高鐵扣件彈條疲勞斷裂原因分析

［摘 要］高鐵扣件是鋼軌與道床連接的紐帶，通常需要彈條進行扣壓，能夠有效保證高鐵軌道的幾何形位，避免發生偏移。高鐵在行駛過程中，會對鋼軌施加動態力，導致鋼軌出現變形、振動，引起扣件系統振動，根據相關設計要求，扣件彈條需要滿足列車施加在鋼軌上的沖擊力變化強度，一般為50～300 kN。高鐵扣件彈條在長期荷載作用下的斷裂情況，會導致高鐵軌道壽命縮短，從而影響行車安全，文章以WJ–8 型彈條為研究對象，對其疲勞斷裂原因進行分析，明確其結構參數與相應特性之間的關聯，從而實現參數優化與改進。

［關鍵詞］高鐵扣件；彈條；疲勞斷裂

［中圖分類號］U213.53 ［文獻標志碼］A ［文章編號］2095–6487（2024）03–0039–03

1 現有扣件彈條疲勞斷裂問題

在構造上，高鐵扣件彈條通過對高強度彈簧進行熱壓彎曲，形狀為對稱幾何，具有兩個對稱拱形彈簧臂，在實際應用過程中，整個扣件系統通過螺栓安裝固定。圖1 為常見的WJ–8型扣件。

WJ–8 型扣件在應用中，可動態調整扣壓力、安全更換便捷，失效彈條斷裂點通常為彈跟處，因存在彈條斷裂失效問題，導致維護、更換頻繁，整體運營成本增加。

2 問題彈條動態特性分析與試驗研究

2.1 高鐵線路實際測試

針對高鐵扣件彈條實際工作中的動態響應特性進行明確，選取合適的高鐵線路，開展錘擊法模態試驗，振動響應測量點需要選擇在軌枕處與相鄰軌枕中間的位置，在激勵錘頭上安裝傳感器進行測量，以加速度計對彈臂振動響應進行測量，對所測得的數據進行頻譜處理，得到相關振動特性。

鋼軌波磨觀測上，通過波磨測量小車，對高鐵扣件彈條斷裂區域進行鋼軌波磨測量，開展濾波處理，明確每米最大谷深值與波長情況。如圖2 所示，對10 mm 以下的波場進行統計，區域內波磨主要波長集中于50～60 mm。

2.2 實驗室試驗

在高鐵線路實際測試后，需要在實驗室中對問題彈條開展試驗分析。對未斷彈條與已經斷裂的彈條進行斷裂位置、裂紋、硬度檢查。將彈條實際安裝情況進行模擬，安裝在鋼軌之上，并布置測試點進行激勵錘激勵，此時的彈條振動響應需要在彈條上布置麥克風，取代實際測試中的加速度計，消除加速度所造成的額外質量。

在斷裂位置上與裂紋試驗中，發現已斷裂的彈條位置通常為彈條尾部與端支撐位置間，相較于一般彈條測試中的典型斷裂位置存在一定差異。將斷口區域劃分為裂紋區、疲勞區域斷裂區，裂紋區位于彈條弧形內側，并向彈條內進行放射性擴散，逐漸形成扇形區域。對疲勞區域斷裂區已斷裂與未斷裂彈條表面進行檢查，通過溶液對斷裂表面進行處理，防止表面出現銹蝕的情況。檢查發現，已斷與未斷彈條表面檢查結果差異較小。在內部性能上，進行彈條終端取樣，進行硬度等指標檢測，硬度、脫碳層與金相組織檢測結果皆在標準范圍內。

通過線路實際檢測與實驗室試驗發現，彈條動態特征相同，說明彈臂運動在彈跟之處存在交變應力的引入，彈臂模態頻率多數在500～600 Hz，高鐵若在此頻率范圍內運行，將會形成共振，從而發生高頻高動態應力，導致扣件彈條疲勞斷裂。

3 運行線路波浪磨損與P-P激勵

高鐵在行駛過程中，會產生沖擊激勵，通過鋼軌振動傳導，對軌道扣件系統產生影響。通過軌道日常保養，能夠明顯發現多數彈條斷裂區域存在明顯的波浪磨耗痕跡，說明軌道異常波磨導致的動態激勵是造成彈條斷裂的主要原因。鋼軌波磨波長通常為20～200 mm，車輛行駛速度與軌道系統（P–P）振動頻率fp–p 存在一定關聯。在軌道系統中，P–P 振動頻率fp–p 計算公式如下：

