高速動車組輪裝制動盤裝配工藝試驗研究

黃 彪，杜利清，金文偉，胡小山

(中車戚墅堰機車車輛工藝研究所有限公司 技術研發中心，江蘇 常州 213125)

制動盤作為高速列車極為關鍵的核心部件，通過與閘片摩擦，可使列車在規定的制動距離內實現減速或停車，其性能直接影響列車的運行狀況和乘客的生命安全。

隨著列車向高速、重載方向發展，盤形制動逐漸成為列車制動的主要形式。對于輪盤制動形式，螺栓一般布置在制動盤摩擦面上，在頻繁制動工況下，螺栓會承受巨大的交變載荷，服役環境惡劣[1]，對制動盤緊固件性能和組裝均提出了較高的要求。輪裝制動盤結構見圖1。

圖1 輪裝制動盤結構

本文首先根據緊固件的服役工況對制動盤緊固件進行設計校核，并確定制動盤螺栓組裝預緊力的范圍；再通過組裝過程模擬試驗，得到最優的組裝工藝參數，確保制動盤緊固件軸向力更精確，分布更均勻，擰緊過程更可靠。

1 螺栓設計計算

制動盤螺栓裝配預緊力直接影響制動盤的性能，如果螺栓預緊力小于規定要求，在工作中盤體與車輪之間則會出現微小滑動，使螺栓受剪或者承受交變彎曲載荷，造成疲勞斷裂。如果預緊力大于規定要求，則疊加外載荷后會超過螺栓材料的屈服極限，產生塑性變形甚至斷裂。因此過大或者過小的裝配預緊力都會影響制動盤螺栓的使用性能，造成螺栓失效。螺栓在設計時按照VDI 2230-1《高強度螺栓鏈接的系統計算-單個圓柱螺栓鏈接》[2]進行校核并確定螺栓的軸向預緊力。本文以某高速動車組輪裝制動盤為例進行計算，螺栓為十二角腰桿結構螺栓，制動盤安裝螺栓數量為12個，沿周向均布，螺栓性能等級為10.9級；螺母采用全金屬十二角花型防松螺母，性能等級為10級。

圖2 制動盤緊固件結構

1.1 螺栓受力分析

1.1.1 軸向載荷

制動盤緊固件軸向載荷主要為制動盤受熱膨脹導致螺栓承受巨大的拉伸載荷，在此通過建立制動盤熱機耦合仿真分析有限元模型，并采用直接法同時獲得制動盤及緊固件溫度場和應力場計算結果。計算選擇某高速動車組最高運行速度下一次緊急制動工況，計算參數見表1。

表1 制動盤及緊固件溫度場和應力場計算參數

通過對制動盤進行熱機耦合仿真計算得到制動盤緊固件在一次緊急制動工況下軸向載荷的變化曲線(圖3)。盤體摩擦面及螺栓螺紋位置溫度變化曲線見圖4。

圖3 制動盤緊固件軸向力變化曲線

圖4 摩擦面及螺栓螺紋位置溫度變化曲線

從而可以得到制動盤緊固件軸向工作載荷為FA=31 kN。

1.1.2 橫向載荷

螺栓上承受的橫向載荷主要為制動摩擦力產生的橫向載荷：

(1)

式中：F1——最大單側制動壓力，取值21.5 kN；

μ1——閘片與盤面摩擦因數，取值0.5；

z——螺栓數量，取值12。

1.2 螺栓最小夾緊力FKerf

考慮制動盤螺栓連接提供的摩擦夾緊必須傳遞制動產生的橫向力,則：

(2)

式中：qF——傳遞橫向載荷的界面數量，取值1；

μTmin——界面處最小附著摩擦因數，取值0.2。

1.3 預緊力損耗Fz

由于接觸表面存在一定粗糙度，在螺栓預緊后，會造成預緊力Fz減少。

(3)

式中：fz——粗糙度影響造成的嵌入量，按照標準取值0.012 5 mm；

δs——連接件彈性柔度；

δp——被連接件彈性柔度。

1.4 最小裝配預緊力FMmin

螺栓最小裝配預緊力計算見式(4)：

FMmin=FKerf+(1-φn)FA+Fz

(4)

式中：FKerf——制動盤緊固件最小夾緊力；

Fz——預緊力損耗；

FA——制動盤螺栓最大軸向工作載荷,取值31 kN。

從而可計算得出FMmin=42.93 kN。

1.5 最大允許裝配預緊力FMzul

VDI 2230-1中給出了允許裝配預緊力計算公式如下：

(5)

