动车组动力车减振器座及焊缝疲劳寿命评估

2022-08-01柴学彬

中国铁道科学 2022年4期

杨帆，柴学彬，高翔，张昭

（1.中车大连机车车辆有限公司机车开发部，辽宁大连 116022；2.大连理工大学工业装备结构分析国家重点实验室，辽宁大连 116024）

减振器座是动车组车体结构中连接减振器与车体减振器座梁的重要结构，其服役性能会直接影响车体的振动状态、稳定性和安全性。减振器与车体减振器座梁结构之间主要通过焊接的方式进行连接，在减振器连接位置存在大量焊缝，而焊缝的设计形式会对结构的服役安全产生重要影响。因此，为保证减振器座及其周围车体结构的服役安全，需要对焊缝进行疲劳寿命评估，并设计合理的焊缝形式，确保减振器座结构满足疲劳寿命要求。减振器主要包括横向、纵向和抗蛇形减振器，其中，横向减振器主要用来减缓和降低车体结构横向振动，保证动力车结构强度和疲劳强度的安全可靠。针对结构强度和疲劳强度的分析，目前采用的依据主要包括TB/T 2541—2010《机车车体静强度试验规范》，BS EN 12663-1—2010《Railway applications-Structural requirements of railway vehicle bodies》，TB/T 3548—2019《机车车辆强度设计及试验鉴定规范总则》等相关标准［1-5］。

结合车体结构确定焊缝连接形式是制定车体焊接工艺的重要依据，焊缝形式的变化也会反过来影响车体结构的设计。随着焊缝的出现及其形式的变化，焊缝附近的材料会出现疲劳强度等力学性能的改变［6-7］，因此，有必要研究焊缝形式与结构疲劳强度的关联性。姜锡辉［8］运用多体动力学软件仿真模拟获得了转向架各结构在20 s 内的载荷历程，分析比较了不同焊缝形式下结构的疲劳寿命，结果显示T 型接头中HV 型焊缝的疲劳寿命大于HY 型焊缝的疲劳寿命，从而优化了转向架结构处的焊缝形式。茹常乐等［9］通过建立等效应力与疲劳强度干涉模型分析了地铁转向架结构的可靠性，采用雨流计数法获得了各类载荷的载荷谱，基于Miner 疲劳累积损伤准则对转向架构件焊缝的疲劳寿命进行了预测，预测结果与试验结果相吻合，验证了预测模型的可靠性。周张义等［10］基于实测应力构建了Q345钢焊缝的疲劳曲线（S-N曲线），研究成果可用于疲劳寿命分析以及转向架焊接部位的耐久性评定。文孝霞等［11］采用静强度分析法研究了单轨车辆转向架的焊缝，并进一步采用准静态应力分析法对转向架电机箱处不同焊缝形式的疲劳寿命进行了分析和评估，结果显示T 型接头采用HV 型焊缝比单面角焊缝的疲劳寿命提高了69.6%，结构疲劳强度明显提高。谢素明等［12］依据名义应力法和结构应力法研究了矩形管接头焊缝的应力分布以及疲劳问题，并基于2 种方法分析了焊缝的应力因子，结果表明焊缝拐角焊趾处的应力值最大，与试验中接头疲劳失效的位置一致，并且此处的应力因子较大，为高应力等级。

通过以上研究成果发现，针对焊缝疲劳的分析主要依据的是相关规范对工况的标定以及国际焊接学会（International Institute of Welding，IIW）等制定的焊缝疲劳标准。其中，IIW 设计规范包含了目前众多疲劳分析的科学方法，如名义应力法、热点应力法和缺口应力法等，并且进行了不同材料性质的试验和数据整理，总结了多种材料的疲劳特征参数。从疲劳原理、计算方法、结构评估、寿命修正、质量保证措施等方面系统阐述了疲劳设计的相关知识点，是机车部件以及焊缝疲劳寿命计算的重要依据之一，在车辆的疲劳计算中被广泛应用［13-18］。目前，基于载荷谱预测车体结构全寿命周期的疲劳设计研究较少，但这是未来车体结构疲劳设计的发展趋势。

本文在某型号动力集中式动车组动力车（简称“动力车”）运行过程中实际测量获得的载荷谱基础上，基于Miner 疲劳累积损伤理论和相关行业标准，对某型号动力车横向减振器座以及焊缝进行了全寿命疲劳分析和预测，并针对焊缝形式进行了设计，在满足车体900 万km 安全运行的前提下，提高焊缝连接的可靠性。

