張化謙， 楊偉君， 焦標(biāo)強(qiáng)， 呂寶佳， 曹建行

(1 中國(guó)鐵道科學(xué)研究院 研究生部， 北京 100081；2 北京縱橫機(jī)電科技有限公司， 北京 100094)

動(dòng)車(chē)組輪裝制動(dòng)盤(pán)由緊固件(螺栓、螺母、螺栓套)連接安裝。為保證其連接可靠，需保證安裝后螺栓內(nèi)部的預(yù)緊載荷處于規(guī)定范圍。傳統(tǒng)的人工扭矩法通過(guò)人工施加一定的扭矩，從而間接保證規(guī)定的預(yù)緊載荷，但在實(shí)際生產(chǎn)中受多種因素的影響，該方法很難保證預(yù)緊載荷的準(zhǔn)確性與不同螺栓預(yù)緊載荷之間的一致性。

動(dòng)車(chē)組長(zhǎng)期處于高速度、高振動(dòng)的運(yùn)行工況下，輪裝制動(dòng)盤(pán)螺栓還要承受制動(dòng)時(shí)的高熱量，因此對(duì)連接的可靠性要求較高，相關(guān)文獻(xiàn)也對(duì)其運(yùn)用故障進(jìn)行了分析[1]，認(rèn)為控制好螺栓緊固效果有助于避免自身及配合件的故障[2]，研究方法主要包括試驗(yàn)測(cè)試與仿真計(jì)算[3]。不同行業(yè)的應(yīng)用表明，為達(dá)到較好的緊固效果，應(yīng)從研究安裝工藝入手，既尋找現(xiàn)有工藝中可能引發(fā)故障的因素[4]，也探究先進(jìn)的螺栓擰緊技術(shù)[5]，例如機(jī)器扭矩轉(zhuǎn)角法，從而進(jìn)一步提高連接質(zhì)量、提高效率。機(jī)器扭矩轉(zhuǎn)角法在航空航天、汽車(chē)領(lǐng)域已廣泛應(yīng)用，但在軌道交通行業(yè)的研究較少[6]。

擬開(kāi)展使用機(jī)器扭矩轉(zhuǎn)角法和人工扭矩法的研究工作，通過(guò)螺栓擰緊機(jī)控制扭矩、轉(zhuǎn)速、角度等參數(shù)，保證螺栓內(nèi)部預(yù)緊載荷的準(zhǔn)確性與一致性，并提高效率，降低勞動(dòng)強(qiáng)度，保證輪裝制動(dòng)盤(pán)生產(chǎn)、運(yùn)用的安全可靠。

1 螺栓受載情況分析

輪裝制動(dòng)盤(pán)螺栓所受載荷可分為熱載荷與機(jī)械載荷兩部分，耦合作用主要表現(xiàn)為螺栓受熱膨脹后影響其軸向載荷大小，所以分析輪裝制動(dòng)盤(pán)螺栓運(yùn)用過(guò)程中的受載情況，應(yīng)首先分析其受熱情況。

輪裝制動(dòng)盤(pán)螺栓吸收外部熱量的過(guò)程是典型的非穩(wěn)態(tài)傳熱，即系統(tǒng)中各點(diǎn)的溫度與位置、時(shí)間均有關(guān)系，可表示為T(mén)=T(x,y,z,t)；且存在熱傳遞(Heat Transfer)的3種基本方式，即：熱傳導(dǎo)(Heat Conduction)、熱對(duì)流(Heat Convection)、熱輻射(Heat Radiation)[7]。傳遞途徑如圖1所示。

圖1 輪裝制動(dòng)盤(pán)裝配體熱傳遞示意

根據(jù)Fourier定律可知，熱傳導(dǎo)量ΦCond為：

(1)

正常情況下，螺栓不會(huì)直接接觸到高溫部位，而是通過(guò)圖 1的紅色路徑，完成輪裝制動(dòng)盤(pán)與螺栓的間接熱傳導(dǎo)。式(1)中，ACond為受熱接觸面積，-λ·dt/dx為x方向?qū)岬臒崃髅芏?，其中λ為?dǎo)熱系數(shù)。雖然導(dǎo)熱系數(shù)λ較大，但是受熱接觸面積ACond較小，且經(jīng)過(guò)了螺栓套、螺母的衰減，故由熱傳導(dǎo)引起的螺栓溫升較小、影響面積較小、效果較為滯后。