式中：A0——最小應力截面積；

v——屈服極限利用率；

RP0.2min——螺栓材料屈服極限；

d0——最小應力截面直徑；

d2——螺紋的中徑；

p——螺距，取值2 mm；

μGmin——最小螺紋摩擦因數，取值0.15。

A0出現在螺栓細桿位置，計算得A0=132.665 mm2；考慮到制動盤螺栓要承受較大的附加應力，在此按照屈服極限利用率為70%進行設計，從而可以計算得到FMzul為73.7 kN。

根據設計原則，設計預緊力FM應滿足：

FMmax=FMmin·αA≤FM≤FMzul

(6)

式中：αA——擰緊系數，取值1.6。

計算得：FMmax=42.93×1.6=68.7 kN≤FM≤73.7 kN，螺栓滿足設計要求。

從而根據公式(6)可確定軸向力設計目標范圍為46.1(73.7/1.6=46.1)～73.7 kN。

1.6 螺栓強度校核

螺栓在服役過程中可能承受的最大軸向載荷FAmax為最大預緊力和最大軸向工作載荷之和，結合上文計算結果可知，FAmax=73.7+31=104.7 kN。從而計算得到螺栓的最大應力為：

(7)

根據有限元計算結果螺栓在服役工況下溫度不超過300 ℃，經試驗測得螺栓材料在300 ℃條件下屈服強度大于800 MPa，故螺栓強度滿足設計要求。

2 制動盤螺栓擰緊試驗

為了使制動盤螺栓在擰緊過程中獲得精度更高、離散更小的預緊力，進行以下一系列試驗驗證。

2.1 試驗設備

本文采用螺栓超聲波軸力測試設備進行模擬組裝試驗，該設備可在不破壞螺栓本身前提下實時地對螺紋緊固件擰緊的全過程進行系統的動態測量，根據在彈性階段螺栓軸力與螺栓伸長量成線性變化原理，通過實時采集超聲波飛行時間(同一溫度下超聲波飛行時間與螺栓伸長量成正比)，根據前期標定建立的螺栓伸長量與軸向力的關系曲線間接計算出螺栓軸向力。另外考慮到溫度變化導致超聲波飛行時間的變化，為了有效地消除溫度因素的影響而非螺栓受力拉伸形成的超聲波延遲，該設備引入了溫度補償功能。

2.2 組裝工藝參數確定

2.2.1 擰緊順序

輪裝制動盤由12套緊固件將兩片盤體組裝在車輪上，如果組裝時螺栓擰緊順序不當，由于連接件之間相互影響的作用，先擰緊的螺栓預緊力在后續螺栓擰緊過程中會出現預緊力衰減的現象，嚴重影響零部件之間的連接效果。

文獻[3、4]表明采用交叉擰緊的螺栓預緊力離散較順序擰緊更小，并給出了交叉擰緊方法，如果螺栓數量為12個，可確定螺栓擰緊順序為1-7-10-4-12-6-9-3-11-5-8-2。同時本文也進行了驗證，圖5為試驗結果，螺栓依次擰緊后測得的螺栓軸向力用不同顏色展示。從圖中可以看出后續螺栓擰緊過程中，先擰緊的螺栓預緊力會出現微小波動，但軸向力衰減不超過2%，考慮到螺栓在擰緊之后本身會出現應力松弛現象，故可認為采用該擰緊順序基本可以消除螺栓之間的相互影響。

圖5 制動盤螺栓擰緊過程軸向力變化曲線

2.2.2 潤滑方式

文獻[5]表明對于有效力矩型防松螺母，采用MoS2類潤滑脂潤滑效果優于潤滑油類潤滑效果，扭矩系數穩定性最好。不做任何潤滑時扭矩系數散差最大。為了獲得更穩定的擰緊效果，采用MoS2潤滑脂進行潤滑。

2.2.3 擰緊轉速

擰緊轉速與摩擦因數存在以下經驗公式[6]：

μ=μ0e-cv

(8)

式中：μ0——靜摩擦因數；

v——轉速；

c——常數。

可以看出，轉速較低時，摩擦因數較大；相反，轉速越高，摩擦因數越小，扭矩系數越小，從而擰緊扭矩轉化成的軸向力越大，另外在生產中較高的轉速可提升效率，但是轉速過高，也會造成螺紋摩擦副的咬死失效或出現黏滑現象[7]，尤其對采用有效力矩型防松螺母時，擰緊轉速過高出現咬死的概率更大。選擇合適的擰緊轉速至關重要，本文通過大量的試驗驗證選用5 r/min的擰緊轉速進行擰緊時，螺栓螺母出現咬死的概率較低，扭矩系數更穩定。

2.3 扭矩法擰緊試驗

2.3.1 擰緊參數確定

前文已經通過計算得出制動盤螺栓擰緊目標軸向力范圍為46.1～73.7 kN。通過在扭矩系數試驗機上獲得制動盤螺紋副扭矩系數范圍分布在0.140～0.180之間，通過公式(4)可計算得到擰緊扭矩范圍為132～165 N·m，取150 N·m作為扭矩法擰緊時額定扭矩進行擰緊試驗。

