地鐵車輛排障板故障分析及結構優化

王 石， 宋 燁， 魏 來， 張 嘉， 王 燕， 孫 熠， 屈 升

(1. 中車青島四方機車車輛股份有限公司，山東 青島 266000； 2. 西南交通大學 機械工程學院，成都 610031; 3. 西南交通大學 牽引動力國家重點實驗室，成都 610031)

隨著我國城市軌道交通的快速發展，地鐵車輛在長期服役條件下出現了一系列輪軌接觸界面磨耗問題，出現諸如鋼軌波浪形磨耗、車輪非圓化磨耗[1]和鋼軌接縫沖擊[2]等現象。鋼軌波磨和車輪不圓均屬于短波不平順，容易引起轉向架高頻振動和沖擊，造成構架或附屬零部件疲勞開裂、旋轉部件異常振動、輪軌噪聲加劇[3]等問題，嚴重影響列車運行舒適性和安全性。

鋼軌波磨的形成機理復雜多樣，至今仍未形成系統的理論可以合理解釋各種類型的鋼軌波磨，因此也無法從根本上抑制或消除鋼軌波磨。Ahlbeck等[4]通過對多種地鐵線路波磨現象的總結，提出按照波長將鋼軌波磨分類，并對不同波長波磨的形成原因做了詳細討論，后期又有相關學者在此基礎上提出了多種方式來抑制鋼軌波磨的形成與發展，并在實際應用中取得了較好成效；Grassie[5]提出了反饋振動理論解釋鋼軌波磨的成因，即認為初始鋼軌無波磨存在，由于軌道不平順，列車通過時引起輪軌間相互作用，會產生固定波長的鋼軌磨損，當列車再次通過該路段時，輪軌間作用力會因為鋼軌磨損的出現而變大，進一步加劇了鋼軌磨損，依據該理論Grassie對鋼軌波磨類型做了全新劃分；Oostermeijer[6]專門針對鋼軌短波波磨進行了研究，并將其形成原因進行了分類討論，基于該討論提出了對應的波磨預防與治理方案，并取得了顯著的效果；國內方面，金學松等[7]在對各國鐵路鋼軌波磨特征及類型總結的基礎上，對我國國內不同速度級鐵路的鋼軌波磨進行了特征及應對策略研究；劉學毅等[8]通過對重載鐵路波磨規律的總結，將鋼軌波磨的成因分為了動力類和非動力類兩種；陳光雄等[9]提出了輪軌摩擦耦合振動理論，該理論可以對部分鋼軌波磨現象做出較好的解釋。

本文針對地鐵車輛出現的排障板斷裂問題進行了機理分析與試驗研究，結合斷口分析、仿真計算和線路測試等手段，深入開展鋼軌波磨狀態下地鐵轉向架排障板的振動響應和疲勞強度分析，揭示排障板開裂原因。從降低應力和提升模態頻率的角度，設計了一種新型排障板結構，利用線路測試結果對新排障板結構的振動特性和疲勞強度進行評估，為后續車輛設計提供支撐。

1 排障板故障描述及斷口分析

1.1 排障板故障現象描述

地鐵車輛在高速運行時，鋼軌上存在的任何障礙物均可能導致行車安全事故，因此在地鐵列車轉向架構架前端設置了排障板，用于及時清除兩側鋼軌上的障礙物。如圖1所示為地鐵轉向架排障板安裝圖示。該排障板結構上采用折彎鋼板焊接安裝板的形式，通過螺栓將排障板剛性安裝于轉向架構架端部。但在近期地鐵車輛回庫日檢時發現了多起排障板斷裂問題。圖2所示為其中一支發生斷裂的排障板實物圖，從圖中可以看出排障板沿著安裝板焊縫整體斷裂。

由于排障板存在與鋼軌上的異物撞擊的可能，為判斷其斷裂性質，對排障板分別進行了斷口分析、焊縫質量和化學成分調查。

1.2 排障板斷口分析

經斷口宏觀形貌檢查，排障板組成斷口具有多源疲勞故障特征，斷裂緊貼焊趾，不波及焊縫，斷口全部在母材上，瞬斷區較小，疲勞擴展充分，如圖3(a)所示，疲勞源位于焊趾處，沿垂直于鋼板厚度方向擴展，說明裂源處存在原始的焊接冷裂紋；裂源處未見明顯疏松、夾渣或老舊裂紋，如圖3(b)所示；斷面擴展區微觀形貌為準解理故障，疲勞灰紋清晰可見，如圖3(c)所示；綜上可知該排障板斷裂屬于典型的結構疲勞故障。

