杜利清，黃 彪，金文偉，胡小山，張海鋒

(中車戚墅堰機車車輛工藝研究所有限公司技術(shù)研發(fā)中心，江蘇 常州 213125)

隨著列車向高速、重載方向發(fā)展，盤形制動逐漸成為列車制動的主要形式。輪裝制動盤通過一定數(shù)量的螺栓將制動盤和車輪連接起來。對于輪盤制動形式，螺栓一般布置在制動盤摩擦面上，制動過程中制動盤溫度高達700 ℃，螺栓溫度也超過300 ℃，在頻繁制動工況下，螺栓會承受巨大的交變載荷，服役環(huán)境惡劣[1]，因此對制動盤螺紋緊固技術(shù)提出了較高的要求。

本文首先對制動盤緊固件進行設(shè)計計算，確定制動盤螺栓預(yù)緊力的范圍。隨后進行組裝過程模擬試驗，得到最優(yōu)的組裝工藝參數(shù)，并提出組裝質(zhì)量評價方法，確保制動盤緊固件軸向力控制更精確、分布更均勻，擰緊過程更可靠。

1 螺栓設(shè)計計算

制動盤螺栓裝配預(yù)緊力直接影響制動盤的性能：如果螺栓預(yù)緊力小于規(guī)定要求，在工作中會使螺栓受剪或者承受交變彎曲載荷，造成疲勞斷裂；如果預(yù)緊力大于規(guī)定要求，則迭加外載荷后會超過螺栓材料屈服極限，產(chǎn)生斷裂。因此過大或者過小的裝配預(yù)緊力，都會影響制動盤螺栓的使用性能，造成螺栓失效。螺栓在設(shè)計時按照VDI2230[2]標準對螺栓進行校核并確定螺栓軸向預(yù)緊力。本文以某高速動車組輪裝制動盤為例進行計算，螺栓為十二角腰桿結(jié)構(gòu)螺栓，制動盤安裝螺栓數(shù)量為12個，沿周向均布，螺栓性能等級為10.9級。螺母采用全金屬十二角花型防松螺母，性能等級為10級。

1.1 螺栓受力分析

1.1.1有限元模型

選取制動盤最小對稱單元,采用ABAQUS軟件建立制動盤整體模型并對模型進行如下簡化處理：

1)刪除結(jié)構(gòu)中小倒角、圓角和孔；

2)不考慮螺栓、螺母螺紋的影響。

根據(jù)實際情況，在螺栓與隔套、隔套與盤體、盤體與車輪以及螺母與盤體之間建立接觸約束，并考慮接觸面之間的熱傳導(dǎo)。

制動盤緊固件主要受力為制動盤受熱膨脹導(dǎo)致螺栓承受巨大的拉伸載荷，故為了同時獲得溫度場和應(yīng)力場計算結(jié)果，采用直接法進行熱機耦合計算，建立的制動盤有限元分析模型如圖1所示。

圖1 制動盤有限元模型

1.1.2邊界條件

本文通過在摩擦面上施加熱流密度模擬能量輸入，通過設(shè)定材料的導(dǎo)熱系數(shù)模擬內(nèi)部能量傳遞，通過在制動盤表面施加對流換熱系數(shù)模擬制動盤與空氣的對流換熱。計算選擇某高速動車組最高運行速度下一次純空氣緊急制動工況，其制動減速度隨著制動速度變化而變化，計算參數(shù)見表1。

表1 計算參數(shù)

1.1.3計算結(jié)果

通過對制動盤進行熱機耦合仿真計算得到制動盤緊固件在一次緊急制動工況下軸向力的變化曲線，如圖2所示。

圖2 制動盤緊固件軸向力變化曲線

由此可以得到制動盤緊固件最大軸向工作載荷F1=31 kN。

1.2 最小裝配預(yù)緊力

螺栓最小裝配預(yù)緊力FMmin的計算式如下：

FMmin=FKerf+(1-Φn)FA+Fz

(1)

