高速動(dòng)車組輪裝制動(dòng)盤裝配工藝試驗(yàn)研究

黃 彪，杜利清，金文偉，胡小山

(中車戚墅堰機(jī)車車輛工藝研究所有限公司 技術(shù)研發(fā)中心，江蘇 常州 213125)

制動(dòng)盤作為高速列車極為關(guān)鍵的核心部件，通過與閘片摩擦，可使列車在規(guī)定的制動(dòng)距離內(nèi)實(shí)現(xiàn)減速或停車，其性能直接影響列車的運(yùn)行狀況和乘客的生命安全。

隨著列車向高速、重載方向發(fā)展，盤形制動(dòng)逐漸成為列車制動(dòng)的主要形式。對(duì)于輪盤制動(dòng)形式，螺栓一般布置在制動(dòng)盤摩擦面上，在頻繁制動(dòng)工況下，螺栓會(huì)承受巨大的交變載荷，服役環(huán)境惡劣[1]，對(duì)制動(dòng)盤緊固件性能和組裝均提出了較高的要求。輪裝制動(dòng)盤結(jié)構(gòu)見圖1。

圖1 輪裝制動(dòng)盤結(jié)構(gòu)

本文首先根據(jù)緊固件的服役工況對(duì)制動(dòng)盤緊固件進(jìn)行設(shè)計(jì)校核，并確定制動(dòng)盤螺栓組裝預(yù)緊力的范圍；再通過組裝過程模擬試驗(yàn)，得到最優(yōu)的組裝工藝參數(shù)，確保制動(dòng)盤緊固件軸向力更精確，分布更均勻，擰緊過程更可靠。

1 螺栓設(shè)計(jì)計(jì)算

制動(dòng)盤螺栓裝配預(yù)緊力直接影響制動(dòng)盤的性能，如果螺栓預(yù)緊力小于規(guī)定要求，在工作中盤體與車輪之間則會(huì)出現(xiàn)微小滑動(dòng)，使螺栓受剪或者承受交變彎曲載荷，造成疲勞斷裂。如果預(yù)緊力大于規(guī)定要求，則疊加外載荷后會(huì)超過螺栓材料的屈服極限，產(chǎn)生塑性變形甚至斷裂。因此過大或者過小的裝配預(yù)緊力都會(huì)影響制動(dòng)盤螺栓的使用性能，造成螺栓失效。螺栓在設(shè)計(jì)時(shí)按照VDI 2230-1《高強(qiáng)度螺栓鏈接的系統(tǒng)計(jì)算-單個(gè)圓柱螺栓鏈接》[2]進(jìn)行校核并確定螺栓的軸向預(yù)緊力。本文以某高速動(dòng)車組輪裝制動(dòng)盤為例進(jìn)行計(jì)算，螺栓為十二角腰桿結(jié)構(gòu)螺栓，制動(dòng)盤安裝螺栓數(shù)量為12個(gè)，沿周向均布，螺栓性能等級(jí)為10.9級(jí)；螺母采用全金屬十二角花型防松螺母，性能等級(jí)為10級(jí)。

圖2 制動(dòng)盤緊固件結(jié)構(gòu)

1.1 螺栓受力分析

1.1.1 軸向載荷

制動(dòng)盤緊固件軸向載荷主要為制動(dòng)盤受熱膨脹導(dǎo)致螺栓承受巨大的拉伸載荷，在此通過建立制動(dòng)盤熱機(jī)耦合仿真分析有限元模型，并采用直接法同時(shí)獲得制動(dòng)盤及緊固件溫度場和應(yīng)力場計(jì)算結(jié)果。計(jì)算選擇某高速動(dòng)車組最高運(yùn)行速度下一次緊急制動(dòng)工況，計(jì)算參數(shù)見表1。

表1 制動(dòng)盤及緊固件溫度場和應(yīng)力場計(jì)算參數(shù)