2.3.2 試驗結果及分析

根據上述確定的工藝參數進行擰緊試驗，對擰緊過程進行動態測試，記錄軸向力、扭矩、轉角等試驗數據，軸向力和扭矩試驗結果見表2，擰緊過程軸向力、扭矩隨角度的變化曲線見圖6。從試驗結果可以看出，采用扭矩法進行擰緊時制動盤螺栓軸向力分布范圍為54.51～70.16 kN，平均軸力為60.36 kN，滿足預期設計要求。

圖6 扭矩法擰緊過程曲線

表2 扭矩擰緊過程試驗數據

從圖6擰緊曲線看出，擰緊過程主要分為3個階段：第一階段為克服鎖緊力矩擰緊階段，擰緊扭矩成水平直線，數值與螺母鎖緊力矩保持一致，螺栓軸向力為0；第二階段為貼合階段，擰緊扭矩和軸向力均逐漸增大，直至完全貼合；第三個階段為擰緊階段，該階段螺栓軸向力與擰緊角度成線性關系，直至完全擰緊。擰緊曲線與鎖緊螺母特性保持一致。

2.4 轉角法擰緊試驗

2.4.1 轉角法擰緊參數確定

轉角法主要由起始扭矩和轉角兩部分確定，起始扭矩將螺栓和螺母充分貼合，貼合過程見圖6第二階段，從圖中及試驗數據可以看出扭矩在大于40 N·m之后，軸向力隨角度增加基本成線性變化。為了分析起始扭矩對轉角法擰緊結果的影響，并為了達到預期的軸向力，對不同的貼合扭矩制定相應的轉角參數，轉角法參數(以扭矩+轉角表示)共7種，分別為40 N·m+45°、45 N·m+42.8°、50 N·m+40.5°、55 N·m+38.3°、60 N·m+36°、70 N·m+31.5°、80 N·m+27°進行擰緊試驗。其中不同起始扭矩對應的轉角分別通過對圖6擰緊曲線數據分析得出。

2.4.2 試驗結果及分析

擰緊順序、潤滑方式和擰緊轉速控制與扭矩法保持一致，分別按照上述轉角法參數進行擰緊試驗，試驗過程中記錄軸向力、扭矩等試驗數據，擰緊后各參數下螺栓軸向力試驗結果見表3。從試驗結果可以看出，幾種轉角法參數下螺栓軸向力的平均值也均與目標軸向力基本一致，軸向力的變化范圍也均滿足預期設計要求。

為了對比不同參數下軸向力的離散性，同時為了消除平均值的影響，采用變異系數進行離散度對比和評定，變異系數越小表示軸向力離散度越小。變異系數用公式(9)計算，計算結果見表3。

表3 不同的轉角法參數工況下軸向力試驗結果及分析

(9)

式中：Cv——變異系數；

σ——均方差；

μ——平均值。

不同擰緊參數下軸向力變異系數曲線見圖7。圖中將扭矩法看成是一種極端的轉角法，即150 N·m+0°進行統計，從計算結果和曲線可以看出貼合扭矩為50 N·m時，軸向力變異系數最小為0.041，極差為7.563 kN，軸向力分布更集中，離散性最低，且螺栓軸向力平均值為61.339 kN，符合預期設計目標。

圖7 不同轉角法參數下變異系數變化曲線

從變異系數曲線可以看出，變異系數隨著起始扭矩從40 N·m增大至80 N·m過程中先減小后增大，這主要是由于扭矩為40 N·m時，緊固件仍未完全貼合，其離散性較大；而之后超過50 N·m之后，緊固件雖已完全貼合，但起始扭矩越大，其受扭矩系數變化的影響越大。這也是扭矩法擰緊時螺栓軸向力離散最大的原因。

綜上所述，為了獲得更精確、離散度更小的螺栓軸向力，提高制動盤緊固件的安全可靠性，選擇轉角法參數為50 N·m+40.5°作為制動盤緊固件擰緊工藝更為合適。

3 結論

(1) 本文首次提出并采用有限元方法對制動盤緊固件進行服役工況下的承載計算，并按照VDI 2230-1為設計輸入準則對緊固件進行設計，得到制動盤螺栓軸向預緊力設計范圍為46.1～73.7 kN，提高了制動盤緊固件設計精度。

(2) 采用扭矩轉角法擰緊較采用扭矩法擰緊時制動盤螺栓軸向力精度更高，散差更小。

(3) 針對該制動盤緊固件，貼合扭矩50 N·m時，螺栓軸向力變異系數最小，軸向力分布更均勻。根據計算的目標軸向力，確定50 N·m+40.5°作為制動盤螺栓扭矩轉角法擰緊控制參數。