鋼軌波磨波長為L。P-P 頻率fp–p 與高鐵運行速度U 之間的關系為：

鋼軌波磨出現與軌道橫向同扭轉P–P 頻率相關，根據支撐間距的不同，橫向P–P 頻率fp–p 通常在400～650 Hz。高速功率線路中，軌道橫向與扭轉fp–p范圍一般為500～650 Hz，運行速度為250～360 km/h，波磨波長為100～180 mm，高鐵車速為300km/h 的情況下，其波磨波長位于120～150 mm。

4 扣件彈條仿真分析

4.1 三維模型構建

在仿真分析中，以WJ–8 型扣件為研究對象進行分析，其系統內包括螺旋道釘、平墊圈、彈條（分為W1 型與X2 型）、絕緣軌距塊、軌距擋板、軌下墊板、鐵墊板、鐵墊板下彈性墊板等，根據扣件系統部件圖紙與尺寸進行三維模型構建與裝配，之后根據有限元軟件ANSYS 開展網格劃分。

為了不影響力學，降低計算難度，研究所搭建的有限元模型對墊片、螺栓等部件形狀進行簡化處理，整個模型節點達到22 萬個以上，單元12 萬個以上。WJ–8 型扣件彈條主要材料為60Si2Mn 彈簧鋼，需要對材料彈性、塑性進行考量，通過理想線性進行材料應力與管理構建，屈服強度數值為1 320 MPa。

在有限元仿真模擬中，彈條與螺栓、軌距擋板、絕緣墊片間進行摩擦面的接觸，為了更好地提升計算精確度，進行上述部件之間的綁定。

仿真模型構建中還需要對安裝狀態進行考慮，約束模型地面X 方向，通過鋼軌兩端截面的對稱約束進行邊界影響忽略。通過螺栓頂的上下位移，將彈條前端向下位移15 mm，如此達到安裝狀態。

4.2 靜力特性分析

進行靜力分析且正常安裝時，彈條需要進行位移，總位移存在于彈條中彎前端，在跟端位移較小，通過彈條垂向最大位移14.9 mm，說明扣件系統可正常安裝，安裝過程中，彈條中彎垂向下運動，彈臂向上翹，運動方向相反。

靜力特征分析中，彈條最大應力位于跟端后彎支點大圓弧的內側表面，彈條斷裂部位同樣在此處，相較于彈條材料屈服強度1 320 MPa，其von–Mises 應力約為1 480 MPa，WJ–8 型扣件彈條此時受到彎曲與扭轉作用，von-Mises 應力在后彎支點到前端支點過程中，逐漸減小，趾端等效應力最小。

4.3 模態分析

模態分析中，需要保證彈條不受到外力與各方接觸，通過彈條模態的變化，確定彈條變形前后的空間位置。對模態振型與頻率特性進行分析計算，0～1 000 Hz內，WJ–8型扣件彈條存在578.16 Hz與595.70 Hz兩階模態。

5 問題彈條抗疲勞改進方案

根據彈條試驗與仿真分析等結果進行分析，能夠明確，WJ–8 型扣件彈條疲勞頻率在500～600 Hz，造成高鐵扣件彈條斷裂的模態頻率在激勵頻率范圍內，說明彈條斷裂是因為固有頻率同高鐵輪軌相互作用發生共振，從而導致彈條疲勞，之后斷裂。為避免共振斷裂的情況發生，可提升WJ–8 型扣件彈條剛度，規避激勵頻率范圍，根據實際情況，制訂可行性方案。

對鋼軌WJ–8 型扣件彈條彈臂高度進行降低，并進行動態特性檢驗，開展仿真分析，進行模態與頻率分析，結果顯示，經過改進后的彈條同模態設計相似，整體頻率上移，應力相應得到有效降低，固有頻率提升，避免了激勵范圍內共振頻發的情況，使高鐵WJ–8型扣件彈條壽命更長，減少了成本投入。

6 結束語

WJ–8 型扣件彈條強度較高，且具有安裝方便、抗壓力強的優勢，但在實際使用過程中，還是存在疲勞斷裂的情況。文章結合高鐵實際線路檢測、實驗室試驗、彈條動態特性研究、仿真分析等方法，對高鐵扣件彈條疲勞斷裂原因進行了分析。試驗結果表明，引起高鐵扣件系統振動的重要原因是鋼軌波浪磨耗，頻率范圍集中在400～650 Hz，彈條固有頻率550～650 Hz 與激勵頻率重合。可通過降低彈條彈臂高度、打磨鋼軌等形式，調整彈條固有頻率，避免高鐵扣件彈條出現疲勞斷裂。

參考文獻

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