1 计算模型

建立某型号动力车横向减振器局部模型如图1所示。图中放大部位为减振器座与焊缝位置。

图1 横向减振器局部模型

边界条件可按照局部模型的位移约束条件施加，在边梁的截面部位施加纵向和垂向位移约束，在横梁截面位置施加横向和垂向位移约束，如图2所示。同时考虑垂向和横向载荷，两者均根据实际试验中获得的动应力测试数据，通过结构自重和重力加速度计算得到。垂向载荷为±0.25g（g为重力加速度），并与重力加速度1g叠加，为1.25g和0.75g，即129.2 和77.5 kN；减振器座上的横向载荷取卸荷力的1.5 倍，卸荷力取10 kN，即横向载荷为±15 kN；考虑二系弹簧横向力，±5.67 kN×2=±11.34 kN；惯性载荷取±0.2g。

图2 载荷施加位置及方式

有限元计算结果的精度受计算模型网格密度的影响较大。以本文计算模型为例，随着网格密度增加，整体结构刚度减小，计算的位移解可逐渐趋近真实解，即在较小的网格尺寸下计算出的位移解与实际较为一致；但是较小的网格存在明显的应力集中问题，且由于应变片具有一定的结构尺寸，有限元模型和试验测量位置的应力选点完全一致也存在困难，因此较小的网格无法保证应力计算值的精度，即有限元计算存在应力网格敏感性问题。

通过应变片上设置的测量长度在施加载荷前后的变化量，可以获得测量点处的应变值，有限元模型中可以根据测得的应变值计算出测量点的应力值，以避免有限元计算中的应力网格敏感性问题，计算式为

式中：σ为测量点处应力值，MPa；E为减振器座材料的弹性模量，200 GPa；uSp和uEp分别为选取路径起始点和终止点的位移；L为所选择测量点处的路径长度。

2 试验测量与载荷谱

为了验证所建立计算模型的准确性，将应变片和应变花粘贴在动力车横向减振器座与梁的连接处，通过测量应变片位置处位移变化获得动力车运行过程中的载荷谱，进而计算动力车减振器座及焊缝位置的疲劳寿命。应变片和应变花粘贴位置在模型中的示意图及试验实物放大图如图3所示。图中：黑色圆圈标识处即减振器座结构位置。

图3 减振器座处的应变片及应变花

通过应变分析可以获得与水平方向呈任意夹角φ方向上的应变值［19］，亦可得到主应力值及其主方向夹角，计算式分别为

式中：εx，εy和γxy分别为测量点处沿x和y方向的线应变及对应的剪应变；εφ为任意角度的线应变；ε1和ε2为主应变；φ0为主方向夹角。

针对实车线路进行应变测量，根据应变片和应变花所测得的数据，获得减振器座根部附近的应变值和应力值；通过模拟试验确定实车线路测量的应变数据所对应的载荷水平，并通过雨流计数法得到16 级分级载荷和对应的循环次数，进而得到机车运行3 600 km 过程中减振器座的载荷谱如图4所示，图中N为循环次数。由图4可知：在机车运行过程中，随着载荷数值的减小，减振器座所承受载荷出现的频次逐渐增加。

图4 减振器座载荷谱

3 疲劳累积损伤和全寿命里程计算

基于线性累积损伤准则（Palmgram-Miner 准则），定义损伤和累积损伤［20］，即

式中：Di为某应力水平Si下的疲劳损伤；Ni为某应力水平Si下的疲劳寿命；D为累积损伤。

减振器部件的材料为Q460E，减振器座母材的抗拉强度为550 MPa。对于母材，使用2×106次循环下疲劳强度极限值为160 MPa 的S-N曲线进行累积损伤计算，简称FAT160，此时，S-N曲线由2 段直线表征，2×106次循环对应的S-N曲线斜率为-3，107次循环对应的S-N曲线斜率为-5，可分别得到母材2个不同阶段循环次数N1和疲劳强度S1之间的关系曲线，即

根据标准TB/T 3548—2019，减振器座焊接接头选择323 型，对于焊缝，采用2×106次循环下疲劳强度极限值为90 MPa 的S-N曲线进行累积损伤计算，简称FAT90，此时，S-N曲线由2 段直线表征，2×106次循环对应的斜率为-3，107次循环对应的斜率为-5，可分别得到焊缝2 个不同阶段循环次数N2和疲劳强度S2之间的关系曲线为

因此，可根据S-N曲线方程和Miner疲劳累积损伤理论计算减振器座及焊缝位置的全寿命里程。

4 结果与讨论

4.1 试验验证

为了验证模型以及载荷工况施加的合理性和有效性，提取减振器座测量点处与应变片等长度路径上的位移变化来模拟实际应变片的工作情况，从而降低由于数据点选取带来的误差，测量点路径设置示意图如图5所示。

图5 测量点路径设置示意图

减振器座测量点处在服役条件下选取路径上的位移变化云图如图6所示。

图6 不同横向力作用下测量点处位移云图

由图6中的位移变化量结合式（8）可以计算出在±15 kN 载荷工况下测量点的应力值分别为61.825 和51.400 MPa，应力范围为113.225 MPa。试验中的减振器座对应位置所测量的应力范围为108.4 MPa，误差为4.45%，可以验证模型以及载荷工况施加的合理性和有效性，同时也说明结构并未达到屈服状态，满足减振器座结构的静强度要求。

