動車組動力車減振器座及焊縫疲勞壽命評估

楊 帆，柴學彬，高 翔，張 昭

（1.中車大連機車車輛有限公司 機車開發部，遼寧 大連 116022；2.大連理工大學 工業裝備結構分析國家重點實驗室，遼寧 大連 116024）

減振器座是動車組車體結構中連接減振器與車體減振器座梁的重要結構，其服役性能會直接影響車體的振動狀態、穩定性和安全性。減振器與車體減振器座梁結構之間主要通過焊接的方式進行連接，在減振器連接位置存在大量焊縫，而焊縫的設計形式會對結構的服役安全產生重要影響。因此，為保證減振器座及其周圍車體結構的服役安全，需要對焊縫進行疲勞壽命評估，并設計合理的焊縫形式，確保減振器座結構滿足疲勞壽命要求。減振器主要包括橫向、縱向和抗蛇形減振器，其中，橫向減振器主要用來減緩和降低車體結構橫向振動，保證動力車結構強度和疲勞強度的安全可靠。針對結構強度和疲勞強度的分析，目前采用的依據主要包括TB/T 2541—2010《機車車體靜強度試驗規范》，BS EN 12663-1—2010《Railway applications-Structural requirements of railway vehicle bodies》，TB/T 3548—2019《機車車輛強度設計及試驗鑒定規范總則》等相關標準［1-5］。

結合車體結構確定焊縫連接形式是制定車體焊接工藝的重要依據，焊縫形式的變化也會反過來影響車體結構的設計。隨著焊縫的出現及其形式的變化，焊縫附近的材料會出現疲勞強度等力學性能的改變［6-7］，因此，有必要研究焊縫形式與結構疲勞強度的關聯性。姜錫輝［8］運用多體動力學軟件仿真模擬獲得了轉向架各結構在20 s 內的載荷歷程，分析比較了不同焊縫形式下結構的疲勞壽命，結果顯示T 型接頭中HV 型焊縫的疲勞壽命大于HY 型焊縫的疲勞壽命，從而優化了轉向架結構處的焊縫形式。茹常樂等［9］通過建立等效應力與疲勞強度干涉模型分析了地鐵轉向架結構的可靠性，采用雨流計數法獲得了各類載荷的載荷譜，基于Miner 疲勞累積損傷準則對轉向架構件焊縫的疲勞壽命進行了預測，預測結果與試驗結果相吻合，驗證了預測模型的可靠性。周張義等［10］基于實測應力構建了Q345鋼焊縫的疲勞曲線（S-N曲線），研究成果可用于疲勞壽命分析以及轉向架焊接部位的耐久性評定。文孝霞等［11］采用靜強度分析法研究了單軌車輛轉向架的焊縫，并進一步采用準靜態應力分析法對轉向架電機箱處不同焊縫形式的疲勞壽命進行了分析和評估，結果顯示T 型接頭采用HV 型焊縫比單面角焊縫的疲勞壽命提高了69.6%，結構疲勞強度明顯提高。謝素明等［12］依據名義應力法和結構應力法研究了矩形管接頭焊縫的應力分布以及疲勞問題，并基于2 種方法分析了焊縫的應力因子，結果表明焊縫拐角焊趾處的應力值最大，與試驗中接頭疲勞失效的位置一致，并且此處的應力因子較大，為高應力等級。

通過以上研究成果發現，針對焊縫疲勞的分析主要依據的是相關規范對工況的標定以及國際焊接學會（International Institute of Welding，IIW）等制定的焊縫疲勞標準。其中，IIW 設計規范包含了目前眾多疲勞分析的科學方法，如名義應力法、熱點應力法和缺口應力法等，并且進行了不同材料性質的試驗和數據整理，總結了多種材料的疲勞特征參數。從疲勞原理、計算方法、結構評估、壽命修正、質量保證措施等方面系統闡述了疲勞設計的相關知識點，是機車部件以及焊縫疲勞壽命計算的重要依據之一，在車輛的疲勞計算中被廣泛應用［13-18］。目前，基于載荷譜預測車體結構全壽命周期的疲勞設計研究較少，但這是未來車體結構疲勞設計的發展趨勢。