1.3 焊縫質量檢查

對圖4所示的裂源焊縫各區域進行金相檢查，焊縫區(Ⅰ區)組織為柱狀晶分布的珠光體+鐵素體；熱影響區(Ⅱ區)組織為板條狀馬氏體+少量鐵素體；熱影響區(Ⅲ區)組織為粒狀貝氏體+珠光體+鐵素體；母材區(Ⅳ區)組織為帶狀鐵素體+珠光體，根據GB/T 13299—1991[10]可以評定該帶狀組織為4級，符合《轉向架國產鋼板供貨技術條件》要求。對故障排障板進行取樣分析，其化學成分符合GB/T 1591—2008規定要求[11]。

綜上，發生斷裂的排障板其化學成份和機械性能均符合要求，排障板斷裂的原因是在其新造過程中焊趾部位產生了原始焊接冷裂紋，在后期列車運行振動下，該微裂紋作為疲勞源緩慢擴展，最終導致排障板斷裂。為研究導致排障板裂紋擴展的振動來源，分別從排障板結構自身振動特性以及振動傳遞路徑等方面進行計算與試驗分析。

2 排障板自身振動特性分析

2.1 排障板模態分析

為分析排障板自身振動特性，首先建立了排障板有限元分析模型，根據排障板實際工作狀態，在安裝板的通孔位置將其約束，計算得到排障板的約束模態，計算結果如圖5所示，其一階模態振型為一階橫彎，一階模態頻率為101.63 Hz，同時在現場通過錘擊法實測得到排障板的一階模態頻率為101.25 Hz，模態振型為一階橫彎，模態實測結果與有限元計算結果吻合。

2.2 基于實測應力的排障板疲勞強度評估

為獲得車輛運營過程中排障板的應力水平，針對排障板進行線路運營動應力測試。結合排障板斷口位置以及有限元計算結果，在一、二位排障板上布置垂直于安裝板焊縫的1號～4號應變片，，每個應變片電阻值為120 Ω，采用惠斯通半橋橋路，排障板動應力測點布置如圖6所示。測試全程車輛常用速度為60～70 km/h，車輛運營最高時速為80 km/h。

圖7(a)所示為實測得到的車輛在上行線某區間內4號應力測點的動應力時間歷程，可以明顯看出當車輛以常用速度60 km/h運行時，被測試的一、二位排障板在該區間內的動應力數值激增，一、二位排障板應力幅值分別達到70 MPa和50 MPa左右；圖7(b)所示為對該段時域信號做頻譜分析得到的幅頻曲線，可以看出一、二位排障板振動主頻均為101 Hz，結合排障板模態頻率可知，排障板動應力突增的原因可能是外界激勵頻率與排障板自身一階橫彎模態頻率耦合，排障板發生了共振所致。

利用實測得到的動應力數據對排障板進行疲勞強度評估，由于轉向架及其安裝部件的疲勞屬于變幅載荷下的疲勞問題，低于疲勞極限的應力也會對結構的損傷產生影響，因此變幅載荷下結構的疲勞評估需要考慮各級應力水平對疲勞損傷的貢獻[12-13]。為利用材料標準的S-N曲線進行疲勞強度評估，需要對動應力時間歷程進行雨流循環計數和平均應力修正，將非對稱工作循環應力譜轉化為對稱循環應力譜，圖8所示為對車輛上行線實測的動應力數據轉換得到的16級零均值幅值-頻次應力譜。按等損傷原則，將測試得到的各測點短程動應力譜擴展到360萬km全設計壽命下進行疲勞評估，具體計算規則如下：

記動應力試驗對應的試驗里程L1=95.68 km，根據Miner累積損傷原理[14-15]，計算出實測短程動應力譜對應的損傷值為D1

(1)

式中:ni為各級應力幅值的循環次數；Ni為各級應力幅值對應的載荷壽命；C1和m為S-N曲線的相關參數。

記地鐵車輛排障板安全運營360萬km對應的等效應力幅值為σaeq，設等效應力幅σaeq作用N次產生的損傷為D，則有

(2)

