引言

螺栓是動(dòng)車組組件中的重要零部件,主要起到連接和緊固等作用。一旦螺栓發(fā)生斷裂事故,被連接部件將無法正常工作,甚至帶來安全隱患,因此對(duì)動(dòng)車組上的螺栓進(jìn)行疲勞強(qiáng)度校核對(duì)于保障列車的安全可靠性具有十分重要的意義。

許多學(xué)者對(duì)動(dòng)車組螺栓可靠性展開了研究,如王冬研究動(dòng)車組用螺栓是否存在可以重復(fù)使用的可能,對(duì)螺栓的機(jī)械性能、反復(fù)加載、鍍層耐腐蝕性、疲勞壽命等展開多項(xiàng)試驗(yàn)。李曉峰等人研究了設(shè)備艙底板滑道與吊梁連接處螺栓,開展了靜強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度校核研究,分析了評(píng)估方法的特點(diǎn)。文強(qiáng)等人為了保證動(dòng)車組設(shè)備安裝的可靠性,研究了設(shè)備安裝用螺栓預(yù)緊的扭力要求,探究了具體的預(yù)緊方法、螺栓強(qiáng)度的核算、預(yù)緊力的控制等,為螺栓強(qiáng)度校核提供了理論依據(jù)。

目前,對(duì)于動(dòng)車組螺栓的研究還未涉及客室門螺栓,如何運(yùn)用相關(guān)理論更加科學(xué)、高效地開展客室門中零部件的可靠性驗(yàn)證工作成為目前迫切需要解決的問題。

動(dòng)車組的客室門主要由門框、承載驅(qū)動(dòng)單元、門扇、門控器和電氣部件等組成。其中,承載驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)通過螺栓和車體進(jìn)行連接,一旦螺栓發(fā)生故障,車門會(huì)發(fā)生脫落,無法正常工作。鑒于螺栓的工作環(huán)境和狀態(tài),其對(duì)自身的疲勞強(qiáng)度具有一定的要求。因此,本文基于有限元分析方法對(duì)車體與客室門螺栓連接部件進(jìn)行疲勞強(qiáng)度校核計(jì)算,結(jié)果表明所選用的螺栓符合質(zhì)量要求,為客室門螺栓的可靠性研究提供了理論依據(jù)。

1客室門螺栓參數(shù)

動(dòng)車組列車客室門主要結(jié)構(gòu)包括承載機(jī)構(gòu)、驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)、鎖閉機(jī)構(gòu)、支撐組件等,承載驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)和車體之間通過4個(gè)螺栓連接,如圖1所示。

螺栓型號(hào)為M12×35-A2-70,最小抗拉強(qiáng)度為700MPa,根據(jù)標(biāo)準(zhǔn)DIN 25201-2,計(jì)算得螺紋預(yù)緊力為127N·m,螺栓其他相關(guān)尺寸如表1所示。

2仿真模型與受力分析

基于有限元分析軟件對(duì)門系統(tǒng)運(yùn)行狀態(tài)下的螺栓受力情況進(jìn)行仿真分析。

2.1模型約束及載荷

對(duì)螺栓組件進(jìn)行建模,如圖2所示。根據(jù)結(jié)構(gòu)和工作特點(diǎn)添加約束,如圖3所示。

在模型中添加門系統(tǒng)在運(yùn)動(dòng)過程中所受載荷,門系統(tǒng)自重通過設(shè)置密度后自動(dòng)生成。根據(jù)《鐵路應(yīng)用鐵道車輛車體的結(jié)構(gòu)要求》(EN12663-1一2010）中客車P-Ⅱ型要求,門系統(tǒng)受到3個(gè)方向沖擊時(shí),加速度載荷共有6種組合方式,如表2所示。

2.2螺栓受力情況分析

運(yùn)行仿真,計(jì)算吊架安裝孔處的螺栓最大承載力,如表3所示。

從表3中可以看出,螺栓受到的載荷情況為:最大軸向載荷F_Amax=1023N:最大橫向載荷F_Tmax=463.12N。

3螺栓強(qiáng)度校核

根據(jù)仿真所得螺栓所受載荷情況,對(duì)螺栓疲勞強(qiáng)度進(jìn)行校核。主要校核參數(shù)包括:極限尺寸、安裝預(yù)緊力、螺栓強(qiáng)度、交變載荷、表面壓力和防滑可靠性等。因承載驅(qū)動(dòng)機(jī)構(gòu)為中心對(duì)稱安裝,且剛度較大,螺栓可看作同心緊固及同心負(fù)荷,無須對(duì)極限尺寸進(jìn)行校核。

3.1最小緊固力計(jì)算

動(dòng)車組客室門螺栓連接形式為對(duì)稱緊固,所受載荷為同心載荷,根據(jù)VDI 2230 5.4.1,s_sym=0,a=0,最小緊固力F_kerf計(jì)算公式如下:

