茍青炳，呂 斐，趙金良，曾梁彬

(中車戚墅堰機(jī)車車輛工藝研究所有限公司，江蘇 常州 213125)

隨著中國(guó)城市軌道交通的日益發(fā)展[1]，地鐵列車的運(yùn)行速度和載質(zhì)量也在不斷提高，并呈現(xiàn)出“安全、便捷、綠色、智慧”等發(fā)展特征?；A(chǔ)制動(dòng)是制動(dòng)系統(tǒng)中最為關(guān)鍵的裝置之一，其性能直接影響列車的運(yùn)行安全及乘客的乘車安全，是列車在其他制動(dòng)措施失效情況下的最后一道安全保障[2-4]。隨著城市軌道交通運(yùn)營(yíng)速度越來越高，盤形制動(dòng)以其具有制動(dòng)平穩(wěn)和制動(dòng)功率大等優(yōu)點(diǎn)逐步取代了踏面制動(dòng)[5]。制動(dòng)裝置技術(shù)復(fù)雜，長(zhǎng)期為國(guó)外制造商所壟斷，需要從國(guó)外進(jìn)口，不僅花費(fèi)高，而且裝備維修周期長(zhǎng)，在一定程度上阻礙了國(guó)內(nèi)城軌事業(yè)的發(fā)展，有鑒于此，越來越多的軌道交通項(xiàng)目在開發(fā)中對(duì)基礎(chǔ)制動(dòng)裝置提出了國(guó)產(chǎn)化要求。

本文從結(jié)構(gòu)原理及制動(dòng)計(jì)算入手對(duì)地鐵平臺(tái)用緊湊式制動(dòng)夾鉗單元進(jìn)行研制，并采用有限元對(duì)其結(jié)構(gòu)強(qiáng)度以及疲勞壽命進(jìn)行全面評(píng)估，最后通過全方位的試驗(yàn)來驗(yàn)證所開發(fā)制動(dòng)夾鉗單元的性能及強(qiáng)度。

1 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)

1.1 結(jié)構(gòu)原理

緊湊型制動(dòng)夾鉗單元主要由制動(dòng)夾鉗和制動(dòng)缸兩部分組成，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖1所示。制動(dòng)時(shí)，制動(dòng)缸內(nèi)充入壓縮空氣，常用活塞沿水平方向移動(dòng)，推動(dòng)偏心軸杠桿轉(zhuǎn)動(dòng)，偏心軸杠桿帶動(dòng)偏心軸轉(zhuǎn)動(dòng)，偏心軸則帶著夾鉗杠桿向內(nèi)轉(zhuǎn)動(dòng)，從而帶動(dòng)閘片托及閘片緊壓制動(dòng)盤，實(shí)現(xiàn)制動(dòng)；解除制動(dòng)時(shí)，排空制動(dòng)缸內(nèi)氣體，活塞在緩解彈簧的作用下帶著偏心軸杠桿等組件返回初始位置。該制動(dòng)夾鉗單元在制動(dòng)缸外設(shè)有閘調(diào)器，實(shí)現(xiàn)功能的自動(dòng)調(diào)整，以保持閘片與制動(dòng)盤之間間隙恒定。

1—閘調(diào)器；2—常用活塞；3—偏心軸杠桿；4—偏心軸；5—杠桿；6—閘片托；7—閘片；8—制動(dòng)盤

1.2 制動(dòng)計(jì)算

根據(jù)技術(shù)要求，常用制動(dòng)所需最大扭矩M為4 618.9 N·m，有效制動(dòng)半徑r=247 mm，摩擦系數(shù)μ=0.34，則對(duì)應(yīng)的制動(dòng)力F為：

(1)

由式(1)可知，在滿足制動(dòng)缸常用氣壓P為500 kPa時(shí)，允許常用制動(dòng)最大輸出力F為55 kN，據(jù)此進(jìn)行制動(dòng)倍率模塊設(shè)計(jì)。制動(dòng)缸內(nèi)直徑D為134.8 mm，制動(dòng)缸內(nèi)復(fù)位彈簧力Fk=500 N，制動(dòng)缸效率η1=0.97，制動(dòng)夾鉗效率η2=0.99，則需求制動(dòng)倍率H為：

