)果為418 MPa；空載內(nèi)簧剪切應(yīng)力τAW0內(nèi)計算結(jié)果為256 MPa。根據(jù)BS EN 13906-1-2013《圓形金屬絲和棒材制柱形螺旋彈簧 計算和設(shè)計 壓縮彈簧》，當(dāng)d=31.2 mm 時，一系鋼彈簧的許用剪切應(yīng)力τ為789 N/mm2，當(dāng)d=21.6 mm 時，一系鋼彈簧的許用剪切應(yīng)力τ為831 N/mm2。因此鋼彈簧的靜強(qiáng)度滿足要求。

（2）動應(yīng)力計算。外簧、內(nèi)簧彈簧指數(shù)W計算公式如下：

式（2）中，W外計算結(jié)果為6.66；W內(nèi)計算結(jié)果為6.17。外簧、內(nèi)簧應(yīng)力糾正系數(shù)K計算公式如下：

式（3）中，K外計算結(jié)果為1.21；K內(nèi)計算結(jié)果為1.23。當(dāng)動載系數(shù)為50%時，外彈簧最大動態(tài)垂向載荷、最小動態(tài)垂向載荷計算公式如下：

式（4）、式（5）中，F(xiàn)max外計算結(jié)果為31 655 N；Fmin外計算結(jié)果為18 583 N。外彈簧的最大動態(tài)應(yīng)力、最小動態(tài)應(yīng)力計算公式如下：

式（6）中，τmax計算結(jié)果為668 MPa；τmin計算結(jié)果為 392 MPa。根據(jù)BS EN 13906-1-2013《圓形金屬絲和棒材制柱形螺旋彈簧 計算和設(shè)計 壓縮彈簧》Goodman曲線，當(dāng)最小動態(tài)應(yīng)力為392 MPa 時，外彈簧允許的最大剪切應(yīng)力為710 MPa，因此外彈簧最大動態(tài)剪切應(yīng)力小于 Goodman 曲線中規(guī)定的數(shù)值，彈簧疲勞強(qiáng)度滿足要求。繼續(xù)增大動載系數(shù)進(jìn)行推算，當(dāng)動載系數(shù)為70%時，計算得到最大動態(tài)剪切應(yīng)力757 MPa，大于Goodman 曲線中允許最大動態(tài)剪應(yīng)力755 MPa。同理推算當(dāng)內(nèi)簧動載系數(shù)為0.6 時，計算得到的最大動態(tài)剪切應(yīng)力大于Goodman 曲線中允許的最大動態(tài)剪應(yīng)力。從測試數(shù)據(jù)分析，鏇修前動載系數(shù)已基本超過校核值，雖然輪對鏇修后鋼彈簧動載系數(shù)下降顯著，但是仍有局部位置動載系數(shù)超出彈簧整體校核值，特別是內(nèi)簧上部和下部1.2 圈，這2 處也是斷簧次數(shù)最多的位置。

3.3.3 時頻分析

通過力錘敲擊試驗?zāi)M沖擊信號得到安裝狀態(tài)下一系鋼彈簧固有頻率，如圖14 所示。一系鋼彈簧安裝狀態(tài)的內(nèi)外簧一階固有頻率約為 60 Hz，外簧二階固有頻率約為85 Hz，內(nèi)簧二階固有頻率約為80 Hz。根據(jù)測試時頻數(shù)據(jù)，鏇輪前內(nèi)簧和外簧的上部1.2 圈和下部1.2圈頻率范圍很寬，覆蓋了40～85 Hz 范圍；鏇輪后頻率范圍變窄，基本在60～80 Hz 之間，從全線測試數(shù)據(jù)可知未呈現(xiàn)明顯的共振特征。

圖14 鋼彈簧固有頻率

4 改善措施

偏置式一系螺旋鋼彈簧結(jié)構(gòu)在100 km/h、120 km/h速度等級的轉(zhuǎn)向架上較為常見，一系鋼彈簧斷裂也逐漸成為轉(zhuǎn)向架系統(tǒng)較為常見的問題，而斷裂的原因也因車輛條件、線路條件、輪軌關(guān)系等因素各有不同，但改善的措施主要為2 個方向：①優(yōu)化輪軌關(guān)系，降低外部激勵能量，改善一系減振部件的振動環(huán)境，典型措施就是打磨鋼軌波磨、鋼軌接頭或者鏇修輪對；②提升鋼彈簧自身的抗疲勞能力，如將端部制扁改為不制扁結(jié)構(gòu)、改變彈簧懸掛阻尼、改變鋼彈簧底座橡膠墊剛度、改變鋼彈簧固有頻率等方式。從應(yīng)用的情況可知，優(yōu)化輪軌關(guān)系，降低振動能量是應(yīng)用最普遍，也是最直接有效的方式[8]。第二種方式在廣州地鐵、武漢地鐵等部分線路列車上曾有應(yīng)用，雖有些措施取得了一定效果，但是各線路列車運(yùn)行條件不一致，并不完全具備推廣性，具體問題仍需要具體分析。

5 結(jié)論

文章針對昆明地鐵某型車一系鋼彈簧斷裂故障，通過斷口理化分析、輪對狀態(tài)調(diào)查、振動測試以及強(qiáng)度校核，得出以下結(jié)論。

（1）理化分析結(jié)果表明，斷裂一系鋼彈簧的硬度、化學(xué)成分以及表面脫碳層均滿足標(biāo)準(zhǔn)要求，通過斷口的疲勞輝紋、擴(kuò)展及瞬斷特征可以判斷一系鋼彈簧為疲勞斷裂[9]。

（2）通過輪對狀態(tài)調(diào)查發(fā)現(xiàn)輪對徑跳值發(fā)展較快，且輪對鏇修與一系鋼彈簧斷裂存在較強(qiáng)關(guān)聯(lián)。通過振動測試發(fā)現(xiàn)輪對鏇修前一系鋼彈簧動應(yīng)力，無法滿足BS EN 13906-1-2013《圓形金屬絲和棒材制柱形螺旋彈簧 計算和設(shè)計 壓縮彈簧》疲勞強(qiáng)度要求。鏇修后一系鋼彈簧動載系數(shù)顯著下降，振動情況得到大幅改善，輪對鏇修后一系鋼彈簧斷裂次數(shù)也大幅下降。

（3）從時頻數(shù)據(jù)分析，未發(fā)現(xiàn)由于軌道不平順或輪對多邊形產(chǎn)生某一激勵頻率從而導(dǎo)致一系鋼彈簧共振的特征。

（4）通過日常檢修密切觀察輪對徑跳值發(fā)展情況，控制鏇修間隔在10 萬km 以內(nèi)，能夠明顯提高一系鋼彈簧使用壽命。但是鏇修次數(shù)過多會影響輪對的正常使用壽命，為保證輪對使用壽命，對于控制輪對不圓度發(fā)展速率問題，后續(xù)仍要積累數(shù)據(jù)進(jìn)一步研究。

（5）從行業(yè)經(jīng)驗分析，通過采用軌道綜合整治、鋼軌打磨、輪對鏇修等措施，雖能使斷簧情況出現(xiàn)好轉(zhuǎn)，但治理成本高[10]。因此在設(shè)計選型時應(yīng)進(jìn)一步提高一系鋼彈簧的疲勞強(qiáng)度，盡量取大安全系數(shù)，優(yōu)化設(shè)計結(jié)構(gòu)提高一系鋼彈簧自振頻率。這才是解決一系鋼彈簧斷裂問題的根本措施。