式中，N一般取200萬次 。

已知實測應力譜對應的運行公里數L1以及實測應力譜產生的損傷D1；記等效應力幅σaeq作用下產生的損傷為D，同時安全運行里程為L=360×104km，根據等損傷原則有

(3)

將式(1)與式(2)的代入式(3)中，整理得到排障板全壽命周期下對應的等效應力幅σaeq

(4)

圖9所示為計算得到的結構在設計壽命下各測點的等效應力。采用JIS 4207[16]標準中給定的疲勞極限對各測點的等效應力幅進行評定：對于非打磨焊縫，疲勞極限取70 MPa。可以看出排障板部分測點的等效應力幅值遠大于材料的疲勞壽命許用極限，該排障板實際使用壽命達不到360萬km設計壽命。

3 振動來源分析

3.1 振動傳遞路徑分析

由第2.2節中基于實測動應力的排障板疲勞強度評估結果可知，列車實際運營過程中，排障板安裝板焊縫處的應力水平過高，排障板的實際使用壽命遠達不到其設計壽命，為分析排障板的振動來源，在排障板可能的振動傳遞路徑上布置加速度傳感器，監測各部分的振動情況，實際測試時分別在排障板端部、轉向架構架端部、軸箱等位置布置三向壓電式高頻響加速度計，各加速度計的量程均為500g，設定數據采樣頻率為5 kHz。圖10(a)與圖10(b)所示分別為位于轉向架軸箱上方與排障板端部的加速度傳感器。

圖11(a)所示為采集得到的各加速度測點的時域信號，可以看出位于排障板端部的加速度測點時域信號與軸箱加速度測點時域信號變化規律一致，說明排障板與軸箱的振動來源相同，均來源于下方輪軌系統，即輪軌激勵通過軸箱傳遞至轉向架構架再傳遞至排障板。

對各加速度測點的時域信號做頻譜分析，得到對應的幅頻曲線，如圖11(b)所示。通過觀察各加速度信號的幅頻曲線，發現不存在隨速度變化、且全程連續的振動頻率，說明振動來源不是由于車輪不圓造成的連續沖擊，通過后期的車輪徑跳測試也證明了這一點。同時振動信號不存在周期性，說明軌縫沖擊也不是振動產生的主要原因，故考慮軸箱至排障板的振動來源可能為線路某一區段內的鋼軌存在波磨。根據加速度時域信號，結合列車運行速度，定位出波磨較大的線路區段，單獨針對該段的鋼軌表面不平順進行線路調查。

3.2 鋼軌波磨測試

針對上述區段線路進行鋼軌短波不平順測試。鋼軌波磨的主要表征量為波長和波深，其中波長決定車輛通過波磨路段的頻率，而波深表示鋼軌沿縱向方向非均勻磨耗程度。圖12給出了上行線該區間左、右鋼軌不平順測試結果，從圖中可以看出，該上行區間右側鋼軌存在明顯的波磨，其波深為0.2 mm，波長為163 mm。當列車以60 km/h的常用速度通過該波磨路段時，由式(5)計算得到對應的輪軌激擾頻率為102.2 Hz，與軸箱和排障板的振動主頻一致，而該振動頻率恰好與排障板一階橫彎模態頻率耦合，導致排障板共振，因此鋼軌波磨是造成排障板振動過大的根源。

(5)

式中:v為列車通過速度；λ為波長；f為波磨引起的激擾頻率。

4 排障板結構優化

通過對排障板自身結構的模態分析，結合對列車運行線路特定區段的軌道不平順測試，發現該段軌道存在較為嚴重的波磨，當列車以常用速度通過該段波磨線路時，鋼軌波磨造成的激擾頻率與排障板一階橫彎模態頻率耦合，加劇了排障板的振動，造成排障板應力水平超限。針對這一問題可在兩方面著手解決。一方面通過對波磨段的鋼軌進行打磨，降低波磨程度，但由于目前打磨技術等多種因素限制，鋼軌打磨不能完全消除波磨；另一方面，可對排障板結構進行優化改進，提高地鐵車輛排障板自身對線路的適應能力。

