高速动车组制动盘螺栓断裂分析及优化方案

杨川,孟繁辉, 许杰,李继山

(1.中车长春轨道客车股份有限公司 国家轨道客车工程研究中心,吉林 长春 130062;2.中国铁道科学研究院 机车车辆研究所, 北京 100044)

0 引言

自2014年9月以来，我国既有动车组轴装制动盘螺栓陆续在深圳、上海、重庆、福州、兰州等地发生过多起断裂或丢失事故，严重影响着动车组的运营安全.由于在动车组运行中，制动盘跟随轮对高速旋转，同时又承受着来自轨道的振动以及摩擦制动导致的高热负荷，因此制动盘的紧固螺栓承受应力受多重外部条件耦合影响，同时螺栓的材质性能、表面质量、制造工艺、紧固预紧力控制等均对螺栓的使用寿命具有较大影响.

本文针对在极端工况下运用的制动盘螺栓断裂案例进行研究，在实验室对断裂螺栓进行失效分析，并对制动盘螺栓在各种振动和热负荷环境下的受力状态进行试验和分析，确定典型断裂螺栓的失效原因并针对性的提出解决方案,最终制定出适用于我国既有动车组轴装制动盘的新工艺、高强度的新方案螺栓，最终实现对既有轴盘螺栓的全部替换.

1 轴装制动盘的组成

轴装制动盘主要组件示意图如图1所示.轴装制动盘组件由摩擦环通过定心环对中，安装在盘毂上，并使用六角螺栓和防松螺母通过夹紧圈紧固在一起.

图1 轴装制动盘主要组件示意图

2 原因调查

2.1 典型断裂螺栓失效分析

通过对典型断裂螺栓进行实验室失效分析，其化学成分、硬度、脱碳和增碳等理化性能均满足GB/T 3098.1-2010的技术要求.断裂螺栓的金相组织为均匀的回火索氏体，未见粗大夹杂物和异常组织.螺栓螺纹牙型完整，所检齿底均未见折叠缺陷和全脱碳层，部分齿尖存在微小的折叠裂纹，但尺寸均满足GB/T 5779.3-2000《紧固件表面缺陷螺栓、螺钉和螺柱特殊要求》标准要求.螺栓断口宏微观形貌检验分析结果表明，螺栓断口光滑平齐，可见清晰的疲劳扩展弧线，疲劳弧线细小，疲劳扩展区占据断口的绝大部分区域(约90%)，瞬断区很小，断口形貌为低应力疲劳断裂特征.疲劳弧线收敛于螺纹表面，说明裂纹起源于螺纹表面.断口附近无明显塑性变形，可观察到裂纹源区、疲劳扩展区和瞬断区(图2)，螺栓断裂应属于低应力疲劳断裂.断口位置均为螺栓螺母啮合的第一牙位置.

图2 断裂螺栓断口照片

2.2 振动载荷分析

根据制动盘冲击和振动的标准载荷定义，轨道车辆设备均使用国际标准IEC61373.该标准规定了轨道车辆设备的随机振动以及冲击试验项目要求，其中随机振动是用设备验证的唯一测试方法.为了测试轴装制动盘振动载荷能力，将轴装制动盘安装在电子阻尼振荡器上，按标准IEC61373要求进行模拟振动试验.在制动盘螺栓贴有应变片，用于检测制动盘螺栓承受弯曲应力的大小.

制动盘在模拟载荷功能测试时，螺栓应力测量结果如图3所示，此时螺栓应力几乎为零，表明螺栓没有受到弯曲应力，夹紧圈相对盘毂没有位移.逐渐增大振动水平(图4)，结果显示当振动水平达到功能测试水平4倍以上时，夹紧圈开始产生相对位移.并且该位移没有达到理论最大位移量，即夹紧圈和盘毂间的最大间隙值.

夹紧圈的相对位移不仅与振动加速度等级g直接相关，同时还与其振动的频率有关.通常来说，不同频率的振动具有不同的能量等级.如果振动加速度等级足够高到能够产生相对位移，那么其振动能量便决定了该相对位移的大小.因为引起相对位移的能量会被摩擦环与夹紧圈、盘毂之间接触面的摩擦力所抵消.

图3 功能测试螺栓应力测量结果

图4 增大振动水平后功能测试螺栓应力测试结果

图3、图4同时表明，即便很高的振动加速度，夹紧圈的相对位移也很难达到理论最大位移量，因为其振动频率以及振动加速度不具有足够大的振动能量.根据能量守恒，已知螺栓预紧力，计算得到不同振动加速度在相应振动频率下的摩擦环相对盘毂的最大位移量，见图5.