式中:F_Tmax為螺栓橫向力:q_F為傳遞橫向力的界面數(shù):μ_Tmin為鋼鋁表面靜摩擦系數(shù),為0.15。

根據(jù)表3可知F_Tmax=463.13N,代入公式(1）計(jì)算得到F_kerf=2315N。

3.2螺栓彈性變形和載荷系數(shù)

螺栓彈性變形δ_s是各個(gè)部分變形的疊加,計(jì)算公式如下:

式中:δ_sk=0.4d/E_s×A_N,E_s=2.05×10⁵N/mm²:δ₁為螺桿部分變形:δ_Gew為無載荷螺紋部分變形:δ_GM為接合螺紋和內(nèi)螺紋區(qū)域彈性變形之和。

在螺栓頭下面施加作用力時(shí),載荷系數(shù)Φ_n計(jì)算公式如下:

式中:δ_p為被夾緊件的彈性變形:n為載荷引入系數(shù),為0.3。

3.3安裝預(yù)緊力校核

最小安裝預(yù)緊力:

最大安裝預(yù)緊力:

式中:F_z為預(yù)緊力消耗:△F'_Vth為溫度變化帶來的預(yù)緊力變化:αA為擰緊系數(shù),數(shù)值為1.7。

根據(jù)DIN 2520I可知,83%最小屈服極限的利用率及螺紋中最小摩擦系數(shù)μ_Gmin=0.I時(shí)的安裝預(yù)緊力為:

式中:v為屈服應(yīng)力利用系數(shù)。

代入數(shù)據(jù)計(jì)算F_Mmax=12675.5N<F_Mzul=28667N,因此螺栓安裝預(yù)緊力符合要求。

3.4螺栓強(qiáng)度評(píng)估

螺栓承受的最大組合應(yīng)力為:

式中:σ_zmax為最大拉應(yīng)力:k_Τ=0.5:Τ_max為最大扭矩應(yīng)力。

經(jīng)計(jì)算,σ_red,B=356.3N/mm²。A2-70螺栓的屈服強(qiáng)度R_P0.2=450MPa。由此可得到安全系數(shù)S_F=R_P0.2/σ_red,B≈1.26,該數(shù)值大于標(biāo)準(zhǔn)值1.0,因此螺栓性能滿足疲勞強(qiáng)度要求。

3.5交變載荷評(píng)估

動(dòng)車組列車客室門螺栓所受載荷為同心加載,螺栓連續(xù)交變載荷計(jì)算公式如下:

將F_Amax=1023N,F_Amin=0代入公式(8）,最終得到σa=0.49N/mm²。

熱處理前滾制的螺栓耐疲勞極限σ_AsV=48.88N/mm²,由于σ_a<σ_AsV,因此螺栓交變載荷滿足要求。

3.6表面接觸壓力評(píng)估

螺栓材質(zhì)為1023碳鋼板,根據(jù)VDI2230可知,1023碳鋼板表面極限壓強(qiáng)為P_G=490MPa。在工作狀態(tài)下表面接觸壓力計(jì)算公式為:

      其中F_Vmax=F_Mzul ,F_sAmax=Φ_n ×F_Amax ,A_Pmin為螺栓頭下的最小支承面積。

安全系數(shù)sp'=P_G/P_Bmax=2.92,大于標(biāo)準(zhǔn)數(shù)值1.0,滿足標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的表面接觸壓力要求。

3.7防滑可靠性評(píng)估

根據(jù)VDI 2230標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定,連接件之間的剩余壓緊力F_KRmin應(yīng)該大于能夠確保連接件保持固態(tài)穩(wěn)定所需的最小壓緊力F_kerf,即防滑系數(shù)需要大于1。

抵抗橫向載荷所需的最小夾緊力:

基于螺栓所受最大載荷計(jì)算防滑系數(shù):S_G=F_KRmin/F_kerf=5.06>1,滿足標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定的防滑性要求。

通過對(duì)動(dòng)車組客室門螺栓進(jìn)行強(qiáng)度校核,可知螺栓安裝預(yù)緊力、螺栓強(qiáng)度、交變載荷、表面壓力和防滑可靠性等參數(shù)均滿足標(biāo)準(zhǔn)要求。

4結(jié)論

本文基于有限元分析軟件獲得門系統(tǒng)運(yùn)行狀態(tài)下的螺栓所受最大載荷,對(duì)螺栓強(qiáng)度進(jìn)行校核,結(jié)論如下:在動(dòng)車組列車運(yùn)行工況下,客室門螺栓強(qiáng)度、交變載荷、表面接觸壓力、防滑可靠性等均符合質(zhì)量要求。

本文基于多個(gè)標(biāo)準(zhǔn)對(duì)螺栓性能進(jìn)行了全面科學(xué)的校核,為動(dòng)車組客室門的安裝調(diào)試提供了理論依據(jù),本文使用的校核流程也同樣適用于其他組件的螺栓校核,因而具有一定的借鑒意義。