廣州地鐵某型車輛一系螺旋鋼彈簧斷裂問題分析

曾 成 陳忠明

(廣州地鐵集團有限公司運營事業總部,510030，廣州//工程師)

金屬螺旋鋼彈簧廣泛應用于地鐵車輛減振元件，在減振降噪方面扮演著重要的角色，對車輛舒適性和安全性也起著重要的作用[1]。

廣州地鐵某型車輛一系懸掛采用螺旋鋼彈簧組結構，在運用過程中出現了鋼彈簧頻繁斷裂問題。月斷簧數量最高達25起。其中，95%發生在內簧。對此，廣州地鐵運營單位建立了鋼彈簧斷裂數據庫，對大量的斷簧特征進行了記錄統計，并多次組織對一系懸掛進行動態測試。

觀察斷裂鋼彈簧斷口可明顯發現：斷裂源、貝紋線及剪切唇等特征。這是典型的疲勞斷裂。運營單位曾數次將斷裂鋼彈簧送第三方機構檢測，但均未找到明確斷裂原因。經檢測，斷裂鋼彈簧的材質及機械性能也均符合相關要求。故推測鋼彈簧在服役過程中出現了超過材料疲勞極限的工況。

目前，關于地鐵車輛一系螺旋鋼彈簧斷裂失效的研究多圍繞材質及彈簧制扁工藝展開討論。以低頻振動下的理想彈簧模型對靜強度及疲勞校核進行計算[2]。在車輛動力學方面，文獻[3-4]對彈簧動態響應及彈簧彈性波動展開了討論。2013年廣州地鐵運營單位組織測試一系螺旋鋼彈簧1.2圈位置的應變，發現有明顯的40～80 Hz頻率作用痕跡。本文在分析統計現場斷裂鋼彈簧特征規律的基礎上，結合一系鋼彈簧在不同頻率位移激勵下的動態仿真結果，分析了鋼彈簧發生疲勞斷裂的原因，并提出了改善措施。

1 一系鋼彈簧的失效統計

統計時間為自2016年7月至2018年1月間。統計內容為廣州地鐵某型車輛的斷簧情況。統計記錄包括斷裂一系鋼彈簧斷口類型、斷口位置、制扁部與有效圈間距等要素。

1.1 斷口類型

鋼彈簧的斷裂均屬于疲勞斷裂。根據斷裂源位置，將斷口分為并圈接觸線斷裂源斷口、簧絲內側斷裂源斷口、多斷裂源斷口等3類。其中，在所有斷口中，并圈接觸線斷裂源斷口占57.1%，簧絲內側斷裂源斷口占40.7%，多斷裂源斷口占2.2%。

1.2 斷裂位置

根據統計結果，斷簧頻次與轉向架是否帶動力無關，與車輛是動車、拖車無關，與斷簧是上端彈簧還是下端彈簧也無關。對鋼彈簧從制扁部端部開始記圈數，統計得到不同斷裂位置的占比(見表1)。由表1可見，斷口位置主要集中在1.0～1.6圈，即主要在第一有效圈斷裂。統計結果顯示，在這個位置的斷簧占總斷簧數的96.7%。

表1 不同斷裂位置的占比

1.3 部分有效圈并圈現象

在分析調研中，還發現了一種的現象：部分一系簧出現了第一有效圈與第二有效圈并圈磨損的現象，并留下了明顯的磨損掉漆現象。但在靜態或低頻振動下，即便AW3(重載)工況下也遠未達到彈簧壓并載荷要求。可見，這點非常反常，是在分析斷簧原因中需著重關注的現象。

2 鋼彈簧強度校核及仿真

從斷簧特征可判斷：鋼彈簧斷裂時，其端圈與第一有效圈的接觸會造成應力集中，從而出現裂紋源；同時，也有大量斷簧的斷裂源在簧絲內側或者外側。這種情況并不能簡單地歸結為端圈接觸線處理及制造工藝的問題。由統計結果可知，斷裂位置絕大部分位于1.0～1.6圈，還沒有出現過超過2.0圈的情況。這說明第一有效圈是整個鋼彈簧運用過程中疲勞累計損傷最嚴重的位置。

對列車運行過程中的軸箱垂向位移進行測試。測試結果見圖1。由圖1可見，一系懸掛的軸箱垂向位移值主要為0～7 mm，幾乎未出現大于10 mm垂向位移；更未發現有超出彈簧設計動載荷的情況出現。