图5 不同冲击加速度及频率与摩擦环相对盘毂最大位移

计算结果表明，在振动频率低于200Hz的情况下，仅在振动加速度高于60 g时才会产生相对位移，在评估加速度具体数值时，必须考虑这一点.该计算也表明在振动加速度达到100 g的冲击试验时，摩擦环会产生位移并随后停止.总结以上振动计算和试验，可知在低于50 g的振动水平下，摩擦环相对盘毂不会有位移，螺栓承受弯曲应力几乎为零.随着振动加速度逐渐增大，摩擦环会带着夹紧圈产生位移，导致螺栓上产生弯曲载荷.但是如果达到理论最大位移量，则同时需要很高的振动加速度以及较低的振动频率，此时螺栓弯曲应力会达到理论最大值.

2.3 制动盘热负荷分析

如果动车组长期运行在具有长大坡道线路同时伴随电制动不能正常工作的情况，为了控制车速或制动，就需要长时间施加持续摩擦制动，从而导致制动盘承受很高的热负荷.与正常常用制动工况相比，螺栓紧固部件会有明显的温升.因为盘毂连接座与夹紧圈的热传导能力不一致，在制动完成后，盘毂连接座与夹紧圈的温升会有所不同.该温升差异将使得盘毂连接座和夹紧圈的热膨胀量不一致，从而导致螺栓承受一定的弯矩.

在电制动正常工作的情况下，盘毂连接座和夹紧圈的温升非常接近，几乎一致.当车辆运行在较长距离大坡道上并发生了电制动不能工作的情况下，盘毂连接座与夹紧圈的温升差异就变得比较明显.由于盘毂连接座作为盘毂的一部分，可直接将热量传递给盘毂及车轴，所以温升相对较低；而夹紧圈作为独立部件，与盘毂之间存在一定的间隙，无法直接将热量传递给盘毂和车轴，所以温升相对较高(图6).因此导致了盘毂连接座和夹紧圈的热膨胀量不一致.如上所述，盘毂连接座和夹紧圈的热膨胀量不一致，将导致螺栓承受一定的弯矩(图7).

图6 轴装制动盘热传递示意图

图7 轴装制动盘螺栓受弯矩示意图

根据上述分析，基于以下假设条件：最大行车速度为200 km/h，坡度为20 ‰，制动时间为70 s，单盘载重质量为7612 kg，单盘旋转质量为400kg，制动力为7.2 kN.模拟计算了紧急制动工况下螺栓紧固各部件的温升情况.

计算结果表明，在施加制动时，盘毂连接座与夹紧圈没有明显的温升差异，而在制动结束后，随着热量继续从摩擦环传递到螺栓连接部位，盘毂连接座与夹紧圈开始出现温升差异，最大值约55℃(图8).

图8 轴装制动盘各部位温度示意图

基于55℃的温升差异以及如下已知条件：①螺栓孔节圆直径296 mm；②热膨胀系数1.2E-5/K.

热负荷计算显示，盘毂连接座与夹紧圈的热膨胀差异即螺栓弯曲量(e)为0.14 mm(图9).该作用力在动车组运营过程中使螺栓受到弯曲疲劳应力，进而加速了制动盘螺栓热疲劳裂纹扩展.

图9 螺栓弯曲量(e)示意图

3 轴装制动盘新方案螺栓

3.1 新螺栓连接的要求

为了更好解决既有制动盘螺栓疲劳断裂问题，对新螺栓方案提出如下技术要求：

(1)能直接在现场与现车螺栓实现互换，且不需要更换其它主要部件；

(2)能安全可靠的抵抗IEC61373规定的振动与冲击载荷以及紧急制动工况下的制动扭矩和热负荷；

(3)更进一步能安全可靠的抵抗高于IEC61373 规定的振动载荷以及电制动失效情况下在长大坡道高速运行产生的较高热负荷.

3.2 轴装制动盘螺栓新方案

摩擦环的连接由一个特殊设计的变截面螺栓、位于螺栓头一侧的调节套筒、位于螺母侧的一个与螺栓轴肩紧密配合的配合套筒及一个金属防松螺母组成(图10).