通過對(duì)制動(dòng)盤進(jìn)行熱機(jī)耦合仿真計(jì)算得到制動(dòng)盤緊固件在一次緊急制動(dòng)工況下軸向載荷的變化曲線(圖3)。盤體摩擦面及螺栓螺紋位置溫度變化曲線見圖4。

圖3 制動(dòng)盤緊固件軸向力變化曲線

圖4 摩擦面及螺栓螺紋位置溫度變化曲線

從而可以得到制動(dòng)盤緊固件軸向工作載荷為FA=31 kN。

1.1.2 橫向載荷

螺栓上承受的橫向載荷主要為制動(dòng)摩擦力產(chǎn)生的橫向載荷：

(1)

式中：F1——最大單側(cè)制動(dòng)壓力，取值21.5 kN；

μ1——閘片與盤面摩擦因數(shù)，取值0.5；

z——螺栓數(shù)量，取值12。

1.2 螺栓最小夾緊力FKerf

考慮制動(dòng)盤螺栓連接提供的摩擦夾緊必須傳遞制動(dòng)產(chǎn)生的橫向力,則：

(2)

式中：qF——傳遞橫向載荷的界面數(shù)量，取值1；

μTmin——界面處最小附著摩擦因數(shù)，取值0.2。

1.3 預(yù)緊力損耗Fz

由于接觸表面存在一定粗糙度，在螺栓預(yù)緊后，會(huì)造成預(yù)緊力Fz減少。

(3)

式中：fz——粗糙度影響造成的嵌入量，按照標(biāo)準(zhǔn)取值0.012 5 mm；

δs——連接件彈性柔度；

δp——被連接件彈性柔度。

1.4 最小裝配預(yù)緊力FMmin

螺栓最小裝配預(yù)緊力計(jì)算見式(4)：

FMmin=FKerf+(1-φn)FA+Fz

(4)

式中：FKerf——制動(dòng)盤緊固件最小夾緊力；

Fz——預(yù)緊力損耗；

FA——制動(dòng)盤螺栓最大軸向工作載荷,取值31 kN。

從而可計(jì)算得出FMmin=42.93 kN。

1.5 最大允許裝配預(yù)緊力FMzul

VDI 2230-1中給出了允許裝配預(yù)緊力計(jì)算公式如下：

(5)

式中：A0——最小應(yīng)力截面積；

v——屈服極限利用率；

RP0.2min——螺栓材料屈服極限；

d0——最小應(yīng)力截面直徑；

d2——螺紋的中徑；

p——螺距，取值2 mm；

μGmin——最小螺紋摩擦因數(shù)，取值0.15。

A0出現(xiàn)在螺栓細(xì)桿位置，計(jì)算得A0=132.665 mm2；考慮到制動(dòng)盤螺栓要承受較大的附加應(yīng)力，在此按照屈服極限利用率為70%進(jìn)行設(shè)計(jì)，從而可以計(jì)算得到FMzul為73.7 kN。

根據(jù)設(shè)計(jì)原則，設(shè)計(jì)預(yù)緊力FM應(yīng)滿足：

FMmax=FMmin·αA≤FM≤FMzul

(6)

式中：αA——擰緊系數(shù)，取值1.6。

計(jì)算得：FMmax=42.93×1.6=68.7 kN≤FM≤73.7 kN，螺栓滿足設(shè)計(jì)要求。

從而根據(jù)公式(6)可確定軸向力設(shè)計(jì)目標(biāo)范圍為46.1(73.7/1.6=46.1)～73.7 kN。

1.6 螺栓強(qiáng)度校核

螺栓在服役過程中可能承受的最大軸向載荷FAmax為最大預(yù)緊力和最大軸向工作載荷之和，結(jié)合上文計(jì)算結(jié)果可知，F(xiàn)Amax=73.7+31=104.7 kN。從而計(jì)算得到螺栓的最大應(yīng)力為：

(7)

根據(jù)有限元計(jì)算結(jié)果螺栓在服役工況下溫度不超過300 ℃，經(jīng)試驗(yàn)測得螺栓材料在300 ℃條件下屈服強(qiáng)度大于800 MPa，故螺栓強(qiáng)度滿足設(shè)計(jì)要求。