根據(jù)Newton冷卻公式可知，熱對(duì)流量ΦConv為：

ΦConv=AConvhΔt

(2)

式(2)中，AConv為受熱對(duì)流面積，h為熱對(duì)流系數(shù)，Δt為溫度差。其中熱對(duì)流系數(shù)h與材料無(wú)關(guān)，主要取決于流體流動(dòng)狀態(tài)、流體物理性質(zhì)、壁面溫度、壁面幾何形狀等。在較為密閉的螺栓孔腔內(nèi)部，空氣流動(dòng)性差且比熱容低，因此熱對(duì)流幾乎不會(huì)引起螺栓溫升。

根據(jù)Stenfan-Boltzmann定律可知，熱輻射量ΦRad為：

ΦRad=εARadσT4

(3)

式(3)中，ε為發(fā)射率，ARad為受熱輻射面積，σ為黑體輻射常數(shù)，T為黑體絕對(duì)溫度。根據(jù)Kirchhoff定律可知，處理工程問(wèn)題時(shí)，通常將分析對(duì)象看做漫灰體，即其光譜發(fā)射率與波長(zhǎng)無(wú)關(guān)，且其輻射吸收率恒等于同溫度下的發(fā)射率ε[7]。因此在制動(dòng)過(guò)程中，螺栓總是吸收來(lái)自高溫處的輻射熱。且熱輻射的載體為電磁波，受媒介、距離的影響較小，故螺栓受熱輻射面積ARad較大、溫升較快。熱輻射量ΦRad與黑體絕對(duì)溫度T的四次方成正比，因此在輪裝制動(dòng)盤(pán)迅速升溫的過(guò)程中，螺栓最主要的熱量便來(lái)源于高溫位置的熱輻射。

在螺栓內(nèi)部，熱傳導(dǎo)方向與溫度梯度方向相反，因此受熱傳導(dǎo)與熱輻射的影響，螺栓兩端的溫升較為明顯，內(nèi)部傳熱路徑為由外圈向內(nèi)圈、由兩端向中部，從而導(dǎo)致螺栓出現(xiàn)軸向熱膨脹[8]。

在安裝階段，施加安裝扭矩可提高螺栓連接的可靠性、防松能力與疲勞強(qiáng)度，此時(shí)產(chǎn)生的初始軸向載荷即為預(yù)緊載荷。在制動(dòng)階段，相較于螺栓吸收的熱量，輪裝制動(dòng)盤(pán)吸收的熱量較多、速度較快，因此輪裝制動(dòng)盤(pán)率先膨脹變形，造成對(duì)螺栓的軸向拉伸，使得螺栓在初始預(yù)緊載荷的基礎(chǔ)上，其軸向載荷增加至最大值，而螺栓受熱膨脹滯后，螺栓伸長(zhǎng)量會(huì)逐漸大于輪裝制動(dòng)盤(pán)變形量，使得螺栓軸向載荷較最大值有所降低。在冷卻階段，輪裝制動(dòng)盤(pán)與螺栓的熱量逐漸散失、熱彈性變形逐漸恢復(fù)，螺栓軸向載荷隨冷卻時(shí)間的延長(zhǎng)而恢復(fù)到初始狀態(tài)。

在運(yùn)用過(guò)程中，輪裝制動(dòng)盤(pán)螺栓在初始預(yù)緊載荷的基礎(chǔ)上承受振動(dòng)沖擊載荷和熱載荷，其軸向載荷總是先增大再減小，一旦超過(guò)螺栓材料的屈服極限，便會(huì)引起塑性屈服失效，載荷過(guò)大會(huì)產(chǎn)生斷裂。在列車(chē)反復(fù)制動(dòng)時(shí)，可認(rèn)為螺栓總是承受單向交變載荷的作用，當(dāng)交變載荷有較多的沖擊過(guò)載或隨機(jī)載荷時(shí)，工作應(yīng)力在某些時(shí)刻會(huì)越過(guò)疲勞極限。因此在長(zhǎng)期運(yùn)用過(guò)程中，軸向載荷的變化會(huì)導(dǎo)致應(yīng)力幅差別，進(jìn)而導(dǎo)致疲勞壽命的差別，所以應(yīng)著重考察螺栓的預(yù)緊載荷與螺栓載荷在運(yùn)用過(guò)程中的變化情況。