本文在某型號動力集中式動車組動力車（簡稱“動力車”）運行過程中實際測量獲得的載荷譜基礎上，基于Miner 疲勞累積損傷理論和相關行業標準，對某型號動力車橫向減振器座以及焊縫進行了全壽命疲勞分析和預測，并針對焊縫形式進行了設計，在滿足車體900 萬km 安全運行的前提下，提高焊縫連接的可靠性。

1 計算模型

建立某型號動力車橫向減振器局部模型如圖1所示。圖中放大部位為減振器座與焊縫位置。

圖1 橫向減振器局部模型

邊界條件可按照局部模型的位移約束條件施加，在邊梁的截面部位施加縱向和垂向位移約束，在橫梁截面位置施加橫向和垂向位移約束，如圖2所示。同時考慮垂向和橫向載荷，兩者均根據實際試驗中獲得的動應力測試數據，通過結構自重和重力加速度計算得到。垂向載荷為±0.25g（g為重力加速度），并與重力加速度1g疊加，為1.25g和0.75g，即129.2 和77.5 kN；減振器座上的橫向載荷取卸荷力的1.5 倍，卸荷力取10 kN，即橫向載荷為±15 kN；考慮二系彈簧橫向力，±5.67 kN×2=±11.34 kN；慣性載荷取±0.2g。

圖2 載荷施加位置及方式

有限元計算結果的精度受計算模型網格密度的影響較大。以本文計算模型為例，隨著網格密度增加，整體結構剛度減小，計算的位移解可逐漸趨近真實解，即在較小的網格尺寸下計算出的位移解與實際較為一致；但是較小的網格存在明顯的應力集中問題，且由于應變片具有一定的結構尺寸，有限元模型和試驗測量位置的應力選點完全一致也存在困難，因此較小的網格無法保證應力計算值的精度，即有限元計算存在應力網格敏感性問題。

通過應變片上設置的測量長度在施加載荷前后的變化量，可以獲得測量點處的應變值，有限元模型中可以根據測得的應變值計算出測量點的應力值，以避免有限元計算中的應力網格敏感性問題，計算式為

式中：σ為測量點處應力值，MPa；E為減振器座材料的彈性模量，200 GPa；uSp和uEp分別為選取路徑起始點和終止點的位移；L為所選擇測量點處的路徑長度。

2 試驗測量與載荷譜

為了驗證所建立計算模型的準確性，將應變片和應變花粘貼在動力車橫向減振器座與梁的連接處，通過測量應變片位置處位移變化獲得動力車運行過程中的載荷譜，進而計算動力車減振器座及焊縫位置的疲勞壽命。應變片和應變花粘貼位置在模型中的示意圖及試驗實物放大圖如圖3所示。圖中：黑色圓圈標識處即減振器座結構位置。

圖3 減振器座處的應變片及應變花

通過應變分析可以獲得與水平方向呈任意夾角φ方向上的應變值［19］，亦可得到主應力值及其主方向夾角，計算式分別為

式中：εx，εy和γxy分別為測量點處沿x和y方向的線應變及對應的剪應變；εφ為任意角度的線應變；ε1和ε2為主應變；φ0為主方向夾角。

針對實車線路進行應變測量，根據應變片和應變花所測得的數據，獲得減振器座根部附近的應變值和應力值；通過模擬試驗確定實車線路測量的應變數據所對應的載荷水平，并通過雨流計數法得到16 級分級載荷和對應的循環次數，進而得到機車運行3 600 km 過程中減振器座的載荷譜如圖4所示，圖中N為循環次數。由圖4可知：在機車運行過程中，隨著載荷數值的減小，減振器座所承受載荷出現的頻次逐漸增加。