如圖13(a)所示為排障板原結構，設計之初出于安裝與加工的便捷，將安裝板兩對角均設計為了倒角，在使用過程中發現安裝板下部倒角所在的焊縫恰好是排障板開裂位置，因此將原結構安裝板下部倒角改為圓弧形式，由此改變了排障板模態應力分布，降低了焊縫處的應力集中，改進后的結構如圖13(b)所示；排障板通過上部安裝板固定于轉向架構架端部，排障板下部自由，因此安裝板下方焊縫所在區域也為變形較大的位置，為了提高排障板在該區域的剛度，將原結構折彎位置下移；將原結構中的非打磨焊縫改為打磨焊縫，以提高結構焊縫的抗疲勞性能，同時增大了排障板翻邊。新型排障板重量相較原結構僅增加了1 kg左右，因此不會對其他裝置的使用產生影響。

對改進后的排障板重新計算其約束模態，計算結果如圖14所示，優化改進后的新結構一階橫彎模態提高至152.08 Hz，相比原結構得到一定程度提高。

將結構改進后的排障板安裝至轉向架構架端部再次進行線路試驗，在與原動應力測點相同位置布置應變計，圖15(a)所示為優化后的排障板動應力測試時域結果，新型排障板動應力最大僅為10 MPa左右，相比原結構得到大幅改善；圖15(b)所示為對應的動應力信號幅頻曲線，排障板的一階模態頻率與鋼軌波磨引起的頻率有效避開，排障板模態振動不再突出。

利用實測得到的動應力數據對結構優化后的排障板重新進行疲勞強度評估，圖16所示為按照設計壽命360萬km對實測動應力數據等效后得到的各測點等效應力幅，可以看出優化后的結構較原結構等效應力幅大幅減小。根據JIS 4207標準，原結構按照未打磨焊縫疲勞極限70 MPa評估，測點3、測點5和測點6均不滿足安全運行360萬km的要求，新型結構按照打磨后焊縫疲勞極限110 MPa評估，各測點均滿足安全運行360萬km的要求。

5 結 論

以近期地鐵車輛在服役期間發生斷裂故障的轉向架排障板為研究對象，首先通過對排障板斷口取樣分析，確定了排障板的斷裂屬于結構疲勞故障，進而針對排障板開展了線路運營振動測試，參照JIS 4207標準，利用實測的動應力數據對排障板進行疲勞強度評估，發現排障板故障位置的等效應力幅遠超焊縫疲勞極限，達不到設計壽命要求，通過對排障板動應力幅值較大區間內的各測點加速度信號對比分析，將排障板的振動來源歸根于鋼軌波磨，針對該區間進行鋼軌短波不平順測試，發現該區間內鋼軌波磨較為嚴重，當列車以常用速度通過該波磨路段時，鋼軌波磨產生的輪軌激擾傳遞至排障板，恰好與排障板一階模態頻率耦合，最終導致排障板振動水平過高，加速了焊縫處原始焊接冷裂紋的擴展直至發生斷裂。為提高轉向架自身對線路的適應能力，對排障板結構進行了優化設計，針對該新型結構進行了線路復測，發現其動應力水平得到了大幅改善，該新型結構可以滿足設計壽命要求。

地鐵轉向架在正式投入運營前會根據相關標準開展一系列的理論計算、臺架疲勞試驗和線路動應力測試工作，但隨著列車長期的高速載客運行，車輪與鋼軌的磨耗會逐漸加劇，輪軌關系惡化，隨之而來的是輪軌激擾增加，而在設計之初往往忽略了鋼軌波磨等因素引起的高頻激勵與結構模態匹配問題，加之焊縫打磨質量不佳，導致轉向架構架及附屬結構在長期服役條件下仍會發生局部疲勞失效，針對此類問題提出如下建議：①在轉向架及其局部懸臂部件設計階段，除依據標準要求工況進行必要的強度校核外，還需重點關注高頻激勵條件下結構的疲勞強度；②持續關注車輪徑跳情況，加強車輛的鏇修管理，保證車輪在服役期間的良好性能；③在結構工藝設計時，應結合結構的實際受力情況，明確焊接起弧和收弧的位置，避開應力集中位置，焊接前進行板材預熱處理或焊后進行去應力熱處理，對于關鍵部位焊縫增加打磨工序，提高焊縫疲勞強度。