4.2 疲劳损伤评估

减振器座结构的疲劳寿命对于机车整体安全服役显得尤为重要，因此，为了进一步分析减振器座及焊缝的疲劳寿命，采用2 种方法进行疲劳设计和疲劳寿命校核。第1 种是结合载荷工况和S-N曲线，计算服役条件下减振器座和焊缝处循环应力幅值是否超过疲劳强度，即主应力法疲劳评价方法；第2 种是在试验所获得的载荷谱的基础上，结合模型的数值模拟，计算得到应力与载荷的比例关系式，从而进一步利用损伤累积方法校核减振器座和焊缝是否满足900 万km 的运行要求，即累积损伤疲劳评价方法。根据静力分析载荷的设置，可将疲劳校核下的载荷施加设定为4种工况，见表1。

表1 疲劳校核载荷的4种工况

减振器座整体结构在4 种工况下最大主应力及最小主应力云图如图7所示。整体结构中横向减振器座在4种工况下的最大主应力和最小主应力云图如图8所示。

图7 4种工况下整体结构的主应力云图

图8 4种工况下横向减振器座的主应力云图

通过应力云图可以获得减振器座测量点位置的最大和最小主应力值，分别为σ1和σ3。由于减振器座测量点处于应力循环的状态，从而产生拉应力和压应力，因此，利用σ1-σ3可得到对应的应力变化范围，根据TB 3548—2019标准，减振器座母材和焊缝的主应力法疲劳评价指标见表2。

表2 主应力法疲劳评价指标

各个工况下减振器座母材和焊缝的最大应力见表3。表中：工况1 和工况3 对应二系弹簧横向力和减振器座阻尼力均为11.34 和15 kN，工况2 和工况4中对应二系弹簧横向力和减振器座阻尼力均为-11.34和-15 kN。

由表3可知：由工况1 和工况2 计算得到的减振器座和焊缝的应力变化范围分别为133.95 和81.65 MPa，由工况3 和工况4 计算得到的减振器座和焊缝的应力变化范围分别为135.17 和69.00 MPa，各工况下应力范围值均在表2中的疲劳评价指标范围以内，因此可判断减振器座母材和焊缝满足此方法的疲劳评价要求。

表3 4种工况下的最大应力 MPa

为了能够进一步计算减振器座及焊缝的全寿命服役里程，同时也避免单一疲劳评价方法不能完全保证结构的安全性，因此采用第2 种疲劳计算方法对减振器座和焊缝进行疲劳累积损伤和全寿命里程的量化计算。该方法的主要流程为通过图4所示的载荷谱计算不同载荷下对应的应力值，同时找到在S-N曲线中该载荷下对应的极限循环次数，由载荷谱各载荷对应的循环次数与极限循环次数的比值，可计算得到对应载荷等级和循环次数所产生的损伤百分比，如图9所示。载荷谱的编制广泛采用的方法为波动中心法，此方法是将载荷谱简化为一元随机变量，载荷循环的静载荷成分以波动中心来代替，波动中心作为固定参数，动载荷成分由幅值代替并叠加于波动中心上。而在编制过程中需要选取载荷幅值组级数，级数通常取8，16 或32 级，本文数据所选级数为16 级，再通过幅值上下限判断其所属等级。

图9 测量点载荷与损伤百分比关系

由图9可知：4—11 级载荷所造成的损伤百分比达到了93.35%，其他载荷等级所造成的损伤百分比只有6.65%左右。结果说明低应力水平的载荷循环次数多，但是对损伤百分比的贡献很小，而高应力水平的载荷由于循环次数很少，对损伤百分比的贡献同样较低。

对图9所示的16级载荷所对应的损伤百分比进行累积，得到横向减振器运行3 600 km 所累积的总损伤百分比，减振器座在运行区间内母材累积损伤百分比为0.001 157%，焊缝累积损伤百分比为0.002 763%，区间内焊缝累积损伤百分比为母材的2.39 倍。进一步计算出横向减振器累积损伤百分比达到100%所对应的全寿命运行里程，从而对横向减振器及焊缝进行疲劳评价。减振器座及焊缝的区间累积损伤百分比及安全运行寿命计算结果见表4。

表4 累积损伤百分比及安全运行寿命

由表4可知：横向减振器座及焊缝在3 600 km区间内的损伤累积较小，安全运行里程都满足900万km的运行要求。

可见，第2 种疲劳计算方法与第1 种疲劳计算方法的评估结果是一致的，证明了2 种方法的可行性。在横向减振器座设计初期，可利用第1种方法进行疲劳预评估。在试验阶段，通过实际测量得到相应的数据后，再利用第2 种方法计算出结构的累积损伤和全寿命里程，弥补第1种方法的不足，从而较为全面地为横向减振器结构设计提供疲劳评估。