圖4 減振器座載荷譜

3 疲勞累積損傷和全壽命里程計算

基于線性累積損傷準則（Palmgram-Miner 準則），定義損傷和累積損傷［20］，即

式中：Di為某應力水平Si下的疲勞損傷；Ni為某應力水平Si下的疲勞壽命；D為累積損傷。

減振器部件的材料為Q460E，減振器座母材的抗拉強度為550 MPa。對于母材，使用2×106次循環下疲勞強度極限值為160 MPa 的S-N曲線進行累積損傷計算，簡稱FAT160，此時，S-N曲線由2 段直線表征，2×106次循環對應的S-N曲線斜率為-3，107次循環對應的S-N曲線斜率為-5，可分別得到母材2個不同階段循環次數N1和疲勞強度S1之間的關系曲線，即

根據標準TB/T 3548—2019，減振器座焊接接頭選擇323 型，對于焊縫，采用2×106次循環下疲勞強度極限值為90 MPa 的S-N曲線進行累積損傷計算，簡稱FAT90，此時，S-N曲線由2 段直線表征，2×106次循環對應的斜率為-3，107次循環對應的斜率為-5，可分別得到焊縫2 個不同階段循環次數N2和疲勞強度S2之間的關系曲線為

因此，可根據S-N曲線方程和Miner疲勞累積損傷理論計算減振器座及焊縫位置的全壽命里程。

4 結果與討論

4.1 試驗驗證

為了驗證模型以及載荷工況施加的合理性和有效性，提取減振器座測量點處與應變片等長度路徑上的位移變化來模擬實際應變片的工作情況，從而降低由于數據點選取帶來的誤差，測量點路徑設置示意圖如圖5所示。

圖5 測量點路徑設置示意圖

減振器座測量點處在服役條件下選取路徑上的位移變化云圖如圖6所示。

圖6 不同橫向力作用下測量點處位移云圖

由圖6中的位移變化量結合式（8）可以計算出在±15 kN 載荷工況下測量點的應力值分別為61.825 和51.400 MPa，應力范圍為113.225 MPa。試驗中的減振器座對應位置所測量的應力范圍為108.4 MPa，誤差為4.45%，可以驗證模型以及載荷工況施加的合理性和有效性，同時也說明結構并未達到屈服狀態，滿足減振器座結構的靜強度要求。

4.2 疲勞損傷評估

減振器座結構的疲勞壽命對于機車整體安全服役顯得尤為重要，因此，為了進一步分析減振器座及焊縫的疲勞壽命，采用2 種方法進行疲勞設計和疲勞壽命校核。第1 種是結合載荷工況和S-N曲線，計算服役條件下減振器座和焊縫處循環應力幅值是否超過疲勞強度，即主應力法疲勞評價方法；第2 種是在試驗所獲得的載荷譜的基礎上，結合模型的數值模擬，計算得到應力與載荷的比例關系式，從而進一步利用損傷累積方法校核減振器座和焊縫是否滿足900 萬km 的運行要求，即累積損傷疲勞評價方法。根據靜力分析載荷的設置，可將疲勞校核下的載荷施加設定為4種工況，見表1。

表1 疲勞校核載荷的4種工況

減振器座整體結構在4 種工況下最大主應力及最小主應力云圖如圖7所示。整體結構中橫向減振器座在4種工況下的最大主應力和最小主應力云圖如圖8所示。

圖7 4種工況下整體結構的主應力云圖

圖8 4種工況下橫向減振器座的主應力云圖

通過應力云圖可以獲得減振器座測量點位置的最大和最小主應力值，分別為σ1和σ3。由于減振器座測量點處于應力循環的狀態，從而產生拉應力和壓應力，因此，利用σ1-σ3可得到對應的應力變化范圍，根據TB 3548—2019標準，減振器座母材和焊縫的主應力法疲勞評價指標見表2。

