輪軌高頻振動對軸箱螺栓疲勞壽命的影響研究

中圖分類號：U260 文獻標志碼：A doi：10.3969/j.issn.1006-0316.2025.08.010

文章編號：1006-0316（2025）08-0062-07

The Impact of High-FrequencyWheel-Rail Vibration on theFatigue Life of Axle Box Bolts

ZHANG Fengying

（StateKeyLaboratory of Rail Transit VehicleSystem，Southwest Jiaotong University， Chengdu 610031， China）

Abstract ：Afinite element model of wheel-rail coupling together with arefinedaxle boxbolt model and abolt fatigue lifeanalysismodel fora high-speedtrain-track systemisestablished to studythe impact of high-frequency wheel-rail vibrationson the fatigue lifeof axle box cover bolts.Basedonmeasured vertical vibrationaccelerationdataof thehigh-speed trainaxle box，the influence of wheel-rail coupled vibration on the axle box vibration acceleration isanalyzed.The dynamic response of thebolt under the measured vertical vibration acceleration is calculated，and the impact ofhigh-frequency wheel-rail vibrationon the fatigue damage of the axle boxbolt is determined.The research results show that the significant peak of the measured vertical vibration acceleration at 600Hz isrelated to wheel-rail coupling resonance. The more severe the axle box vibration，the greater the amplitude of the bolt stress response.The total damage to the bolt in the frequency range above 500Hz accounts for 90% of the total damage within the frequency range of 11-985Hz Therefore， high-frequency wheel-rail vibrations haveasignificant impact on the fatigue damageof axle box bolts.It is necessary to strictly control the shortwave irrgularitiesonwheel-rail to avoid bolt damage caused by

high-frequencywheel-railvibrations.

Keywords ∵ wheel-rail coupling;high-frequency vibrationiaxle box bolt；fatigue life

車輪多邊形磨耗和鋼軌波磨是我國高速鐵路典型的車輪和鋼軌非均勻磨損問題，其具有典型的頻率固定特征，集中分布在 550～650Hz 頻率，與車輛和軌道系統的耦合振動相關[1-5]。高階車輪多邊形和短波長鋼軌波磨會加劇輪軌力，并引發高頻率的輪軌振動和系統共振[]。軸箱裝置是轉向架中的薄弱部分，軸箱蓋螺栓在輪軌的高頻振動下存在斷裂失效的安全隱患。目前，國內外對軸箱螺栓在輪軌高頻振動下的疲勞壽命分析研究以及應用規范較少[7]。因此，有必要開展輪軌高頻振動對軸箱螺栓疲勞壽命的影響分析。

金學松等[1]總結分析出我國高速列車車輪多邊形磨耗情況和表現特征，并提出若干有效抑制車輪多邊形發展的對策。崔大賓等[8]結合實測高速車輛車輪非圓化數據，從輪軌蠕滑特性方面闡述了高速車輛車輪非圓化的發展機理。吳丹[分析了輪軌周期性磨耗的影響因素、形成以及發展機理，并分析了車輪非圓化磨耗對車軸疲勞強度的影響。徐輝等[10基于仿真和試驗研究，分析了車輪不圓對車輛動力學性能的影響。劉佳等[1]基于車輪磨耗狀態和列車關鍵部件振動特性，系統分析了軸箱顯著頻率振動與車輪非圓化磨耗之間的關系，初步確定了軸箱蓋螺栓松動的原因。張富兵等[12]發現軸箱蓋在 580Hz 存在固有模態，其與20階車輪多邊形的激勵頻率接近，并分析了軸箱端蓋的振動特性。

針對重慶地鐵B型列車軸箱彈簧下蓋板緊固螺栓斷裂故障，胡洋等[13]對螺栓的物理特性、振動特性以及受力情況進行分析，認為螺栓在列車運行過程中受到的附加彎曲應力是螺栓出現斷裂失效的根本原因。李維崗等[14]針對軸箱螺栓聯接強度評估問題，提出基于VDI2230的軌道車輛軸箱螺栓聯接強度評估方法。現有的壽命預測方法主要有載荷一壽命法[15]、名義應力法[16]、局部法[17]、斷裂力學法[18]和等效結構應力法[19]等。

