王鋒

(中車長春軌道客車股份有限公司，吉林 長春 130021)*

螺栓連接作為列車不同部件連接的主要部分，螺栓連接因其結構簡單、價格低廉、拆卸維護方便等一系列優(yōu)點，在列車上得到了廣泛應用.列車一些關鍵位置的連接螺栓,其聯(lián)接安全可靠性對列車整車的安全可靠性產(chǎn)生非常大的影響[1-2].由于地鐵列車運用范圍廣，運行區(qū)域復雜，所以列車各部位不可避免的承受各種復雜的載荷，尤其是列車轉向架部位，需要承受來各種縱向、垂向、橫向力與扭轉力矩及沖擊，因此轉向架部位的上設備的螺栓連接顯得尤為重要.而現(xiàn)有地鐵螺栓故障統(tǒng)計中，多數(shù)螺栓松動或斷裂問題出現(xiàn)在轉向架上的設備連接上.國內外的學者對螺栓的松動、斷裂問題開展過大量的理論及試驗分析，揭示螺栓松動或斷裂的機理.但是在解決實際的工程問題中，螺栓受力往往非常復雜，需要剝絲抽繭，開展大量的分析試驗研究，最終解決實際問題[3-4].本文基于某地鐵列車一系簧下壓蓋緊固螺栓斷裂問題開展分析，通過仿真、試驗及理論研究的方法，研究該處螺栓的載荷特性、斷裂失效機，并研究相關優(yōu)化解決措施.本文首先明確該部位螺栓故障發(fā)生的根本原因，通過仿真分析和試驗驗證，明確既有車輛改造和新造車輛設計方案優(yōu)化方案，本文的研究工作可為地鐵列車螺栓失效分析及防松設計提供重要的理論指導及研究方法.

1 螺栓失效分析

1.1 螺栓失效情況描述

一系簧下壓蓋緊固螺栓位于轉向架軸箱端蓋部位，每個軸箱端蓋上安裝有兩個M16×55、8.8級螺栓，通過擰入軸箱芯軸，從而固軸箱端蓋，其整體幾何結構如圖1所示， 其結構安裝示意圖如圖2所

圖1 整體結合結構

圖2 結構安裝示意圖

示.結構安裝配合時，在一些部位必須留有一定的裝配間隙，圖1所示中的裝配間隙1需要用調整墊調節(jié)，因此為了調整方便，設計了一種帶缺口的馬蹄形調整墊用以對安裝間隙1進行調整.

統(tǒng)計表明列車在運行9～60萬公里后，8.8級螺栓開始出現(xiàn)螺栓斷裂問題.初步判斷認為是預緊力不足，將部分螺栓更換為M16×70、10.9等級的螺栓，但運行一段時間后，10.9級螺栓也均出現(xiàn)斷裂的情形.

1.2 螺栓力學性能分析

首先分析螺栓的力學性能是否滿足要求，為此抽檢了M16×55、8.8等級螺栓及M16×70、10.9等級的兩種螺栓各3組，開展螺栓拉伸性能分析，表1為螺栓拉伸試驗數(shù)據(jù)列表，從表1中可見，兩種不同型號的螺栓的抗拉強度、屈服強度均滿足標準要求，因此可以排除螺栓本身的力學性能問題.

表1 螺栓拉伸試驗數(shù)據(jù)列表 MPa

1.3 斷裂缺口分析

斷裂螺栓如圖3所示.兩種類型的故障螺栓斷裂位置多為嚙合起始第2個螺牙附近，斷裂螺栓的斷口距螺桿端面距離均為25 mm左右，斷裂位置基本相同.經(jīng)對大量螺栓開展統(tǒng)計，發(fā)現(xiàn)以下特征：螺栓總是成對斷裂，且從斷裂的螺栓斷面分析，其中首先斷裂的螺栓斷面形貌較為規(guī)則，呈現(xiàn)出比較明顯的疲勞貝紋線特征， 初步判斷為疲勞

圖3 斷裂螺栓圖片

斷裂；后斷裂的螺栓斷面形貌則較為復雜，分析為整體結構失穩(wěn)導致的斷裂.

進一步對首先斷裂的螺栓斷口開展鏡像分析，發(fā)現(xiàn)斷口可見典型的疲勞紋理，疲勞瞬斷區(qū)為等軸狀韌窩，判斷為正應力(拉伸、彎曲)導致的疲勞斷裂(見圖4).

圖4 斷口特征鏡像分析

1.4 螺栓預緊力及強度分析

為分析一系簧下壓蓋緊固螺栓的預緊力及強度是否滿足設計及線路運行載荷要求，基于螺栓聯(lián)接基本理論,分析在給定預緊力矩、靜載荷、疲勞載荷條件下,螺栓的受力情況及螺紋牙嚙合處的應力云圖,為分析該螺栓失效機理提供依據(jù).仿真分析時螺栓采用實體單元模擬，并建立各結構真實接觸方式，有限元模型如圖5所示.為分析方便，將螺栓進行編號，從左至右分別編為1、2、3、4號.