图10 轴装制动盘螺栓新方案示意图

新设计的变截面螺栓与现车既有轴装制动盘螺栓相比，长度增加24.5 mm，由螺栓长度105mm加长至129.5 mm，杆部由原来的直杆变为变截面，达到了替换要求.对于新设计的螺栓，其变截面结构以及相对增加的螺栓长度使其具有更高抵抗弯矩的柔性，更为重要的是，与其紧密配合的配合套筒这一独特结构可防止螺栓与螺母啮合的第一牙之高应力区受到弯矩载荷的影响(图11).

图11 既有轴装制动盘螺栓与新方案螺栓所受弯矩比较

由于螺栓轴肩与配合套筒紧密配合，配合套筒将引导螺栓的弯矩分布情况.因此该第一牙之高应力区域将只承受螺栓轴向力，而不再承受任何弯矩.然而为了确保配合套筒可以用手安装，螺栓轴肩外径和配合套筒内径之间设计有最大0.015 mm 的间隙.因此，实际的螺栓连接和理论设计相比，其螺栓应力会有所不同，但仍然有明显改善.

3.3 变截面螺栓连接计算

根据国际标准VDI2230-1对制动盘的螺栓连接进行计算.螺栓连接上的载荷来自制动施加的边界条件及国际标准IEC61373中对冲击和振动相关指标，如表1所示.

表1 载荷数据

计算结果(表2)表明新设计的变截面螺栓连接满足所有设计要求.新设计的变截面螺栓连接可靠，足以安全承受前述的标准工作载荷.

由于VDI2230无法计算螺栓的弯曲，所以需要使用有限元分析法(FEM)对螺栓连接进行计算.

表2 计算结果

3.4 FEM有限元计算

新设计的变截面螺栓结构将通过FEM有限元分析法计算其弯矩载荷(图12)，计算边界条件如下：①最大螺栓预紧力；②相对位移 ±0.3mm的弯矩.

计算结构显示，螺栓可靠性满足设计要求.

图12 FEM有限元分析法计算

FEM有限元仿真计算考虑了螺栓轴肩与配合套筒间实际间隙，因此螺栓与螺母啮合的第一牙之高应力区并不会完全不受弯矩载荷的影响，仍将承受部分弯矩，但该区域弯矩载荷明显下降了60%以上.新设计螺栓与现车螺栓之弯矩载荷比较(图13)，最右侧坐标0为啮合第一牙位置(断裂位置定义为0).

图13 新方案螺栓与现车原方案螺栓之弯矩载荷比较

3.5 疲劳试验

由于没有足够的现场与实验室数据及经验，很难使用FEM有限元仿真分析法计算螺栓的疲劳极限.因此通过一个特殊的实验台来验证螺栓的疲劳极限.如图14所示，两种型号的螺栓同时在实验台上螺母侧反复施加±0.3 mm 的位移，模拟现车螺栓与新设计螺栓的连接及弯矩情况做疲劳试验.

图14 轴装制动盘螺栓疲劳试验

试验开始前，将螺栓拧紧并用超声波测量的方法控制其轴向力，然后开始试验.每周可以施加大约10万次循环载荷，如果有螺栓发生断裂，将停止实验台，标记螺母以及螺栓断裂的位置，同时每天检查螺栓连接是否有松动.试验结果印证了FEM有限元的分析结论.既有轴装制动盘原方案螺栓在6万次循环载荷次数时发生断裂，断裂位置为螺栓与螺母啮合的第一牙位置.新设计的变截面螺栓已施加100万次循环载荷，没有发生断裂.这足以证明新设计的变截面螺栓比现车螺栓具有更高的可靠性.

4 结论

计算结果表明，振动以及热负荷可以导致夹紧圈相对盘毂产生位移，进而使螺栓承受弯矩.非制动受热情况下，该最大位移量为±0.15 mm，制动受热后该最大位移量增大0.07 mm达到±0.22 mm，基于此得出螺栓疲劳断裂的原因可以归结为过高的振动载荷以及热负荷的共同作用.

新方案增加螺栓长度及变截面结构设计，进一步有效降低了由于外力或振动引起的螺栓应力，使变截面螺栓具有可抵抗较高外部载荷的更高可靠性.与螺栓轴肩紧密配合的配合套筒可保护螺母附近的螺栓螺牙区域，减少由较高振动或热负荷导致的夹紧圈相对位移而引发的弯矩影响，降低了螺栓螺牙区域的弯矩.

理论分析及试验结果表明，新设计螺栓方案比现车螺栓具有更高的可靠性，可用于既有动车组轴盘螺栓的替换.