2 制動(dòng)盤螺栓擰緊試驗(yàn)

為了使制動(dòng)盤螺栓在擰緊過程中獲得精度更高、離散更小的預(yù)緊力，進(jìn)行以下一系列試驗(yàn)驗(yàn)證。

2.1 試驗(yàn)設(shè)備

本文采用螺栓超聲波軸力測試設(shè)備進(jìn)行模擬組裝試驗(yàn)，該設(shè)備可在不破壞螺栓本身前提下實(shí)時(shí)地對(duì)螺紋緊固件擰緊的全過程進(jìn)行系統(tǒng)的動(dòng)態(tài)測量，根據(jù)在彈性階段螺栓軸力與螺栓伸長量成線性變化原理，通過實(shí)時(shí)采集超聲波飛行時(shí)間(同一溫度下超聲波飛行時(shí)間與螺栓伸長量成正比)，根據(jù)前期標(biāo)定建立的螺栓伸長量與軸向力的關(guān)系曲線間接計(jì)算出螺栓軸向力。另外考慮到溫度變化導(dǎo)致超聲波飛行時(shí)間的變化，為了有效地消除溫度因素的影響而非螺栓受力拉伸形成的超聲波延遲，該設(shè)備引入了溫度補(bǔ)償功能。

2.2 組裝工藝參數(shù)確定

2.2.1 擰緊順序

輪裝制動(dòng)盤由12套緊固件將兩片盤體組裝在車輪上，如果組裝時(shí)螺栓擰緊順序不當(dāng)，由于連接件之間相互影響的作用，先擰緊的螺栓預(yù)緊力在后續(xù)螺栓擰緊過程中會(huì)出現(xiàn)預(yù)緊力衰減的現(xiàn)象，嚴(yán)重影響零部件之間的連接效果。

文獻(xiàn)[3、4]表明采用交叉擰緊的螺栓預(yù)緊力離散較順序擰緊更小，并給出了交叉擰緊方法，如果螺栓數(shù)量為12個(gè)，可確定螺栓擰緊順序?yàn)?-7-10-4-12-6-9-3-11-5-8-2。同時(shí)本文也進(jìn)行了驗(yàn)證，圖5為試驗(yàn)結(jié)果，螺栓依次擰緊后測得的螺栓軸向力用不同顏色展示。從圖中可以看出后續(xù)螺栓擰緊過程中，先擰緊的螺栓預(yù)緊力會(huì)出現(xiàn)微小波動(dòng)，但軸向力衰減不超過2%，考慮到螺栓在擰緊之后本身會(huì)出現(xiàn)應(yīng)力松弛現(xiàn)象，故可認(rèn)為采用該擰緊順序基本可以消除螺栓之間的相互影響。

圖5 制動(dòng)盤螺栓擰緊過程軸向力變化曲線

2.2.2 潤滑方式

文獻(xiàn)[5]表明對(duì)于有效力矩型防松螺母，采用MoS2類潤滑脂潤滑效果優(yōu)于潤滑油類潤滑效果，扭矩系數(shù)穩(wěn)定性最好。不做任何潤滑時(shí)扭矩系數(shù)散差最大。為了獲得更穩(wěn)定的擰緊效果，采用MoS2潤滑脂進(jìn)行潤滑。

2.2.3 擰緊轉(zhuǎn)速

擰緊轉(zhuǎn)速與摩擦因數(shù)存在以下經(jīng)驗(yàn)公式[6]：

μ=μ0e-cv

(8)