(2)

故該緊湊式制動(dòng)夾鉗制動(dòng)倍率設(shè)計(jì)為8.63。

綜合考慮實(shí)際線路的坡度，要求單個(gè)停放制動(dòng)夾鉗單元的最大停放輸出力F′不小于45 kN，據(jù)此進(jìn)行停放彈簧力Ft設(shè)計(jì)。

(3)

由式(3)可知，停放彈簧力Ft最小為5 930 N，根據(jù)停放缸空間結(jié)構(gòu)分別采用大、小停放彈簧布置的形式，材料為55SiCr。大停放彈簧外徑為149.2 mm，內(nèi)徑為124.8 mm，自由高度為242 mm，有效圈數(shù)為3.15圈，右旋；小停放彈簧外徑為110.8 mm，內(nèi)徑為89.2 mm，自由高度為262 mm，有效圈數(shù)為5圈，右旋。根據(jù)計(jì)算，這組停放彈簧在制動(dòng)高度時(shí)的有效停放彈簧力達(dá)到6 800 N，滿足設(shè)計(jì)要求。

1.3 制動(dòng)倍率分析

該制動(dòng)夾鉗單元的制動(dòng)倍率由制動(dòng)缸內(nèi)偏心軸杠桿放大倍率和制動(dòng)夾鉗杠桿放大倍率兩部分組成，因此需要分別進(jìn)行設(shè)計(jì)。

圖1中A為閘片之間的間距，B為閘調(diào)器長(zhǎng)度，α為活塞推動(dòng)過程中載荷方向與偏心軸力臂之間的夾角，L1和L2分別為偏心軸杠桿組件長(zhǎng)臂和短臂的長(zhǎng)度，兩者之間存在174.4°的安裝夾角β，L5/L6和L3/L4分別為制動(dòng)時(shí)夾鉗夾緊制動(dòng)盤狀態(tài)下沿著載荷方向的左右杠桿力臂長(zhǎng)之比。根據(jù)該制動(dòng)夾鉗的結(jié)構(gòu)原理其設(shè)計(jì)制動(dòng)倍率i為：

(4)

根據(jù)轉(zhuǎn)向架空間和夾鉗總體布局設(shè)計(jì)杠桿前后銷軸孔到中間銷軸孔的長(zhǎng)度，分別為252 mm和220 mm。雙側(cè)閘片間隙a在2～8 mm時(shí)左右兩側(cè)杠桿力臂長(zhǎng)分別見表1和表2。

表1 左側(cè)杠桿力臂 單位：mm

表2 右側(cè)杠桿力臂 單位：mm

由表1、表2可知，L5/L6和L3/L4隨閘片間隙變化無明顯變化，基本是定值0.532。夾鉗的放大倍率定為1.064。正常裝車使用，雙側(cè)閘片間隙保持在3 mm時(shí)，夾角α為80.9°，根據(jù)式(3)和式(4)計(jì)算出制動(dòng)缸內(nèi)偏心軸杠桿的放大倍率理論值為8.175，據(jù)此杠桿臂長(zhǎng)L1和L2分別設(shè)計(jì)為100.18 mm和12.25 mm。該結(jié)構(gòu)的夾角α和制動(dòng)倍率i隨著閘片間隙變化而變化的趨勢(shì)如圖2所示。

圖2 夾角α和制動(dòng)倍率i隨閘片間隙a變化趨勢(shì)

由圖2可知，閘片間隙a為2～6 mm時(shí)，隨著a的增加，制動(dòng)倍率i是逐漸增加的，當(dāng)閘片間隙達(dá)到6 mm時(shí)，制動(dòng)倍率i達(dá)到最大值，隨后隨著a的增加而減小,并且該制動(dòng)夾鉗單元可在不改變夾鉗設(shè)計(jì)的情況下通過調(diào)整L2的長(zhǎng)度來調(diào)整制動(dòng)夾鉗的制動(dòng)倍率，從而可輕松實(shí)現(xiàn)在不同車輛平臺(tái)及不同工況下的系列化運(yùn)用。