2 安裝試驗(yàn)對(duì)比

為準(zhǔn)確對(duì)比人工扭矩法、機(jī)器扭矩轉(zhuǎn)角法兩種安裝工藝的效果與效率，現(xiàn)針對(duì)某型號(hào)輪裝制動(dòng)盤(pán)設(shè)計(jì)了對(duì)比試驗(yàn)。該型號(hào)輪裝制動(dòng)盤(pán)由12組緊固件連接，安裝時(shí)以固定的扭矩與順序依次擰緊并校核。螺栓只承受靜載荷工況時(shí)，預(yù)緊載荷F0經(jīng)驗(yàn)公式、對(duì)應(yīng)安裝扭矩T經(jīng)驗(yàn)公式分別為[9]：

F0=(0.6 ～ 0.7)σs·As

(4)

T=K·F0·d

(5)

其中，σs為螺栓的屈服強(qiáng)度；As為螺栓在螺紋處的有效截面面積；K為螺栓連接副中安裝扭矩與預(yù)緊載荷的關(guān)系系數(shù)；F0為預(yù)緊載荷；d為公稱(chēng)直徑。該型號(hào)輪裝制動(dòng)盤(pán)的螺栓預(yù)緊載荷F0控制在50 kN，范圍在40～70 kN之間，對(duì)應(yīng)的安裝扭矩T控制在160 N·m，范圍在130～200 N·m之間(上述數(shù)值的確定不在文中研究范圍內(nèi))。

由式(4)～式(5)可知，螺栓安裝效果的評(píng)估指標(biāo)主要為預(yù)緊載荷與安裝扭矩，安裝擰緊時(shí)應(yīng)將螺栓變形控制在彈性段內(nèi)，因此前者可通過(guò)如圖 2(a)所示的超聲波接收片、圖2(b)所示的超聲波測(cè)距儀，測(cè)量螺栓安裝前后的彈性變形量，并結(jié)合標(biāo)定結(jié)果計(jì)算得出。后者則在安裝時(shí)由人工讀取扭矩扳手?jǐn)?shù)值、機(jī)器記錄實(shí)際扭矩?cái)?shù)值得出。其中安裝扭矩是對(duì)安裝過(guò)程中的最終扭矩進(jìn)行監(jiān)控，以確保得到準(zhǔn)確的螺栓預(yù)緊載荷，因此應(yīng)重點(diǎn)關(guān)注預(yù)緊載荷的準(zhǔn)確性與一致性。

圖2 測(cè)試及安裝設(shè)備

使用兩種工藝分別安裝2套輪裝制動(dòng)盤(pán)，分別記錄完整安裝一套輪裝制動(dòng)盤(pán)的時(shí)間、兩種安裝工藝下各螺栓的預(yù)緊載荷與安裝扭矩，從而得到兩者在安裝效率、預(yù)緊載荷準(zhǔn)確性與一致性方面的差別。安裝試驗(yàn)前對(duì)螺栓完成拉伸標(biāo)定、粘貼頭部超聲波接收片、測(cè)量初始長(zhǎng)度等工作。兩種安裝工藝均由兩人配合完成，人工扭矩法安裝需扭矩扳手及輔助工具若干，機(jī)器扭矩轉(zhuǎn)角法安裝則僅需借助如圖2(c)所示的螺栓擰緊機(jī)，便可完成安裝、校核、記錄等步驟。

經(jīng)過(guò)記錄可知，安裝一套輪裝制動(dòng)盤(pán)，人工扭矩法耗時(shí)為25 min，機(jī)器扭矩轉(zhuǎn)角法耗時(shí)為20 min?？紤]到隨著工作時(shí)間的延長(zhǎng)、工人體能的下降，人工扭矩法的安裝耗時(shí)會(huì)有所增加，所以改用新安裝工藝能在一定程度上提高生產(chǎn)效率。