以往的研究主要集中在車輪多邊形和鋼軌波磨對軸箱螺栓疲勞壽命的影響，很少有文獻從輪軌振動頻率的角度進行螺栓疲勞壽命分析。因此，本文從輪軌振動頻率的角度，針對高速動車組軸箱螺栓疲勞失效問題展開分析，并根據某高速動車組轉向架和高速鐵路軌道結構及參數，建立輪軌耦合有限元模型、軸箱螺栓系統模型以及螺栓疲勞壽命分析模型。基于實測軸箱垂向振動加速度數據，分析輪軌耦合振動對軸箱振動加速度的影響。利用軸箱螺栓系統模型，計算軸箱螺栓在實測軸箱垂向振動加速度下的應力響應，獲得螺栓危險位置處的應力時程曲線。最后，基于線性累積損傷理論，計算螺栓在各段頻率響應下的疲勞壽命，分析輪軌高頻振動對軸箱螺栓疲勞壽命的影響。

1軸箱螺栓疲勞壽命分析模型

1.1輪軌耦合有限元模型

建立高速列車輪對一軌道耦合有限元模型如圖1所示，包括兩個輪對及雙側鋼軌，前后輪對沿鋼軌縱向對稱分布，輪對軸距為 2.5m， （2號鋼軌為CHN60型，兩側軌長 4m 考慮輪對的實際載荷狀態，約束輪對兩側車軸端面的橫向自由度，并在車輪滾動圓底部與鋼軌頂部之間設置 1.524×10⁹N/m^[20] 的垂向接觸剛度。同時，約束鋼軌前后端面除垂向的所有自由度，并在鋼軌底部設置 6×10⁷N/m 扣件剛度，扣件阻尼為 6×10⁴N?s/m， ，軌枕間距為 0.6m。

圖1輪軌耦合狀態示意圖

1.2精細化軸箱螺栓系統模型

為準確反映螺紋聯結幾何在復雜載荷條件下的局部應力應變，以國內某高速列車軸箱螺栓連接結構為原型，基于螺紋結構獨特的幾何特點，建立精細化軸箱螺栓系統模型，如圖2所示。為提高計算效率，根據軸箱結構對稱特征，取其1/6結構進行建模，螺紋部分由全螺紋簡化為實際接觸作用螺紋部分[7]。其中，軸箱螺栓模型包括軸箱蓋、墊圈、螺栓以及軸箱部件，螺栓規格為 Ml6×55 ，材料均為45號鋼，密度為 7850kg/m³ ，楊氏模量為 ，泊松比為0.3。單元采用Solid185號單元，共132548個單元和146562個節點。

為模擬實際中各個部件間的接觸關系，在軸箱螺栓系統模型中建立6組“面一面”接觸對，如表1所示。接觸單元為conta173，目標單元為targe170，6組接觸對均設置為摩擦接觸，摩擦系數為0.15。并以軸箱振動加速度為輸入激勵，使軸箱部件在加速度激勵下振動，從而通過螺栓連接帶動軸箱蓋振動。

表1有限元模型接觸對信息表

1.3螺栓疲勞分析模型

基于線性累積損傷理論進行螺栓疲勞壽命分析。首先通過雨流計數法將螺栓危險位置的應力時程曲線轉換為相應的應力均值、應力循環幅值以及循環次數。接著利用Goodman曲線公式進行應力循環幅值的修正，使得應力均值為零，從而消除應力均值對螺栓疲勞計算的影響。Goodman曲線公式為[21]：

式中： s 為等效應力均值為零的應力循環均值；

S_a 為原始應力幅值； S_m 為原始應力循環均值；

S_u 為材料抗拉強度，螺栓材料取 S_u=742MPa

之后，將修正應力循環代入至螺栓材料的S_-N 曲線（材料存活率為 90% ）[7]，得：

式中： N 為材料失效所需的最大循環次數。

再將 N 代入至Palmgren-Miner公式[21]，得：

的模態振型圖如圖3所示。可以看出， 47.66Hz 處，振型特征為轉向架一端輪對車輪反向移動；608.15Hz 處，振型特征為轉向架兩端輪對中間制動盤同向轉動。同時， 47.66Hz 和 608.15Hz 處的模態振型均在輪對軸箱處有明顯的位移變化。

式中： D 為所有應力造成的總損傷； D_i 為第 i 個應力循環造成的累積損傷， n_i 為雨流計數得到的應力循環次數； k 為應力循環總數。

最后對 D 取倒數，即可得到：

式中： N_life 為螺栓的疲勞壽命。

2實測軸箱振動加速度下的螺栓疲勞壽命分析

2.1輪軌耦合頻率分析

對輪軌耦合有限元模型進行模態分析，得到輪軌耦合模型的前30階固有頻率，如表2所示。可以看出，輪軌耦合模型在前30階的固有頻率集中在 40～720Hz ，最低頻率為 47.66Hz 最高頻率為 717.27Hz