為進一步找到各圈疲勞累計損傷不一致的原因，本研究采用有限元軟件對靜態及動態應力進行仿真分析。

圖1 一系懸掛軸箱的垂向位移

2.1 靜態應力仿真計算

對一系鋼彈簧及橡膠座進行有限元仿真。一系鋼彈簧(內簧)主要參數見表2。

表2 一系鋼彈簧(內簧)主要參數

對靜態AW0(空載)工況下一系鋼彈簧(內簧)切應力進行計算。計算結果顯示，鋼彈簧最大切應力出現在簧絲內側，而彈簧各圈內側位置的應力水平大體相當(見圖2)。靜態下端部第一有效圈并未出現應力明顯比其它圈更惡劣的情況。

圖2 靜態AW0工況下彈簧各圈內側切應力值

2.2 動態應力仿真計算

在鋼彈簧的使用過程中，隨著位移激勵頻率增加，鋼彈簧軸向波動效應將會越發明顯，其應力及位移的傳播并不能再認為是瞬間完成的。在某些頻率激勵下，甚至會出現明顯的節距不均勻現象。彈性波動在螺旋鋼彈簧中的傳遞速度為[5]：

(1)

式中：

c——鋼彈簧彈性波動傳遞速度；

α——螺旋鋼彈簧的升角。

根據式(1)計算可得，c約為36.7 m/s，且彈性波動在彈簧內部軸向傳播時間t=0.007 9 s。

考慮到鋼彈簧橡膠座對200 Hz以上的頻率有較好的吸收作用，且彈簧應變實測中發現明顯的40-80 Hz頻率成分。因此，仿真試驗對鋼彈簧橡膠座底部分別施加了相同幅值的10 Hz和45 Hz正弦位移激勵。圖3～4為鋼彈簧兩端第一有效圈和中間圈(4.5圈位置)內側應力-時間歷程的仿真計算結果。

圖3 10 Hz正弦位移激勵(1.5 mm)下應力-時間曲線

圖4 45 Hz正弦位移激勵(1.5 mm)下應力-時間曲線

如圖4所示，加載45Hz激勵時約為0.008 3s，與前述的理論計算基本一致，驗證了仿真正確性。同時45Hz激勵導致彈簧出現明顯軸向彈性波動，鋼彈簧各圈節距出現不均勻現象，第一、第二有效圈有并圈現象出現。同時，由于彈簧端部約束，波動傳遞到端部時，端部有效圈應力幅比中間圈更大，特別是端部的第一有效圈，其應力幅最大、最早出現疲勞失效。

根據螺旋彈簧疲勞強度驗算公式[6]，安全系數S為：

(2)

式中：

τ0——彈簧在循環載荷下的剪切疲勞強度，此處取0.3倍抗拉強度；

τmin——簧絲最大剪切應力；

τmax——簧絲最小剪切應力。

參照文獻[6]計算可得：當激勵頻率為10 Hz時，彈簧最大應力幅值為10 MPa，S=2.1；當激勵頻率為45 Hz時，彈簧最大應力幅值為90 MPa，S=1.6。可見，45 Hz激勵下彈簧疲勞安全系數明顯下降。

2.3 仿真結果分析

目前，螺旋鋼彈簧設計主要參照EN13906標準。在疲勞計算時，最大應力的計算是依據彈簧軸、橫向位移量或軸、橫向載荷計算得出，未考慮彈簧在一定的頻率激勵下的波動效應。若在實際運用中不可避免的出現高頻激勵，則易造成彈簧設計余量過小或者不足。

3 結論

廣州地鐵某型車一系螺旋鋼彈簧頻繁地出現了斷裂問題，經檢測，未發現材質問題及表面缺陷，推斷為在彈簧服役過程中出現了超過材料疲勞極限的工況所致。

在一系螺旋鋼彈簧的應變測試中發現了40～80 Hz頻率作用痕跡。通過仿真分析，發現40～80 Hz頻激勵將導致明顯的彈簧波動和節距不均勻甚至并圈，使端部第一有效圈應力幅明顯大于中間圈，使端部第一有效圈疲勞失效更早。這與現場情況吻合。目前的鋼彈簧設計未考慮頻率激勵下的波動效應，故在高頻激勵下易出現疲勞斷裂。

采用軌道綜合整治和鋼軌打磨措施，雖能使斷簧情況出現好轉，但治理成本大。在設計選型時應進一步提高螺旋鋼彈簧的疲勞強度，盡量取大安全系數，并適當提高彈簧自振頻率。這才是解決彈簧斷裂問題的根本措施。