圖5 有限元分析模型

螺栓的靜強度載荷主要考慮列車超員條件下(AW3載荷)緊急制動載荷，分析8.8級、10.9級兩種類型的螺栓，靜強度載荷工況見表2.

表2 靜強度載荷工況表

在表2所示工況下，通過仿真分析，得到兩種不同類型的螺栓靜強度載荷分析結果.圖6為8.8級螺栓的應力云圖，從應力云圖可見，8.8等級螺栓的最大應力為624 MPa，小于屈服強度640MPa；圖7為10.9級螺栓應力云圖，從應力云圖可見，10.9級螺栓的最大應力為895 MPa，小于屈服強度900 MPa，最大位置點均出現(xiàn)在嚙合起始第2個螺牙位置，兩種類型的螺栓均滿足靜強度載荷要求.

圖6 8.8級螺栓靜強度應力云圖

圖7 10.9級螺栓靜強度應力云圖

進一步依據(jù)VDI2230對整個結構夾緊力開展分析[5-7]，研究螺栓的預緊力是否滿足夾緊需求.依據(jù)VDI2230，可通過以下三個公式開展分析，其中式(1)為螺栓夾緊力計算公式，式(2)、(3)為螺栓需要提供的預緊力計算，其中，擰緊系數(shù)αA根據(jù)工藝及VDI2230規(guī)定，取1.4.根據(jù)VDI計算，在本文靜載荷的條件下，螺栓所需提供的預緊力為65 kN.

(1)

(2)

FMmax=αA.FMmin

(3)

在一些理論的學習中，如“大陸版塊飄移學說”中，可以通過探究性學習讓學生發(fā)現(xiàn)問題，大膽想象，試圖重塑魏格納的猜想，然后積極引導學生尋找證據(jù)，借助別的學科的理論依據(jù)，構建支持學生猜想的理論體系，最后驗證猜想[4]。由此可見，只要稍加設計，地理學思想史就可以用來激發(fā)學習動機，引導探究方法，培養(yǎng)學生的探究精神與創(chuàng)新意識。

為分析真實擰緊狀態(tài)下螺栓能提供的預緊力，采用測力螺栓對一系簧下壓蓋緊固螺栓的預緊性能開展測試，測試結果見表3，通過測試8.8級螺栓在150 N·M預緊力矩條件下，螺栓可提供的預緊力為60 kN，9.9級螺栓在230 N·M預緊力矩條件可提供的預緊力為80 kN，說明該連接結構中8.8級螺栓在150 N·M預緊力矩條件下不滿足螺栓防松需求，螺栓長時間使用，可能會出現(xiàn)松動；9.9級螺栓提供的預緊力足夠，可滿足預緊需求.

表3 兩種類型的螺栓可提供預緊力測試結果

螺栓的疲勞強度載荷主要考慮列車超員條件下(AW3載荷)正常制動載荷，本文評價螺栓疲勞強度主要采用BS7608標準，依據(jù)BS7608標準，螺栓的疲勞強度主要由螺栓的應力范圍決定，而螺栓的預緊力作為平均力，對螺栓疲勞效應可以不考慮，疲勞強度載荷工況見表4.

表4 疲勞載荷工況表 kN

圖8為疲勞應力仿真分析云圖.從仿真分析可見兩個疲勞應力危險點分別位于螺紋擰入?yún)^(qū)及螺桿根部，最大的疲勞應力范圍為64 MPa；依據(jù)BS-7608中figure11評估[8-9]，該螺栓對應的疲勞壽命在150～330萬次之間，不滿足無限壽命使用要求.

圖8 螺栓疲勞強度應力云圖

從上文中螺栓的預緊力及強度分析可見，8.8級螺栓不滿足預緊力及疲勞性能要求，螺栓長久使用會發(fā)生松動與疲勞的現(xiàn)象，最終導致螺栓斷裂失效.10.9級螺栓滿足預緊力需求，但不滿足疲勞強度需求，且通過靜強度分析發(fā)現(xiàn)，10.9級螺栓在靜載荷下應力達到895 MPa，安全余量過低，分析主要是由于10.9級螺栓提供的預緊力增加了33.3%，而原軸箱端蓋厚度僅為16 mm，螺栓擰緊時下壓蓋發(fā)生彎曲，使螺栓承受附加彎矩增大(圖9).

圖9 軸箱端蓋變形云圖

2 螺栓的載荷特性分析

采用仿真分析與臺架試驗的方式開展螺栓載荷特性研究.其中試驗在轉向架參數(shù)試驗臺上開展，按照轉向架線路運行真實受力狀態(tài)給轉向架施加疲勞載荷，采用測力螺栓對螺栓進行測力.結果表明，螺栓在運用過程中承受軸向交變載荷，其中螺栓1交變載荷變化范圍為±9 kN，螺栓2交變載荷變化范圍為±5 kN(圖10).