式中：FKerf為制動盤緊固件最小夾緊力，F(xiàn)z為預(yù)緊力損耗，通過VDI2230可以直接計算得出，分別為8.96 kN和2.97 kN；(1-Φn)FA為制動盤螺栓最大軸向工作載荷，其中Φn為載荷系數(shù)，F(xiàn)A為軸向工作載荷。由于本文直接通過有限元方法計算得到螺栓的軸向工作載荷F1，故此處(1-Φn)FA=F1=31 kN，如此可以算得FMmin=42.93 kN。

1.3 最大允許裝配預(yù)緊力

允許裝配預(yù)緊力FMzul的計算式如下：

FMzul=A0·

(2)

式中：A0為最小應(yīng)力截面積；ν為利用率；RP0.2min為螺栓的規(guī)定非比例延伸強度；d2為螺紋中徑；d0為螺栓最小應(yīng)力截面直徑；p為螺距，取2 mm；μGmin為最小螺紋摩擦系數(shù)，取0.15。

考慮到制動盤螺栓要承受較大的附加應(yīng)力，在此按照利用率為70%進行設(shè)計，從而可以計算得到FMzul為73.7 kN。

根據(jù)設(shè)計原則，設(shè)計預(yù)緊力FM應(yīng)滿足：

FMmax=FMmin·αA≤FM≤FMzul

(3)

式中：αA為擰緊系數(shù)，根據(jù)擰緊控制方式在VDI2230中可查表得到，取1.6。代入可得：42.93×1.6=68.7 kN≤FM≤73.7 kN，即螺栓設(shè)計滿足使用要求。

本文FM取73.7 kN，從而根據(jù)式(3)可確定軸向預(yù)緊力設(shè)計目標范圍為46.1～73.7 kN，其中46.1為73.7/1.6。

2 組裝擰緊方法研究

螺栓擰緊的實質(zhì)是將螺栓的軸向預(yù)緊力控制在設(shè)計的預(yù)緊力范圍內(nèi)。目前最常用的螺栓擰緊方法主要有扭矩法、轉(zhuǎn)角法、屈服點控制法等。由于制動盤緊固件軸向力控制上限為屈服極限的70%，屈服點法不再適用。

2.1 扭矩法

扭矩法擰緊時軸向力(F)與擰緊扭矩(T)之間的基本關(guān)系如下：

T=KFD

(4)

式中：D為螺紋公稱直徑；K為扭矩系數(shù)。

從式(4)可以看出，當擰緊扭矩和公稱直徑確定后，影響軸向力的主要因素為扭矩系數(shù)。在一般的裝配條件下，根據(jù)螺紋精度、材質(zhì)、表面狀態(tài)、潤滑條件等的不同，K值可以在0.1～0.5甚至更寬的范圍內(nèi)變化[3]。提高扭矩法擰緊精度的實質(zhì)就是控制K值的散差，必須對螺紋質(zhì)量和連接結(jié)合面的狀況等相關(guān)工藝因素加以控制。

2.2 轉(zhuǎn)角法

轉(zhuǎn)角法是先將螺栓擰緊到一個不大的扭矩(也叫起始扭矩)，再從此點開始，擰一個規(guī)定的轉(zhuǎn)角的控制方式。轉(zhuǎn)角法擰緊時軸向力可由式(5)～式(7)算得[3]。

(5)

Δl=α×P/360

(6)

F=Δl×C

(7)

式中：C為總剛度；C1為螺栓剛度；C2為被連接件剛度；Δl為螺栓伸長量；α為轉(zhuǎn)角；P為螺距。

通過轉(zhuǎn)角法擰緊螺栓后，螺栓所承受的總軸向力為由式(4)計算的軸向力和式(7)計算的軸向力之和。由于在控制轉(zhuǎn)角擰緊過程中，摩擦阻力對軸向力的影響不復(fù)存在，該擰緊方式軸向力的離散主要取決于擰緊至起始扭矩時的軸向力誤差，因此其精度比單純的扭矩法高。