人工扭矩法安裝的數(shù)據(jù)記錄如表1所示，分析結(jié)果可知，有3顆螺栓的預(yù)緊載荷接近65 kN，較標(biāo)準(zhǔn)值增大了近30%，5顆螺栓的預(yù)緊載荷接近40 kN，較標(biāo)準(zhǔn)值減小了近20%；在相鄰兩顆螺栓中，1號(hào)輪裝制動(dòng)盤(pán)的5、6號(hào)螺栓預(yù)緊載荷差值達(dá)到13.7 kN，接近控制范圍的50%；所有螺栓的安裝扭矩均為160.0 N·m，符合要求。由此說(shuō)明，人工扭矩法安裝時(shí)，安裝人員通過(guò)設(shè)置扭矩扳手上限值，及時(shí)讀取扭矩?cái)?shù)值并反饋調(diào)整力度，雖然易于得到準(zhǔn)確的安裝扭矩，但該工藝得到預(yù)緊載荷的離散程度較大，存在超出控制范圍的風(fēng)險(xiǎn)。

表1 人工扭矩法安裝數(shù)據(jù)記錄

機(jī)器扭矩轉(zhuǎn)角法安裝的數(shù)據(jù)記錄如表2所示，分析結(jié)果可知，所有螺栓的預(yù)緊載荷在49.3～57.6 kN之間，安裝扭矩在150.0～173.4 N·m之間，均符合要求，且距控制的極限值有一定裕度。由此說(shuō)明，機(jī)器扭矩轉(zhuǎn)角法安裝時(shí)，螺栓擰緊機(jī)通過(guò)數(shù)據(jù)監(jiān)督和報(bào)警、適當(dāng)調(diào)整擰緊參數(shù)，雖然得到的安裝扭矩的離散程度較大，但是預(yù)緊載荷得到了較好地控制。

表2 機(jī)器扭矩轉(zhuǎn)角法安裝數(shù)據(jù)記錄

為更加直觀、準(zhǔn)確地進(jìn)行對(duì)比分析，將螺栓預(yù)緊載荷、安裝扭矩分別繪制柱狀圖，結(jié)果如圖3、圖4所示；對(duì)兩種安裝工藝數(shù)據(jù)進(jìn)行方差分析，結(jié)果如表3所示。經(jīng)分析可知，雖然兩種安裝工藝得到的螺栓預(yù)緊載荷平均值都接近于50 kN，但是人工扭矩法安裝得到的方差較大，各顆螺栓受力不均。而機(jī)器扭矩轉(zhuǎn)角法安裝得到的方差僅為人工扭矩法的10.66%，說(shuō)明使用該工藝得到的預(yù)緊載荷一致性較好。

圖3 兩種安裝工藝的螺栓預(yù)緊載荷

圖4 兩種安裝工藝的螺栓安裝扭矩

表3 安裝工藝數(shù)據(jù)方差分析

因此機(jī)器扭矩轉(zhuǎn)角法的安裝效果、效率較優(yōu)，為進(jìn)一步證明改進(jìn)安裝工藝的可行性，應(yīng)對(duì)產(chǎn)品的運(yùn)用狀態(tài)進(jìn)行分析，驗(yàn)證較大預(yù)緊載荷、較小預(yù)緊載荷、相鄰螺栓間較大預(yù)緊載荷差值對(duì)產(chǎn)品運(yùn)用的影響。

3 產(chǎn)品運(yùn)用狀態(tài)模擬分析

結(jié)合受力分析與安裝試驗(yàn)可知，人工扭矩法安裝輪裝制動(dòng)盤(pán)螺栓容易引起預(yù)緊載荷離散度較高、易超出控制范圍的問(wèn)題，且該問(wèn)題會(huì)進(jìn)一步導(dǎo)致螺栓與輪裝制動(dòng)盤(pán)受載情況與運(yùn)用狀態(tài)的差別。為準(zhǔn)確量化并對(duì)比該差別，可借助有限元模擬技術(shù)，建立輪裝制動(dòng)盤(pán)裝配體的熱力耦合模型，通過(guò)調(diào)整模型設(shè)置，即可模擬不同安裝工藝下的輪裝制動(dòng)盤(pán)螺栓預(yù)緊狀態(tài)。