圖10 螺栓承受交變載荷

通過仿真分析，提取芯軸肩部處的接觸應力(圖11)，發(fā)現(xiàn)帶缺口的馬蹄形調整墊明顯影響了整個結構力的大小及分配.因此結合上文，可以分析出一系簧下壓蓋緊固螺栓載荷特性，即在螺栓預緊過程中，擰緊時下壓蓋發(fā)生彎曲，使螺栓承受附加彎矩；在車輛運用過程中，芯軸的肩部在軸箱支點處產(chǎn)生一個彎矩，兩個螺栓載荷不均衡，承受反復交變的載荷.使用馬蹄形調整墊時，由于缺口間隙的存在，使與馬蹄形調整墊缺口方向相反的螺栓承受的彎矩進一步增大，圖12是整個結構螺栓的載荷特性示意圖.

圖11 芯軸肩部處的接觸應力云圖

圖12 螺栓載荷特性示意圖

采用螺栓共振疲勞試驗機對施加預緊力條件下的螺栓開展疲勞試驗，試驗表明在動載±9kN工況下 ，疲勞壽命區(qū)間約為144～380萬次，該值與仿真分析結果基本吻合，試驗也表明螺栓在該疲勞工況下下不滿足全壽命使用要求.

3 結構優(yōu)化分析

3.1 結構優(yōu)化改造

采用10.9級螺栓，主要是為了消除8.8級螺栓提供的預緊力不足的問題；

將端蓋厚度由16 mm增加至32 mm(圖13)，主要是為了降低在采取10.9級螺栓導致擰緊時下壓蓋發(fā)生彎曲給螺栓帶來的附加彎矩；

將調整墊片由馬蹄形缺口墊片調整為無缺口的圓形墊片(圖14)；主要是降低馬蹄形調整墊缺口方向相反的螺栓承受的較大彎矩.

圖13 端蓋厚度增加方案

圖14 調整墊片優(yōu)化方案

3.2 優(yōu)化改造方案分析

施加表2中所示的靜載荷，分析得出螺栓的應力如圖15所示，從圖15可見，此時螺栓的最大應力為864 MPa，相比原始結構降低了131 MPa，靜載荷條件下螺栓的安全余量大為提高.

圖15 優(yōu)化方案靜載條件螺栓應力云圖

施加表4中所示的疲勞載荷，分析得出螺栓的應力如圖16所示，從圖16可見，此時螺栓的最大應力為43 MPa，相比原始結構降低了21 MPa，

圖16 優(yōu)化方案疲勞載荷下螺栓應力云圖

采用BS7608進行評價分析，螺栓的使用壽命達到450萬次—無限壽命，螺栓的疲勞壽命提升至原來的3.5倍以上，基本滿足列車服役壽命需求.

在轉向架參數(shù)臺通過對優(yōu)化結構按照轉向架線路運行真實受力狀態(tài)給轉向架施加疲勞載荷，采用測力螺栓對螺栓進行測力.結果表明，螺栓的軸向疲勞交變載荷降為±1.7 kN左右，減少為原有疲勞載荷的1/3，疲勞壽命大為增加.

4 結論

本文基于某地鐵列車一系簧下壓蓋緊固螺栓斷裂問題開展分析及優(yōu)化，通過仿真、試驗、圖像及理論分析，研究該處螺栓的載荷特性、斷裂失效機理，并研究相關優(yōu)化解決措施，得出以下結論：

(1)通過對螺栓斷裂缺口分析，首先斷裂的螺栓斷口可見典型的疲勞紋理，疲勞瞬斷區(qū)為等軸狀韌窩，判斷為正應力(拉伸、彎曲)導致疲勞斷裂；

(2)通過對螺栓預緊力及強度分析，8.8級螺栓不滿足預緊力及疲勞性能要求，螺栓長久使用會發(fā)生松動與疲勞的現(xiàn)象，最終導致螺栓斷裂失效.10.9級螺栓滿足預緊力需求，但不滿足疲勞強度需求，且通過靜強度分析發(fā)現(xiàn)，10.9級螺栓在靜載荷下應力達到895 MPa，安全余量過低，分析主要是由于10.9級螺栓提供的預緊力增加了33.3%，而原軸箱端蓋厚度僅為16 mm，螺栓擰緊時下壓蓋發(fā)生彎曲，使螺栓承受附加彎矩增大；

(3) 通過對螺栓的載荷特性分析，螺栓預緊過程中，擰緊時下壓蓋發(fā)生彎曲，使螺栓承受附加彎矩；在車輛運用過程中，芯軸的肩部在軸箱支點處產(chǎn)生一個彎矩，兩個螺栓載荷不均衡，承受反復交變的載荷.使用馬蹄形調整墊時，由于缺口間隙的存在，使與馬蹄形調整墊缺口方向相反的螺栓承受的彎矩進一步增大；

(4)優(yōu)化方案為采用10.9級螺栓，主要是為了消除8.8級螺栓提供的預緊力不足的問題；將端蓋厚度由16 mm增加至32 mm，主要是為了降低在采取10.9級螺栓導致擰緊時下壓蓋發(fā)生彎曲給螺栓帶來的附加彎矩；將調整墊片由馬蹄形缺口墊片調整為無缺口的圓形墊片；主要是降低馬蹄形調整墊缺口方向相反的螺栓承受的較大彎矩，研究表明優(yōu)化方案螺栓靜強度滿足要求，螺栓的疲勞壽命提升至原來的3.5倍以上，基本滿足列車服役壽命需求.