表2輪軌耦合模態頻率

輪軌耦合模型在 47.66Hz 和 608.15Hz 處

55 （a）47.66Hz GonE Geib （b）608.15 Hz

2.2實測軸箱振動加速度工況

國內某高速列車以 300kmh 在線路運行時某段軸箱垂向振動加速度如圖4所示，可以看出，該組軸箱垂向振動加速度絕對值峰值為82.24m/s² ，均方根值為 17.75m/s² 。振動加速度在 500～1000Hz 處有多處顯著峰值，其中600Hz 處的振動幅值最大。由于輪軌耦合狀態在 608.15Hz 處有模態頻率，因此， 600Hz 處的顯著峰值體現了輪軌耦合共振在高頻范圍內的貢獻[4-5]。另外，軸箱振動加速度在 40Hz 處的振動峰值屬于輪軌P2共振頻率范圍，也體現了輪軌耦合共振在低頻范圍內的貢獻[20]。

圖4實測軸箱振動加速度

2.3軸箱振動加速度對螺栓動應力的影響

對螺栓施加 72500N 的預緊力載荷后，其等效應力云圖如圖5所示。可以看出，螺紋副載荷主要集中在前三扣螺紋牙；其后各圈應力依次遞減，符合螺栓連接應力分布；螺栓最大的等效應力值為 497MPa ，位于軸箱和軸箱蓋接觸處，此處也是實際螺栓斷裂的位置。

圖5螺栓等效應力分布

利用圖4（a）中的軸箱振動加速度作為軸箱螺栓系統有限元模型的激勵輸入，得出軸箱螺栓危險位置的應力時程曲線如圖6所示。可以看出，螺栓危險位置的等效應力隨軸箱振動加速度激勵的變化而變化，此時2s內的最大等效應力為 579MPa ，且螺栓危險點等效應力在600Hz 出現明顯峰值。由此說明，軸箱振動與螺栓的疲勞壽命密切相關，且軸箱螺栓的應力振幅也隨著振動加速度絕對值的增大而增大。

圖6螺栓危險點應力時程曲線

2.4螺栓的疲勞壽命分析

結合圖6的螺栓最大等效應力分析結果，將 11～985Hz 頻率范圍以 2Hz 為單位長度進行濾波分段，共分為487段，各段頻率響應下軸箱螺栓的疲勞損傷情況如圖7所示。可以看出， 600±1Hz 段的疲勞損傷最嚴重，其雨流計數分布如圖8（a）所示，此時疲勞損傷 2.25× 10^-26 ，對應的疲勞壽命為 4.44×10²⁵ ·40±1Hz 段的疲勞損傷僅次于 600±1Hz 段，其雨流計數分布如圖8（b）所示，此時疲勞損傷 1.16× 10^-27 ，對應疲勞壽命為 8.62×10²⁶ 。同時， 500Hz 以上頻率范圍的疲勞損傷峰值普遍高于 500Hz 以下的，且在 500Hz 以上頻率段的總損傷占11～985Hz 頻率范圍總損傷的 90% ，說明高頻范圍內的輪軌振動對螺栓疲勞損傷影響較為嚴重，應嚴格控制輪軌短波長磨耗，避免輪軌高頻振動影響軸箱螺栓的服役壽命。

圖7頻域范圍內損傷分布

圖8螺栓雨流計數分布圖

3結論

為研究輪軌高頻振動對軸箱螺栓疲勞壽命的影響，本文建立了輪軌耦合有限元模型、精細化軸箱螺栓系統模型以及螺栓疲勞分析模型。通過對輪軌耦合有限元模型進行模態分析，發現輪軌耦合模型在 608.15Hz 處有模態頻率，并結合實測軸箱垂向振動加速度數據進行分析，推測軸箱垂向振動加速度在 600Hz 處的顯著峰值可能與輪軌耦合共振頻率相關。利用軸箱螺栓系統模型，以實測數據為輸入激勵，分析螺栓危險位置的最大等效應力與軸箱振動加速度的關系。并基于線性累積損傷理論，分析軸箱螺栓在輪軌高、低頻率振動下的疲勞壽命，得出如下結論：

（1）軸箱螺栓的應力振幅隨著振動加速度絕對值的增大而增大，即螺栓危險位置處的最大等效應力與軸箱振動密切相關。

（2）基于螺栓最大等效應力時程曲線，分析出螺栓在高頻范圍內 600±1Hz 段的疲勞損傷最為顯著，為 2.25×10^-26 ；在低頻范圍內40±1Hz 段的疲勞損傷最為顯著，為 1.16×10^-27 。

（3）螺栓總損傷在 500Hz 以上頻率范圍內的顯著峰值普遍高于 500Hz 以下，且 500Hz 以上頻率段的總損傷占 11～985Hz 頻率范圍總損傷的 90% ，說明輪軌高頻振動對軸箱螺栓的服役壽命影響較大。

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