3.1 有限元模型的建立

輪裝制動(dòng)盤(pán)與車(chē)輪均是60°的中心循環(huán)對(duì)稱(chēng)結(jié)構(gòu)，因此取實(shí)際產(chǎn)品的1/6扇形區(qū)域，建立輪裝制動(dòng)盤(pán)裝配體的熱力耦合模型即可。設(shè)置相應(yīng)的熱力耦合分析步，與同時(shí)具有溫度、位移自由度的網(wǎng)格，使模型可計(jì)算輸出溫度、位移與受力。假設(shè)模擬工況為時(shí)速350 km純空氣緊急制動(dòng)，所受載荷包括螺栓的預(yù)緊載荷、閘片壓力、盤(pán)面熱流密度，并在車(chē)輪內(nèi)圈設(shè)置位移約束、扇形切分面設(shè)置對(duì)稱(chēng)約束、整體設(shè)置熱傳遞條件與環(huán)境溫度約束。通過(guò)設(shè)置緊固件間的接觸或綁定，可表示螺栓的連接作用，進(jìn)而模擬不同的狀態(tài)。

如圖 5所示，模型中包括1個(gè)1/6的車(chē)輪、2個(gè)1/6的輪裝制動(dòng)盤(pán)、1個(gè)定位銷(xiāo)、2套相鄰的緊固件。在上述模型設(shè)置的基礎(chǔ)上，假設(shè)各組模擬中螺栓1的預(yù)緊載荷均為標(biāo)準(zhǔn)值50 kN，僅改變螺栓2預(yù)緊載荷的施加，即可模擬對(duì)比得到不同安裝工藝下的螺栓預(yù)緊狀態(tài)。根據(jù)安裝試驗(yàn)可知，人工扭矩法安裝時(shí)預(yù)緊載荷較大會(huì)接近70 kN，預(yù)緊載荷較小會(huì)接近40 kN，機(jī)器扭矩轉(zhuǎn)角法安裝時(shí)預(yù)緊載荷正常為50 kN，具體設(shè)置如表 4所示，對(duì)模型進(jìn)行相應(yīng)修改并提交計(jì)算即可。

圖5 三維裝配模型

表4 各組模擬的預(yù)緊載荷設(shè)置

3.2 計(jì)算模擬結(jié)果并分析

為反映螺栓的運(yùn)用狀態(tài)，提取各組模擬中2顆螺栓的軸向載荷隨制動(dòng)時(shí)間的變化結(jié)果，分別取其載荷差值的絕對(duì)值，并繪制曲線，結(jié)果如圖 6所示。分析可知，螺栓安裝時(shí)造成的初始預(yù)緊載荷差值會(huì)伴隨制動(dòng)、冷卻過(guò)程，且載荷差值大小始終與初始差值相近，在制動(dòng)后會(huì)有所降低，說(shuō)明預(yù)緊載荷較小的螺栓，其軸向載荷變化幅度要大于預(yù)緊載荷較大的螺栓，即應(yīng)力幅較大。因此在一定范圍內(nèi)，施加較大的預(yù)緊載荷可以降低螺栓的軸向應(yīng)力幅，提高其疲勞壽命。

但A組中模擬人工扭矩法安裝、預(yù)緊載荷為70 kN的螺栓，在制動(dòng)50～70 s之間，其軸向載荷已達(dá)到螺栓材料的屈服極限，表現(xiàn)為保持在110 kN左右不變，因此承受較大預(yù)緊載荷的螺栓發(fā)生屈服或拉斷的風(fēng)險(xiǎn)較大。而B(niǎo)組中模擬人工扭矩法安裝、預(yù)緊載荷為40 kN的螺栓，在完成制動(dòng)、開(kāi)始冷卻之后，其軸向載荷下降幅度較大、數(shù)值較低，因此承受較小預(yù)緊載荷的螺栓在長(zhǎng)時(shí)間受到振動(dòng)沖擊載荷時(shí)不利于保持預(yù)緊狀態(tài)。對(duì)比A、B、C組可知，相鄰螺栓2的預(yù)緊載荷變化對(duì)螺栓1的軸向載荷影響不大，無(wú)論是數(shù)值大小還是變化趨勢(shì)都較為類(lèi)似，因此相鄰螺栓的預(yù)緊載荷差值并不是影響螺栓運(yùn)用狀態(tài)差別的主要因素。

