某型動車組轉向架撒砂裝置螺紋連接系統安全可靠性研究

王 奭

(中國鐵路青藏集團有限公司, 青海 西寧 810007)

轉向架撒砂裝置的作用是增加雨、雪天氣輪軌黏著性，保障列車行車安全。撒砂裝置采用螺紋連接安裝到軸箱體上，由于受到劇烈地輪軌振動激擾作用，系統評估螺紋連接的安全性和可靠性至關重要，為獲取螺紋連接受到的工作載荷，本文對撒砂裝置進行了隨機響應分析，并提取螺紋連接工作載荷作為系統評估螺紋連接安全性和可靠性的輸入條件。

隨機響應采用頻域方法進行分析，以加速度功率譜密度的形式輸入激勵載荷，并以功率譜密度的形式輸出螺紋連接工作載荷，VDI 2230—2003eGermanAssociationofEngineers標準[1](以下簡稱“VDI 2230—2003e標準”)應用于實踐超過40年，提供了一整套計算和評估螺栓連接的方法和步驟，被高度認可和廣泛引用，本文基于VDI 2230—2003e標準系統評估了螺紋連接的安全性和可靠性。結果表明，車輪鏇修可有效改善螺紋連接的性能。

1 有限元模擬

1.1 建立有限元模型

某型動車組轉向架撒砂裝置主要包括安裝臂、排障板托架、加熱裝置及管線等部件，各部件主要由薄壁焊接構件組成，并由4個M20螺栓安裝在軸箱體上，見圖1(a)。建立有限元模型見圖1(b)，主體結構采用ABAQUS軟件中的Shell單元S4和Solid單元C3D8R；安裝臂與托架之間的螺栓連接分別以Beam單元B31模擬螺栓，以MPC Beam模擬連接；安裝臂座螺栓與安裝臂座之間、安裝臂座與軸箱體之間均采用接觸，螺栓與軸箱體之間的螺紋連接采用綁定模擬。軸箱體與車軸之間為軸箱軸承，采用Hinge連接模擬兩者之間的轉動；采用Busing連接模擬轉臂節點，并設置轉臂節點的剛度。

1.2 模態計算與驗證

模態是結構的固有屬性，通過計算或試驗分析的方法可獲得結構的固有頻率、振型等模態參數。在忽略阻尼的情況下，結構的模態參數可通過下式求解[2]

(K-ω2M)φ=0

( 1 )

式中：K為剛度矩陣；M為質量矩陣；ω為固有頻率；φ為模態矩陣。

利用ABAQUS軟件進行模態計算，計算結果見圖2。模態試驗在現車安裝狀態的撒砂裝置上采用小錘錘擊激勵的方法開展，加速度傳感器根據模態計算的振型結果進行布置。前4階固有頻率的模態計算和測試結果對比見圖3。由圖3可知，模態計算和測試結果基本相同，其中1階頻率相差18.98 Hz，誤差為10.80%。

1.3 隨機響應計算與分析

對于一個具有N自由度的結構，在隨機載荷y(t)的作用下，頻域內的動力學方程為[3-5]

(-ω2M+jωC+K)X(ω)=Y(ω)

( 2 )

式中：C為阻尼矩陣；X(ω)為頻域內位移響應向量；Y(ω)為y(t)在頻域內的載荷向量。

采用模態疊加法對撒砂裝置進行隨機響應分析，考慮其在自重及螺栓預緊條件下的振動響應，分析步驟依次為靜強度計算、模態計算、隨機響應計算。首先在靜強度計算中考慮重力及螺栓預緊力的影響，然后進行考慮預應力的模態計算，最后基于模態疊加法進行隨機響應計算[6-9]。在軸箱體與車軸配合部位施加垂向和橫向加速度功率譜密度(ASD譜)作為激勵見圖4。由圖4可知，鏇修能夠明顯改善輪軌作用狀況，減小振動沖擊載荷。

撒砂裝置隨機響應計算與螺紋連接工作載荷提取及系統評估流程見圖5，首先由加速度實測數據轉換成加速度功率譜密度，然后作為激勵求解系統的響應，并根據系統響應提取螺接結構的工作載荷，由于線路載荷是隨機的，因此，此處工作載荷為均方根值，最終對螺接結構進行系統評價。

1.4 螺紋連接工作載荷計算結果

車輪鏇修前后4個螺紋連接的工作載荷見表1、表2及圖6，由表及圖可知，鏇修極大地減小了螺紋連接的工作載荷。以垂向加速度載荷作用下前端內側螺栓為例，軸向工作載荷由鏇前33 174.80 N減小至鏇后2 538.87 N，減小約92%；橫向工作載荷由鏇前16 492.14 N減小至1 678.43 N，減小約90%；彎矩由鏇前504 449.96 N·mm減小至鏇后62 204.23 N·mm，減小約88%。

表1 車輪鏇修前螺紋連接工作載荷

2 螺紋連接系統評估計算

2.1 VDI 2230—2003e標準計算

采用VDI 2230—2003e標準評估螺紋連接，首先應簡化結構，分離出單個螺紋連接計算對象，見圖7，然后按照下述步驟開展螺紋連接系統評估計算[5，10-14]。

