地鐵列車轉向架軸箱吊耳斷裂原因分析

成勇亮

摘要：近年來，隨著開通地鐵的城市越來越多，地鐵車輛上線運營數量也呈現猛增趨勢。地鐵車輛自身的安全問題至關重要，而轉向架作為地鐵列車的關鍵部件，其零部件失效對于行車安全的影響更加巨大。本文以西安地鐵2號線轉向架軸箱吊耳斷裂為案例，著重對其斷裂原因進行分析，并找出其結構優化的方向。

關鍵詞：轉向架軸箱吊耳;斷裂失效;斷裂原因分析;線路測試

0? 引言

地鐵列車轉向架是支撐列車運行的一個重要部件，而轉向架軸箱吊耳作為地鐵轉向架一系懸掛系統中的重要部件，其一般在一系懸掛系統被吊起時起到一定的保護作用，這就要求此吊耳具有合理的結構，具有一定的結構強度，且動、靜剛度合理，這樣才能在轉向架的復雜工況下起到應有的保護作用。

1? 情況介紹

2018年6月，西安地鐵2號線車輛日檢時轉向架軸箱吊耳斷裂，該列車運營公里數34萬公里。

2? 原因分析

基于目前轉向架零部件時效斷裂的相關情況，進行如下幾個方面的分析：

2.1 結構分析

該轉向架軸箱吊耳采用18mm厚度整體機加而成，后噴漆進行防腐處理。使用符合標準的螺栓緊固安裝于軸端軸箱，安裝結構已經得到廣泛使用，科學可靠。

該軸箱吊耳采用GB/T700-2006中的Q235B材質，其材料屈服強度225MPa，疲勞需用應力110MPa。對斷裂軸箱吊耳進行理化分析，由金象分析的結果可以看出，此吊耳金屬晶粒細小、鐵素體、珠光提分布均勻。結果其材質符合Q235B材質的要求，材料無冶金缺陷，符合相關材料標準要求。

2.2 工況分析

2.2.1 吊耳結構在各個工況下的受力進行仿真分析

軸箱吊耳的主要作用是在車輛整體起吊的過程中限制一系懸掛的變位。因此起吊工況是軸箱吊耳的主要工作工況。除正常的工作工況外，軸箱吊耳需要承受來自軸向的震動。針對軸箱吊耳在不同工況下的受載荷情況，對其在三個工況下的受力進行仿真分析，分析結果如下：起吊工況：載荷：2t、最大應力值：178MPa;沖擊工況：載荷：三向1000m/s2、最大應力值：100MPa;振動疲勞工況：載荷：三向：垂向300m/s2，橫向270m/s2，縱向135m/s2、最大應力值：100MPa。

從上述方針結果可的吊耳承受起吊工況和沖擊工況時，期最大應力值均低于軸箱吊耳自身Q235B自身屈服強度225MPa。而振動疲勞工況下其最大應力同樣小于其疲勞需用應力110MPa。

由此初步分析在上述三種常見工況下，引起軸箱吊耳斷裂的條件均不滿足。

2.2.2 車輛震動

經過對相關文獻進行查閱得知，車輛運行過程中的振動可能是引起轉向架相關部件斷裂的原因之一。其中引起地鐵車輛振動的因素有多種，但是軸箱吊耳承受的震動主要來自軸箱振動。對轉向架軸箱及安裝掉進行震動工況檢測，其檢測結果如表1。

基于上述仿真分析，初步判定是由于遠超設計標準的震動，造成了軸箱吊耳在部分波磨區段（波磨頻率與軸箱吊耳自振頻率相近）發生了共振，最終造成軸箱吊耳疲勞斷裂。

對于本案例，軸箱吊耳斷口證明其為疲勞斷裂，受力分析顯示只有震動可能導致軸箱吊耳出現疲勞斷裂，初步判斷軸箱吊耳斷裂原因為超常震動導致的疲勞斷裂。

3? 驗證測試

3.1 測試方案

為了驗證上述推測，建議對車輛進行線路測試，測試軸端及軸箱吊耳的震動加速度，測試軸箱吊耳的動態應力及車輪的徑向跳動。其初步測試方案如下：

①選用出現軸箱吊耳斷裂的列車作為測試對象;

②對該列車的輪對進行徑向跳動測試，掌握輪對徑向跳動情況;

③根據其他項目的軸端震動情況設計新方案吊耳，生產4個樣件（分別為1號樣件、3號樣件、5號樣件、7號樣件），與舊方案吊耳進行對比測試;