2 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)校核

根據(jù)制動(dòng)夾鉗單元的實(shí)際使用工況，對(duì)其關(guān)鍵承載件進(jìn)行有限元校核，從靜強(qiáng)度和振動(dòng)疲勞角度進(jìn)行分析，為其結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的安全性提供支撐。

2.1 靜強(qiáng)度分析

2.1.1建立模型

在Creo Parametric中建立制動(dòng)夾鉗單元的三維模型，為了便于計(jì)算，在保證準(zhǔn)確反映結(jié)構(gòu)特性的前提下對(duì)制動(dòng)夾鉗單元模型進(jìn)行了簡(jiǎn)化，刪除了某些小孔及小倒角等特征。有限元模型如圖3所示。

圖3 制動(dòng)夾鉗單元有限元模型

2.1.2計(jì)算工況

根據(jù)制動(dòng)夾鉗單元的實(shí)際使用工況，并結(jié)合多年產(chǎn)品設(shè)計(jì)開發(fā)經(jīng)驗(yàn)，強(qiáng)度校核計(jì)算工況設(shè)定見表3。

表3 計(jì)算工況及其描述

2.1.3靜強(qiáng)度分析結(jié)果

應(yīng)力計(jì)算結(jié)果如圖4和圖5所示。由圖可以看出，在工況1和工況2下，制動(dòng)夾鉗單元整體最大應(yīng)力位置均在偏心軸杠桿處，分別為191.6 MPa和371.1 MPa，偏心軸杠桿所用材料為42CrMo，屈服強(qiáng)度≥930 MPa；杠桿和閘片托等零件的最大應(yīng)力均在200 MPa以下，所用材料主要為QT600-7，最大應(yīng)力均低于對(duì)應(yīng)零件材料的屈服強(qiáng)度，滿足安全使用要求。

圖4 靜強(qiáng)度分析結(jié)果

圖5 偏心軸杠桿應(yīng)力云圖

2.2 振動(dòng)疲勞分析

2.2.1隨機(jī)振動(dòng)仿真

制動(dòng)夾鉗服役時(shí)振動(dòng)狀態(tài)下的疲勞損傷受外部激振載荷的影響較大，其失效模式一般取決于其自身具有的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)。通常情況下，列車轉(zhuǎn)向架懸掛設(shè)備受到的激振載荷譜與車型結(jié)構(gòu)和線路環(huán)境等因素的關(guān)聯(lián)性較大，因此在考核制動(dòng)夾鉗結(jié)構(gòu)的振動(dòng)疲勞強(qiáng)度時(shí)，一般采用具有一定統(tǒng)計(jì)規(guī)律的模擬隨機(jī)振動(dòng)來進(jìn)行壽命試驗(yàn)。以IEC 61373—2010標(biāo)準(zhǔn)[6]作為設(shè)備沖擊和振動(dòng)性能測(cè)試的主要依據(jù)，其2類試驗(yàn)工況見表4，據(jù)此進(jìn)行仿真分析。

表4 制動(dòng)夾鉗結(jié)構(gòu)壽命試驗(yàn)工況

按照表4所列隨機(jī)振動(dòng)工況，對(duì)制動(dòng)夾鉗結(jié)構(gòu)分別進(jìn)行垂向、橫向和縱向隨機(jī)振動(dòng)響應(yīng)仿真分析。由表可知，垂向隨機(jī)振動(dòng)量級(jí)最大，橫向次之，縱向振動(dòng)量級(jí)大大低于其他兩個(gè)方向。隨機(jī)振動(dòng)仿真應(yīng)力云圖和各向最大RMises應(yīng)力位置應(yīng)力功率譜如圖6和圖7所示。從圖中可以看出，在垂向、橫向和縱向隨機(jī)振動(dòng)工況下，制動(dòng)夾鉗單元最大RMises應(yīng)力分別為29.89 MPa、79.22 MPa和16.53 MPa。