表2 車輪鏇修后螺紋連接工作載荷

Step1將公稱直徑、強度等級、擰緊力矩以及被連接件尺寸與材料參數等作為輸入參數。

Step2采用顯示扭力的扳手擰緊螺栓，擰緊系數αA= 1.6。

Step3確定最小預緊力FKerf，利用擰緊產生的靜摩擦力傳遞橫向載荷

( 3 )

式中：FQ為橫向載荷；qF為接合面的數目，取1；μT為接合面摩擦系數。

Step4計算載荷系數φ

由于螺栓軸線與接合面中心線重合，螺栓軸向距離Ssym=0，載荷系數為

( 4 )

式中：n為載荷引入系數，表示載荷沿螺栓軸線的作用位置對載荷系數計算的影響；δS為螺栓軸向柔度；δP為被連接件軸向柔度，可首先將螺栓或被連接件簡化為圓柱或圓錐，然后根據柱體或椎體柔度的計算公式進行計算。

(1) 螺栓柔度δS計算

根據VDI 2230—2003e標準，將全螺紋螺栓分為頭部、連接和配合三部分，柔軟系數的計算式為

δS=δSK+δGew+δGM

( 5 )

(2) 被連接件柔度δP計算

被連接件包含止轉墊片、彈簧墊圈和鋼管三部分，根據VDI 2230—2003e標準，表征螺栓預緊載荷作用最大范圍的極限直徑通過下式計算

DA,Gr=dW+2·lK·tanφE

( 6 )

由于dW

Step5預緊力變化FZ

擰緊過程，被連接件之間的粗糙峰被壓平，預緊力會有所減小，減小值為

( 7 )

式中：fZ是螺栓、螺母和被連接件接合面壓緊粗糙峰后的浸入量，可查閱相應表格確定。

Step6確定預緊力FMzul

由于已經確定擰緊力矩MA，FMzul根據下式確定

( 8 )

式中：P為螺距；d2為螺栓節圓直徑；DKm為螺栓頭部或螺母壓緊面有效直徑；μG為螺紋配合部位摩擦系數；μK為頭部壓緊面摩擦系數。

Step7計算工作應力σred,B

總螺栓軸向載荷

FSmax=FMzul+φFAmax

( 9 )

最大拉伸應力

(10)

式中，A0是螺栓最小斷面面積。

最大扭轉應力

(11)

式中：MG是由于擰緊而產生的扭矩；WP是抗扭截面系數。

工作應力

(12)

屈服安全系數

(13)

Step8計算疲勞應力σab

(14)

式中：將螺紋連接受到的疲勞載荷等效為正弦載荷，σSAbo、σSAbu分別為正弦載荷上限值、下限值作為軸向工作載荷引起的螺栓應力。

疲勞安全系數

(15)

式中：σAS為螺栓疲勞極限值。

Step9計算表面壓力pmax

裝配狀態

(16)

式中：Apmin是最小接合面接觸面積或考察的接合面接觸面積。

工作狀態

(17)

式中：FSAmax是軸向工作載荷在螺栓上的分量，即式( 9 )中φFAmax。

抗壓安全系數

(18)

式中：pG為材料的抗壓強度；pM/Bmax取pMmax和pBmax的大值。

Step10抗滑移安全系數SG和剪切應力τQmax

工作狀態，殘余預緊力最小值為

(19)

傳遞橫向載荷所需的預緊力為

(20)

安全系數

(21)

如果橫向作用力克服了靜態摩擦力，就出現了橫向滑移，此時需要校核剪切應力是否超出許用剪切應力τB

(22)

式中:Aτ為承受橫向載荷時螺栓的抗剪截面積。

2.2 計算結果及分析

根據Step1～ Step10，計算得到圖8車輪鏇修前后撒砂裝置安裝座4個螺紋連接的安全系數。

由圖8可知：

(1) 車輪鏇修前后，螺栓屈服安全系數SF>1.0，即螺栓不會發生屈服失效。

(2) 車輪鏇修前，前端內側等部分螺栓疲勞安全系數SD<1.0，即螺栓持續受載情況下，會發生疲勞損傷；車輪鏇修后，所有部位的螺栓疲勞安全系數SD>1.0，螺栓不會發生疲勞。

(3) 車輪鏇修前，抗滑移安全系數SG<1.0，螺接結構會出現滑移；車輪鏇修后，安全系數SG>1.0，螺接結構不會出現滑移。

(4) 在車輪鏇修前后抗壓安全系數Sp和抗剪安全系數SA均>1.0，滿足要求。

3 結論

本文研究了撒砂裝置有限元模型模態方法，并以車輪鏇修前后的線路實測數據作為有限元計算的邊界條件，提取螺紋連接受到的等效正弦載荷，最后根據VDI 2230—2003e標準系統評估了螺紋連接性能，定量給出了各項安全系數。結果表明：(1)車輪鏇修前后，螺栓屈服安全系數、抗壓安全系數和抗剪安全系數等均滿足要求，螺栓疲勞安全系數和螺紋連接抗滑移安全系數由<1.0變為>1.0；(2)螺栓疲勞性能有較大改善，且被連接件之間不再發生滑移；車輪鏇修對改善螺紋連接的安全性和可靠性，效果顯著。(3)所形成的流程和方法對除撒砂裝置之外的其他車輛安裝設備螺紋連接計算和評估具有指導意義。