表2 主應力法疲勞評價指標

各個工況下減振器座母材和焊縫的最大應力見表3。表中：工況1 和工況3 對應二系彈簧橫向力和減振器座阻尼力均為11.34 和15 kN，工況2 和工況4中對應二系彈簧橫向力和減振器座阻尼力均為-11.34和-15 kN。

由表3可知：由工況1 和工況2 計算得到的減振器座和焊縫的應力變化范圍分別為133.95 和81.65 MPa，由工況3 和工況4 計算得到的減振器座和焊縫的應力變化范圍分別為135.17 和69.00 MPa，各工況下應力范圍值均在表2中的疲勞評價指標范圍以內，因此可判斷減振器座母材和焊縫滿足此方法的疲勞評價要求。

表3 4種工況下的最大應力 MPa

為了能夠進一步計算減振器座及焊縫的全壽命服役里程，同時也避免單一疲勞評價方法不能完全保證結構的安全性，因此采用第2 種疲勞計算方法對減振器座和焊縫進行疲勞累積損傷和全壽命里程的量化計算。該方法的主要流程為通過圖4所示的載荷譜計算不同載荷下對應的應力值，同時找到在S-N曲線中該載荷下對應的極限循環次數，由載荷譜各載荷對應的循環次數與極限循環次數的比值，可計算得到對應載荷等級和循環次數所產生的損傷百分比，如圖9所示。載荷譜的編制廣泛采用的方法為波動中心法，此方法是將載荷譜簡化為一元隨機變量，載荷循環的靜載荷成分以波動中心來代替，波動中心作為固定參數，動載荷成分由幅值代替并疊加于波動中心上。而在編制過程中需要選取載荷幅值組級數，級數通常取8，16 或32 級，本文數據所選級數為16 級，再通過幅值上下限判斷其所屬等級。

圖9 測量點載荷與損傷百分比關系

由圖9可知：4—11 級載荷所造成的損傷百分比達到了93.35%，其他載荷等級所造成的損傷百分比只有6.65%左右。結果說明低應力水平的載荷循環次數多，但是對損傷百分比的貢獻很小，而高應力水平的載荷由于循環次數很少，對損傷百分比的貢獻同樣較低。

對圖9所示的16級載荷所對應的損傷百分比進行累積，得到橫向減振器運行3 600 km 所累積的總損傷百分比，減振器座在運行區間內母材累積損傷百分比為0.001 157%，焊縫累積損傷百分比為0.002 763%，區間內焊縫累積損傷百分比為母材的2.39 倍。進一步計算出橫向減振器累積損傷百分比達到100%所對應的全壽命運行里程，從而對橫向減振器及焊縫進行疲勞評價。減振器座及焊縫的區間累積損傷百分比及安全運行壽命計算結果見表4。

表4 累積損傷百分比及安全運行壽命

由表4可知：橫向減振器座及焊縫在3 600 km區間內的損傷累積較小，安全運行里程都滿足900萬km的運行要求。

可見，第2 種疲勞計算方法與第1 種疲勞計算方法的評估結果是一致的，證明了2 種方法的可行性。在橫向減振器座設計初期，可利用第1種方法進行疲勞預評估。在試驗階段，通過實際測量得到相應的數據后，再利用第2 種方法計算出結構的累積損傷和全壽命里程，彌補第1種方法的不足，從而較為全面地為橫向減振器結構設計提供疲勞評估。

5 結 論

（1）按照16 級分級載荷編制的載荷譜進行疲勞累積損傷分析，4—11 級載荷所造成的損傷達到了93.35%，其他載荷等級所造成的損傷為6.65%。

（2）減振器座在運行區間內母材累積損傷為0.001 157%，減振器座焊縫在運行區間內累積損傷為0.002 763%，焊縫區間內累積損傷為母材的2.39倍。

（3）采用基于累積損傷的全壽命周期疲勞壽命預測方法和傳統的主應力S-N曲線法，校核了橫向減振器座及其焊縫的疲勞壽命，并通過全壽命周期疲勞壽命預測方法驗證了減振器座及其焊縫滿足900萬km的安全運行要求。