式中：μ0——靜摩擦因數(shù)；

v——轉(zhuǎn)速；

c——常數(shù)。

可以看出，轉(zhuǎn)速較低時(shí)，摩擦因數(shù)較大；相反，轉(zhuǎn)速越高，摩擦因數(shù)越小，扭矩系數(shù)越小，從而擰緊扭矩轉(zhuǎn)化成的軸向力越大，另外在生產(chǎn)中較高的轉(zhuǎn)速可提升效率，但是轉(zhuǎn)速過高，也會(huì)造成螺紋摩擦副的咬死失效或出現(xiàn)黏滑現(xiàn)象[7]，尤其對(duì)采用有效力矩型防松螺母時(shí)，擰緊轉(zhuǎn)速過高出現(xiàn)咬死的概率更大。選擇合適的擰緊轉(zhuǎn)速至關(guān)重要，本文通過大量的試驗(yàn)驗(yàn)證選用5 r/min的擰緊轉(zhuǎn)速進(jìn)行擰緊時(shí)，螺栓螺母出現(xiàn)咬死的概率較低，扭矩系數(shù)更穩(wěn)定。

2.3 扭矩法擰緊試驗(yàn)

2.3.1 擰緊參數(shù)確定

前文已經(jīng)通過計(jì)算得出制動(dòng)盤螺栓擰緊目標(biāo)軸向力范圍為46.1～73.7 kN。通過在扭矩系數(shù)試驗(yàn)機(jī)上獲得制動(dòng)盤螺紋副扭矩系數(shù)范圍分布在0.140～0.180之間，通過公式(4)可計(jì)算得到擰緊扭矩范圍為132～165 N·m，取150 N·m作為扭矩法擰緊時(shí)額定扭矩進(jìn)行擰緊試驗(yàn)。

2.3.2 試驗(yàn)結(jié)果及分析

根據(jù)上述確定的工藝參數(shù)進(jìn)行擰緊試驗(yàn)，對(duì)擰緊過程進(jìn)行動(dòng)態(tài)測試，記錄軸向力、扭矩、轉(zhuǎn)角等試驗(yàn)數(shù)據(jù)，軸向力和扭矩試驗(yàn)結(jié)果見表2，擰緊過程軸向力、扭矩隨角度的變化曲線見圖6。從試驗(yàn)結(jié)果可以看出，采用扭矩法進(jìn)行擰緊時(shí)制動(dòng)盤螺栓軸向力分布范圍為54.51～70.16 kN，平均軸力為60.36 kN，滿足預(yù)期設(shè)計(jì)要求。

圖6 扭矩法擰緊過程曲線

表2 扭矩?cái)Q緊過程試驗(yàn)數(shù)據(jù)

從圖6擰緊曲線看出，擰緊過程主要分為3個(gè)階段：第一階段為克服鎖緊力矩?cái)Q緊階段，擰緊扭矩成水平直線，數(shù)值與螺母鎖緊力矩保持一致，螺栓軸向力為0；第二階段為貼合階段，擰緊扭矩和軸向力均逐漸增大，直至完全貼合；第三個(gè)階段為擰緊階段，該階段螺栓軸向力與擰緊角度成線性關(guān)系，直至完全擰緊。擰緊曲線與鎖緊螺母特性保持一致。

2.4 轉(zhuǎn)角法擰緊試驗(yàn)

2.4.1 轉(zhuǎn)角法擰緊參數(shù)確定

轉(zhuǎn)角法主要由起始扭矩和轉(zhuǎn)角兩部分確定，起始扭矩將螺栓和螺母充分貼合，貼合過程見圖6第二階段，從圖中及試驗(yàn)數(shù)據(jù)可以看出扭矩在大于40 N·m之后，軸向力隨角度增加基本成線性變化。為了分析起始扭矩對(duì)轉(zhuǎn)角法擰緊結(jié)果的影響，并為了達(dá)到預(yù)期的軸向力，對(duì)不同的貼合扭矩制定相應(yīng)的轉(zhuǎn)角參數(shù)，轉(zhuǎn)角法參數(shù)(以扭矩+轉(zhuǎn)角表示)共7種，分別為40 N·m+45°、45 N·m+42.8°、50 N·m+40.5°、55 N·m+38.3°、60 N·m+36°、70 N·m+31.5°、80 N·m+27°進(jìn)行擰緊試驗(yàn)。其中不同起始扭矩對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)角分別通過對(duì)圖6擰緊曲線數(shù)據(jù)分析得出。