圖6 隨機(jī)振動(dòng)分析應(yīng)力云圖

2.2.2疲勞損傷評(píng)估

疲勞損傷采用Steinberg提出的一種基于高斯分布的應(yīng)力幅值概率分布模型[7]進(jìn)行評(píng)估。該模型將整個(gè)隨機(jī)振動(dòng)過程的應(yīng)力幅值分布離散為3個(gè)區(qū)間，分別對(duì)應(yīng)3個(gè)不同級(jí)別的應(yīng)力，并利用高斯分布的概率密度函數(shù)來單獨(dú)評(píng)價(jià)各級(jí)應(yīng)力水平的出現(xiàn)概率，為工程應(yīng)用提供了一種方便易用的評(píng)估手段。

該模型假設(shè)應(yīng)力變程S服從高斯分布規(guī)律，因此其概率密度函數(shù)P(S)可表達(dá)為：

(5)

圖7 最大RMises應(yīng)力位置應(yīng)力功率譜

隨機(jī)振動(dòng)過程中應(yīng)力響應(yīng)發(fā)生在±1σ,±2σ和±3σ區(qū)間內(nèi)的循環(huán)次數(shù)分別為n1σ,n2σ和n3σ，則隨機(jī)振動(dòng)過程造成的疲勞損傷Z可按下式進(jìn)行評(píng)價(jià)：

(6)

式中：N1σ,N2σ和N3σ分別為1σ,2σ和3σ3個(gè)應(yīng)力水平對(duì)應(yīng)的結(jié)構(gòu)疲勞壽命。n1σ,n2σ和n3σ在總應(yīng)力循環(huán)次數(shù)n中占比分別為68.3%、27.1%和4.33%。

對(duì)于隨機(jī)振動(dòng)過程，單位時(shí)間內(nèi)可能出現(xiàn)應(yīng)力峰值次數(shù)的數(shù)學(xué)期望E可根據(jù)應(yīng)力譜進(jìn)行計(jì)算[8]。

(7)

式中：m2和m4分別為應(yīng)力頻譜密度函數(shù)G(f)的二階和四階譜矩，f為表4中的頻率。mk(k=2,4)的計(jì)算公式為:

(8)

進(jìn)一步可計(jì)算得到：

n=ET

(9)

對(duì)于該制動(dòng)夾鉗單元在隨機(jī)振動(dòng)分析過程中單位時(shí)間T內(nèi)應(yīng)力峰值出現(xiàn)次數(shù)的數(shù)學(xué)期望E可通過圖中的Mises應(yīng)力譜計(jì)算得到，具體見表5。

表5 單位時(shí)間內(nèi)出現(xiàn)應(yīng)力峰值次數(shù)的數(shù)學(xué)期望

一般金屬材料的疲勞壽命N和應(yīng)力σ之間的關(guān)系可用冪函數(shù)表示，即：

Nσm=C

(10)

式中：m和C為與材料相關(guān)的常數(shù)，可通過試驗(yàn)方法獲得。制動(dòng)夾鉗主體所用材料QT600-7在應(yīng)力比為-1時(shí)的疲勞壽命和應(yīng)力關(guān)系測(cè)試結(jié)果如圖8所示。

圖8 QT600-7的σ-N曲線

根據(jù)材料σ-N曲線，可得到各風(fēng)險(xiǎn)(應(yīng)力最大)位置在1σ,2σ和3σ應(yīng)力下的最大許用循環(huán)次數(shù)N1σ,N2σ和N3σ，進(jìn)一步計(jì)算得到各風(fēng)險(xiǎn)位置在累積進(jìn)行5 h隨機(jī)振動(dòng)后產(chǎn)生的疲勞損傷Z，見表6。

表6 風(fēng)險(xiǎn)位置疲勞損傷估計(jì)

由表6可知，該制動(dòng)夾鉗單元在垂向、橫向和縱向隨機(jī)振動(dòng)工況下的最大風(fēng)險(xiǎn)位置累計(jì)的疲勞損傷均遠(yuǎn)小于1，不會(huì)發(fā)生失效破壞。