3 制動盤螺栓擰緊試驗

為了使制動盤螺栓在擰緊過程中獲得精度更高、離散更小的預(yù)緊力，進行如下一系列試驗驗證。

3.1 試驗設(shè)備

本文采用螺紋緊固系統(tǒng)測試試驗裝置進行模擬組裝試驗，該設(shè)備可在不破壞螺栓本身的前提下實現(xiàn)對螺紋緊固件擰緊全過程系統(tǒng)、實時的動態(tài)測量，其根據(jù)彈性階段螺栓軸向力與螺栓伸長量呈線性關(guān)系，通過實時采集超聲波飛行時間從而得出螺栓軸向力。

3.2 擰緊順序

相關(guān)文獻[4-5]表明采用交叉擰緊時螺栓預(yù)緊力離散較順序擰緊更小，并給出了交叉擰緊方法，如果螺栓數(shù)量為12個時，可確定螺栓擰緊順序，如圖3所示。本文也進行了驗證，試驗結(jié)果如圖4所示。從圖中可以看出后續(xù)螺栓擰緊過程中，先擰緊的螺栓預(yù)緊力會出現(xiàn)微小波動，但軸向力衰減不超過2%，螺栓在擰緊之后本身會出現(xiàn)應(yīng)力松弛現(xiàn)象，故可認為采用該擰緊順序基本可以消除螺栓之間的相互影響。

圖4 制動盤螺栓擰緊過程軸向力變化曲線

圖3 制動盤螺栓組裝擰緊順序

3.3 扭矩法擰緊試驗

3.3.1擰緊參數(shù)確定

通過測試獲得制動盤螺紋副扭矩系數(shù)范圍為0.140～0.185，通過式(4)可計算得到擰緊扭矩范圍為136～165 N·m，本文取150 N·m作為扭矩法擰緊時的額定扭矩進行擰緊試驗。

3.3.2試驗結(jié)果及分析

擰緊過程中軸向力、扭矩隨角度的變化曲線如圖5所示。試驗結(jié)果顯示采用扭矩法進行擰緊時制動盤螺栓軸向力分布范圍為54.51～70.16 kN，平均軸向力為60.36 kN，滿足預(yù)期設(shè)計要求。

圖5 扭矩法擰緊過程曲線

從圖5擰緊曲線可以看出，擰緊過程主要分為3個階段：第一階段為克服鎖緊力矩擰緊階段，擰緊扭矩成水平直線，螺栓軸向力為0 kN；第二階段為貼合階段，擰緊扭矩和軸向力均逐漸增大，直至完全貼合；第三階段為擰緊階段，該階段螺栓軸力與擰緊角度呈線性關(guān)系，直至完全擰緊，即擰緊曲線與鎖緊螺母特性保持一致。

3.4 轉(zhuǎn)角法擰緊試驗

3.4.1轉(zhuǎn)角法擰緊參數(shù)確定

轉(zhuǎn)角法主要由起始扭矩和轉(zhuǎn)角兩部分確定，起始扭矩將螺栓和螺母充分貼合，貼合過程見圖5第二階段，從圖中及試驗數(shù)據(jù)可以看出扭矩在大于40 N·m之后，軸向力隨角度增大基本呈線性變化。為了分析起始扭矩對轉(zhuǎn)角法擰緊結(jié)果的影響，對不同的貼合扭矩選擇相應(yīng)的轉(zhuǎn)角參數(shù)，分別選擇40 N·m+45.0°、45 N·m+42.8°、50 N·m+40.5°、55 N·m+38.3°、60 N·m+36.0°、70 N·m+31.5°、80 N·m+27.0°共7組轉(zhuǎn)角法參數(shù)進行擰緊試驗。

3.4.2試驗結(jié)果及分析

部分轉(zhuǎn)角法參數(shù)組合下螺栓軸向力試驗結(jié)果見表2。從試驗結(jié)果可以看出，幾種轉(zhuǎn)角法參數(shù)下螺栓軸向力的平均值均與目標軸向力基本一致，軸向力的變化范圍也均滿足預(yù)期設(shè)計要求。