2.4.2 試驗(yàn)結(jié)果及分析

擰緊順序、潤滑方式和擰緊轉(zhuǎn)速控制與扭矩法保持一致，分別按照上述轉(zhuǎn)角法參數(shù)進(jìn)行擰緊試驗(yàn)，試驗(yàn)過程中記錄軸向力、扭矩等試驗(yàn)數(shù)據(jù)，擰緊后各參數(shù)下螺栓軸向力試驗(yàn)結(jié)果見表3。從試驗(yàn)結(jié)果可以看出，幾種轉(zhuǎn)角法參數(shù)下螺栓軸向力的平均值也均與目標(biāo)軸向力基本一致，軸向力的變化范圍也均滿足預(yù)期設(shè)計(jì)要求。

為了對(duì)比不同參數(shù)下軸向力的離散性，同時(shí)為了消除平均值的影響，采用變異系數(shù)進(jìn)行離散度對(duì)比和評(píng)定，變異系數(shù)越小表示軸向力離散度越小。變異系數(shù)用公式(9)計(jì)算，計(jì)算結(jié)果見表3。

表3 不同的轉(zhuǎn)角法參數(shù)工況下軸向力試驗(yàn)結(jié)果及分析

(9)

式中：Cv——變異系數(shù)；

σ——均方差；

μ——平均值。

不同擰緊參數(shù)下軸向力變異系數(shù)曲線見圖7。圖中將扭矩法看成是一種極端的轉(zhuǎn)角法，即150 N·m+0°進(jìn)行統(tǒng)計(jì)，從計(jì)算結(jié)果和曲線可以看出貼合扭矩為50 N·m時(shí)，軸向力變異系數(shù)最小為0.041，極差為7.563 kN，軸向力分布更集中，離散性最低，且螺栓軸向力平均值為61.339 kN，符合預(yù)期設(shè)計(jì)目標(biāo)。

圖7 不同轉(zhuǎn)角法參數(shù)下變異系數(shù)變化曲線

從變異系數(shù)曲線可以看出，變異系數(shù)隨著起始扭矩從40 N·m增大至80 N·m過程中先減小后增大，這主要是由于扭矩為40 N·m時(shí)，緊固件仍未完全貼合，其離散性較大；而之后超過50 N·m之后，緊固件雖已完全貼合，但起始扭矩越大，其受扭矩系數(shù)變化的影響越大。這也是扭矩法擰緊時(shí)螺栓軸向力離散最大的原因。

綜上所述，為了獲得更精確、離散度更小的螺栓軸向力，提高制動(dòng)盤緊固件的安全可靠性，選擇轉(zhuǎn)角法參數(shù)為50 N·m+40.5°作為制動(dòng)盤緊固件擰緊工藝更為合適。

3 結(jié)論

(1) 本文首次提出并采用有限元方法對(duì)制動(dòng)盤緊固件進(jìn)行服役工況下的承載計(jì)算，并按照VDI 2230-1為設(shè)計(jì)輸入準(zhǔn)則對(duì)緊固件進(jìn)行設(shè)計(jì)，得到制動(dòng)盤螺栓軸向預(yù)緊力設(shè)計(jì)范圍為46.1～73.7 kN，提高了制動(dòng)盤緊固件設(shè)計(jì)精度。

(2) 采用扭矩轉(zhuǎn)角法擰緊較采用扭矩法擰緊時(shí)制動(dòng)盤螺栓軸向力精度更高，散差更小。

(3) 針對(duì)該制動(dòng)盤緊固件，貼合扭矩50 N·m時(shí)，螺栓軸向力變異系數(shù)最小，軸向力分布更均勻。根據(jù)計(jì)算的目標(biāo)軸向力，確定50 N·m+40.5°作為制動(dòng)盤螺栓扭矩轉(zhuǎn)角法擰緊控制參數(shù)。