何旭田 赵惠星 王海娟 高旭鹏 常成
中车大连机车车辆有限公司 辽宁省 116000
摘要：本文基于某地铁列车一系簧下压盖紧固螺栓断裂问题开展分析，通过仿真、试验及理论研究的方法，研究该处螺栓的载荷特性、断裂失效机，并研究相关优化解决措施。本文首先明确该部位螺栓故障发生的根本原因，通过仿真分析和试验验证，明确既有车辆改造和新造车辆设计方案优化方案，本文的研究工作可为地铁列车螺栓失效分析及防松设计提供重要的理论指导及研究方法。
关键词：地铁列车；螺栓断裂；分析
1 螺栓失效分析
1.1 螺栓失效情况描述
一系簧下压盖紧固螺栓位于转向架轴箱端盖部位，每个轴箱端盖上安装有两个M16×55、8。8级螺栓，通过拧入轴箱芯轴，从而固轴箱端盖，其整体几何结构如图1所示， 其结构安装示意图如图2所示。结构安装配合时，在一些部位必须留有一定的装配间隙，图1所示中的装配间隙1需要用调整垫调节，因此为了调整方便，设计了一种带缺口的马蹄形调整垫用以对安装间隙1进行调整。
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统计表明列车在运行9～60万公里后，8。8级螺栓开始出现螺栓断裂问题。初步判断认为是预紧力不足，将部分螺栓更换为M16×70、10。9等级的螺栓，但运行一段时间后，10。9级螺栓也均出现断裂的情形。
1.2 断裂缺口分析
断裂螺栓如图3所示。两种类型的故障螺栓断裂位置多为啮合起始第2个螺牙附近，断裂螺栓的断口距螺杆端面距离均为25 mm左右，断裂位置基本相同。经对大量螺栓开展统计，发现以下特征：螺栓总是成对断裂，且从断裂的螺栓断面分析，其中首先断裂的螺栓断面形貌较为规则，呈现出比较明显的疲劳贝纹线特征， 初步判断为疲劳断裂；后断裂的螺栓断面形貌则较为复杂，分析为整体结构失稳导致的断裂。
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图3 断裂螺栓图片
2 螺栓的载荷特性分析
采用仿真分析与台架试验的方式开展螺栓载荷特性研究。其中试验在转向架参数试验台上开展，按照转向架线路运行真实受力状态给转向架施加疲劳载荷，采用测力螺栓对螺栓进行测力。结果表明，螺栓在运用过程中承受轴向交变载荷，其中螺栓1交变载荷变化范围为±9 kN,螺栓2交变载荷变化范围为±5 kN(图4)。
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图4 螺栓承受交变载荷
通过仿真分析，提取芯轴肩部处的接触应力(图5),发现带缺口的马蹄形调整垫明显影响了整个结构力的大小及分配。因此结合上文，可以分析出一系簧下压盖紧固螺栓载荷特性，即在螺栓预紧过程中，拧紧时下压盖发生弯曲，使螺栓承受附加弯矩；在车辆运用过程中，芯轴的肩部在轴箱支点处产生一个弯矩，两个螺栓载荷不均衡，承受反复交变的载荷。使用马蹄形调整垫时，由于缺口间隙的存在，使与马蹄形调整垫缺口方向相反的螺栓承受的弯矩进一步增大，图6是整个结构螺栓的载荷特性示意图。
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采用螺栓共振疲劳试验机对施加预紧力条件下的螺栓开展疲劳试验，试验表明在动载±9kN工况下 ,疲劳寿命区间约为144～380万次，该值与仿真分析结果基本吻合，试验也表明螺栓在该疲劳工况下下不满足全寿命使用要求。
3结论
本文基于某地铁列车一系簧下压盖紧固螺栓断裂问题开展分析及优化，通过仿真、试验、图像及理论分析，研究该处螺栓的载荷特性、断裂失效机理，并研究相关优化解决措施，得出以下结论：
(1)通过对螺栓断裂缺口分析，首先断裂的螺栓断口可见典型的疲劳纹理，疲劳瞬断区为等轴状韧窝，判断为正应力(拉伸、弯曲)导致疲劳断裂；
(2)通过对螺栓预紧力及强度分析，8。8级螺栓不满足预紧力及疲劳性能要求，螺栓长久使用会发生松动与疲劳的现象，最终导致螺栓断裂失效。10。9级螺栓满足预紧力需求，但不满足疲劳强度需求，且通过静强度分析发现，10。9级螺栓在静载荷下应力达到895 MPa, 安全余量过低，分析主要是由于10。9级螺栓提供的预紧力增加了33。3%,而原轴箱端盖厚度仅为16 mm, 螺栓拧紧时下压盖发生弯曲，使螺栓承受附加弯矩增大；
(3) 通过对螺栓的载荷特性分析，螺栓预紧过程中，拧紧时下压盖发生弯曲，使螺栓承受附加弯矩；在车辆运用过程中，芯轴的肩部在轴箱支点处产生一个弯矩，两个螺栓载荷不均衡，承受反复交变的载荷。使用马蹄形调整垫时，由于缺口间隙的存在，使与马蹄形调整垫缺口方向相反的螺栓承受的弯矩进一步增大；
(4)优化方案为采用10。9级螺栓，主要是为了消除8。8级螺栓提供的预紧力不足的问题；将端盖厚度由16 mm增加至32 mm, 主要是为了降低在采取10。9级螺栓导致拧紧时下压盖发生弯曲给螺栓带来的附加弯矩；将调整垫片由马蹄形缺口垫片调整为无缺口的圆形垫片；主要是降低马蹄形调整垫缺口方向相反的螺栓承受的较大弯矩，研究表明优化方案螺栓静强度满足要求，螺栓的疲劳寿命提升至原来的3。5倍以上，基本满足列车服役寿命需求。
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