表2 不同工藝參數(shù)下的試驗結(jié)果及分析

為了對比不同參數(shù)下軸向力的離散性，同時為了消除平均值的影響，采用變異系數(shù)進行離散度對比和評定，變異系數(shù)越小表示軸向力離散度越小。

不同擰緊參數(shù)下軸向力變異系數(shù)曲線如圖6所示，圖中將扭矩法看成是一種極端的轉(zhuǎn)角法，即150 N·m+0°進行統(tǒng)計，從計算結(jié)果和曲線可以看出,貼合扭矩為50 N·m時，軸向力變異系數(shù)最小為0.041 0，極差為7.563 kN，軸向力分布更集中，離散性更低。

圖6 不同轉(zhuǎn)角法參數(shù)下螺栓軸向力變異系數(shù)變化曲線

綜上所述，為了獲得更精確、離散度更小的螺栓軸向力，提高制動盤緊固件的安全可靠性，選擇轉(zhuǎn)角法參數(shù)為50 N·m+40.5°作為制動盤緊固件擰緊工藝更為合適。

4 裝配質(zhì)量評價策略

螺紋擰緊控制的目的是保證緊固件軸向力在一定范圍內(nèi)。但在實際組裝過程中軸向力測量則比較困難，而扭矩是一種易測量又易顯示的工作參數(shù)。故一般以扭矩作為評價和監(jiān)控裝配質(zhì)量的一個重要參數(shù)。

4.1 扭矩法質(zhì)量評價策略

通過高精度擰緊軸進行扭矩法擰緊時，裝配工藝的要求表達式如下[6]：

MA=MA0(1±5%)

(8)

式中：MA為裝配扭矩；MA0為額定扭矩值。在3.3.1中已經(jīng)確定MA0為150 N·m，從而可以計算出裝配扭矩控制范圍為143～158 N·m。

4.2 轉(zhuǎn)角法質(zhì)量評價策略

通過轉(zhuǎn)角法進行擰緊時，轉(zhuǎn)角法的工藝要求表達形式如下[6]：

MA=MS(1±5%)+α(1±5%)

(9)

式中：MS為起始扭矩。

在評價現(xiàn)場裝配質(zhì)量時，起始扭矩和轉(zhuǎn)角監(jiān)控均較難實現(xiàn)，雖然轉(zhuǎn)角法的擰緊原理和常用的扭矩法有著本質(zhì)的區(qū)別，可在評定產(chǎn)品的裝配質(zhì)量時，還是只能利用扭矩這一參數(shù)，對最終扭矩進行檢查的形式與執(zhí)行扭矩法擰緊工藝時一樣。一般通過試驗獲得轉(zhuǎn)角法工藝的扭矩分布范圍，從而制定合理的監(jiān)控扭矩范圍。表3給出的就是轉(zhuǎn)角法試驗過程中扭矩數(shù)值及統(tǒng)計結(jié)果。根據(jù)正態(tài)分布3σ原則，認為扭矩落在(μ-3σ，μ+3σ)范圍以外的概率小于千分之三，在實際問題中常認為相應(yīng)的事件不會發(fā)生。故選擇128～165 N·m作為裝配扭矩監(jiān)控范圍，組裝時扭矩落在該范圍內(nèi)才算合格，否則需重新安裝。

表3 轉(zhuǎn)角法擰緊最終扭矩試驗結(jié)果及分析

5 結(jié)論

1)本文采用有限元方法與VDI2230準則相結(jié)合的方法對緊固件進行設(shè)計，提高了制動盤緊固件設(shè)計精度。

2)采用扭矩轉(zhuǎn)角法擰緊較采用扭矩法擰緊時制動盤螺栓軸向力精度更高、散差更小。其中50 N·m+40.5°作為制動盤緊固件擰緊工藝更為合適。

3)根據(jù)試驗結(jié)果采用3σ原則確定的制動盤螺栓扭矩轉(zhuǎn)角法監(jiān)控扭矩范圍，作為評價螺栓擰緊過程是否有效的依據(jù)，提高了制動盤的使用可靠性。