④對該列車一個轉向架的輪對進行鏇修，并將新軸箱吊耳和舊軸箱吊耳各兩個安裝在該轉向架上，同時將新軸箱吊耳和舊軸箱吊耳各兩個安裝在未鏇修的轉向架上;

⑤測試新軸箱吊耳和舊軸箱吊耳的振動加速度及動態應力，對比輪對徑向跳動、不同區段線路狀態、新舊軸箱吊耳對軸箱吊耳振動及動態應力的影響。

3.2 試驗依據

①《UIC 615-4-2003 動力單元 轉向架及傳動裝置 轉向架構架強度試驗》。

②《UIC 515-4? 客運車輛轉向架-走行部轉向架構架結構強度試驗》。

③《IIW-1823-07/XIII-2151r4-07/XV-1254r4-07》。

3.3? 測試時間和地點

西安地鐵2號北客站至韋曲南區間，全程53公里，試驗時間：2018年XX月XX至2018年XX月XX日。

3.4 試驗對象

西安地鐵二號線轉向架軸箱吊耳，共有三種方案。其中方案二軸箱吊耳2個分別安裝在1號軸箱和5號軸箱，方案一軸箱吊耳安裝在3號軸箱，方案三軸箱吊耳安裝在7軸箱。軸箱吊耳的材料性能，如表3所示。

3.5 試驗設備

本試驗數據采集設備采用德國HBM公司的eDAQ數據采集系統。如表4所示。該產品具有高測試精度和強抗干擾能力，試驗過程中動應力數據采樣頻率為2KHz。

以上設備經國家檢定單位校準，且在計量有效使用期之內。

3.6 各軸箱吊耳測試應力幅值

各軸箱吊耳測試應力幅值如表5所示。

3.7 疲勞評估

疲勞評估采用Miner線性疲勞累計損傷法則和NASA針對變幅加載條件所推薦的S—N曲線形式計算等效應力幅，采用這一方法可使各級應力水平產生的損傷均得到合理的考慮，并使評估結果略偏保守。等效應力幅的計算公式如下：

式中各符號說明如下：

L——規定使用年限內的總運用公里數，這里為375萬公里;

L1——實測動應力時的運行公里數;

σai——各級應力水平的幅值（8級譜有8個σa值）;

ni——與各級應力水平對應的應力循環次數，即各測點應力譜中各級應力的出現次數;

m——各個大應力測點所在部位的S-N曲線方程的指數。

疲勞評估時所采用的疲勞強度均與99%的可靠度相對應，吊耳的疲勞許用應力幅，根據《IIW-1823-07/XIII-2151r4-07/XV-1254r4-07》，Q235號鋼的疲勞極限為58MPa，鋁型材的疲勞極限為25.4MPa。

經過計算各吊耳的每個測點等效應力如表6所示。

3.8 測試結論

①根據表6所示的計算結果顯示，3號吊耳（方案一鋼結構）的最大等效應力為93.5MPa，超過的Q235號鋼的疲勞極限，不滿足375萬公里的壽命里程要求。

②7號吊耳（方案三鋁結構20mm）的最大等效應力為18.36MPa，低于鋁的疲勞極限，滿足375萬公里的壽命里程要求。

③1號吊耳和5號吊耳（方案二鋁結構25mm）的等效應力低于鋁的疲勞極限，滿足375萬公里的壽命里程要求。

鋼結構吊耳應力的主要頻率成分為249Hz，鋁結構20mm吊耳應力的主要頻率成分為445Hz和515Hz，鋁結構25mm吊耳應力的主要頻率成分為436Hz和449-582Hz。

通過以上測試結果的分析，基本驗證了軸箱吊耳斷裂是由于轉向架運行中的振動引起的軸箱吊耳共振造成的。由于軸箱吊耳承受了遠超設計標準的震動，并在部分波磨區段發生的共振，長時間作用下，造成軸箱吊耳的疲勞斷裂。

4? 結論

本文以西安2號線轉向架軸軸箱吊耳斷裂作為研究案例，通過對斷裂吊耳的結構、材料、工況進行分析，結合已有的振動疲勞理論及振動測試和仿真結果，基本確定，此軸箱吊耳斷裂原因基本為轉向架振動引起的軸箱吊耳共振超出設計標準，造成軸箱吊耳的疲勞斷裂。為驗證此論斷，特制定了測試方案，對車輛進行線路測試，制作新舊吊耳，測試吊耳的動態應力，從而驗證了此論斷。

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