圖6 各組模擬的螺栓軸向載荷

為反映輪裝制動(dòng)盤(pán)的運(yùn)用狀態(tài)，提取各組模擬中螺栓軸向載荷最大的時(shí)刻，即制動(dòng)70 s左右的輪裝制動(dòng)盤(pán)軸向變形云圖。由于實(shí)際情況中的變形較小，因此將3組結(jié)果中輪裝制動(dòng)盤(pán)與螺栓的軸向變形量放大50倍，得到結(jié)果如圖 7所示。從中可知，A組軸向變形云圖中顯示橙色的面積最小，略大于C組，B組最小，且主要差別在螺栓2附近，說(shuō)明預(yù)緊載荷越大，對(duì)輪裝制動(dòng)盤(pán)軸向變形的約束越大，但影響范圍僅限于螺栓周?chē)?/p>

圖7 各組模擬的軸向變形云圖

如圖8所示，選取外側(cè)輪裝制動(dòng)盤(pán)盤(pán)面在螺栓孔處的一周節(jié)點(diǎn)，計(jì)算得出這些節(jié)點(diǎn)的軸向變形量隨時(shí)間的變化關(guān)系，并繪制其平均值的變化曲線，以反映螺栓對(duì)附近輪裝制動(dòng)盤(pán)在安裝、制動(dòng)、冷卻過(guò)程中的限制作用。對(duì)各組模擬的螺栓1、螺栓2分別進(jìn)行此操作，并各自取軸向變形量最大點(diǎn)繪制曲線，結(jié)果如圖 9所示。從中可進(jìn)一步看出，各組中2個(gè)螺栓孔附近的平均變形量之差很小，遠(yuǎn)小于同最大變形的差值，所以改變預(yù)緊載荷無(wú)法有效限制輪裝制動(dòng)盤(pán)的軸向最大變形，進(jìn)而也無(wú)法消除輪裝制動(dòng)盤(pán)最大軸向變形處的不均勻磨耗。隨著運(yùn)用時(shí)間的延長(zhǎng)，輪裝制動(dòng)盤(pán)的磨耗量增大，螺栓孔附近變形差別的影響才會(huì)逐漸顯現(xiàn)，從而引起局部的提前磨耗到限。

圖8 選取節(jié)點(diǎn)示意

綜上所述，輪裝制動(dòng)盤(pán)螺栓的不同預(yù)緊狀態(tài)在短期內(nèi)引發(fā)的問(wèn)題較少，而隨著運(yùn)用時(shí)間的延長(zhǎng)，輪裝制動(dòng)盤(pán)螺栓的不同預(yù)緊狀態(tài)引起的產(chǎn)品運(yùn)用狀態(tài)差別越發(fā)突出，包括螺栓疲勞壽命的差別、輪裝制動(dòng)盤(pán)磨耗到限的差別，不利于產(chǎn)品的統(tǒng)一檢修或更換。因此，通過(guò)改進(jìn)安裝工藝，提高螺栓預(yù)緊載荷的準(zhǔn)確性與一致性，能有效避免上述問(wèn)題的發(fā)生。

4 結(jié) 論

(1)安裝試驗(yàn)表明：機(jī)器扭矩轉(zhuǎn)角法能保證螺栓預(yù)緊載荷的準(zhǔn)確性與一致性，提高安裝效率，減少勞動(dòng)強(qiáng)度，而人工扭矩法得到的預(yù)緊載荷離散度較高，存在超出螺栓預(yù)緊載荷限值的風(fēng)險(xiǎn)。

圖9 各組模擬的軸向變形量

(2)通過(guò)仿真分析可知，提高螺栓預(yù)緊載荷的準(zhǔn)確性，有助于避免螺栓出現(xiàn)屈服失效、連接松動(dòng)等潛在故障；提高螺栓預(yù)緊載荷的一致性，有助于降低輪裝制動(dòng)盤(pán)的磨耗差別，避免產(chǎn)品提前更換。

綜上所述，相對(duì)人工扭矩法而言，使用機(jī)器扭矩轉(zhuǎn)角法安裝輪裝制動(dòng)盤(pán)螺栓，既能保證良好的安裝效果、在一定程度上提高生產(chǎn)效率，又能減少運(yùn)用中潛在故障的發(fā)生。