3 試驗(yàn)驗(yàn)證

組裝完成的制動(dòng)夾鉗單元如圖9所示，對(duì)其分別進(jìn)行功能試驗(yàn)、動(dòng)作疲勞試驗(yàn)和振動(dòng)疲勞試驗(yàn)。

圖9 緊湊式制動(dòng)夾鉗單元實(shí)物

3.1 功能試驗(yàn)

首先進(jìn)行強(qiáng)度試驗(yàn)，向制動(dòng)缸內(nèi)注入不低于800±10 kPa的壓縮空氣，仔細(xì)觀察發(fā)現(xiàn)各零部件未出現(xiàn)任何損壞。然后進(jìn)行高低壓常溫密封性試驗(yàn)，分別向缸內(nèi)注入600±10 kPa和80±10 kPa的氣體，測(cè)得氣體泄漏產(chǎn)生的壓力損失分別為0.92 kPa/(2 min)和0.31 kPa/(2 min)。對(duì)制動(dòng)缸進(jìn)行一次200±10 kPa的充排氣動(dòng)作，測(cè)量閘片托之間減小的距離，連續(xù)測(cè)量5次取得其平均值為大于1.1 mm；進(jìn)行最大調(diào)整量試驗(yàn)，多次充排氣直至閘片托之間距離不再減小，測(cè)得最大調(diào)整量為90 mm。上述試驗(yàn)結(jié)果均滿足技術(shù)要求。

向制動(dòng)缸內(nèi)分別注入100,200,300,400,500和600 kPa的壓縮氣體，測(cè)得閘片托正壓力在技術(shù)要求范圍內(nèi)，如圖10所示。

3.2 動(dòng)作疲勞試驗(yàn)

對(duì)該制動(dòng)夾鉗單元分別進(jìn)行100萬次常用制動(dòng)、10萬次停放制動(dòng)和1萬次手拉緩解試驗(yàn)。試驗(yàn)過程中，觀察夾鉗的各種功能動(dòng)作均正常。試驗(yàn)結(jié)束后檢查制動(dòng)夾鉗單元，其內(nèi)外部零部件未出現(xiàn)脫落、變形和損壞等，對(duì)制動(dòng)夾鉗的閘片托、吊掛、杠桿和殼體等部件進(jìn)行射線探傷檢查，無任何開裂

圖10 閘片托雙側(cè)正壓力

損傷，說明本夾鉗單元具有較強(qiáng)的動(dòng)作疲勞性能，滿足使用壽命要求。

3.3 振動(dòng)疲勞試驗(yàn)

根據(jù)2.2中振動(dòng)疲勞試驗(yàn)工況對(duì)該制動(dòng)夾鉗單元進(jìn)行振動(dòng)疲勞試驗(yàn)，如圖11所示。在垂向、橫向和縱向均以表4規(guī)定試驗(yàn)量級(jí)分別振動(dòng)5 h后，檢查制動(dòng)夾鉗單元的外觀未發(fā)現(xiàn)任何異常，且各零部件未出現(xiàn)開裂等任何損傷，與振動(dòng)疲勞仿真評(píng)估結(jié)果一致，產(chǎn)品滿足振動(dòng)疲勞使用要求。

圖11 振動(dòng)試驗(yàn)臺(tái)

4 結(jié)束語

本文研究表明，地鐵列車用緊湊式制動(dòng)夾鉗單元可在不改變夾鉗設(shè)計(jì)的情況下通過調(diào)整偏心軸杠桿短臂L2的長(zhǎng)度來調(diào)整制動(dòng)夾鉗的制動(dòng)倍率。此外本文在靜強(qiáng)度分析的基礎(chǔ)上引入“三區(qū)間”法對(duì)制動(dòng)夾鉗單元進(jìn)行疲勞損傷評(píng)估，其結(jié)果與振動(dòng)疲勞試驗(yàn)結(jié)果一致，表明“三區(qū)間”法能夠較為可靠地評(píng)估制動(dòng)夾鉗單元的安全性，為制動(dòng)夾鉗單元設(shè)計(jì)時(shí)提供了一種便捷的評(píng)估手段。