转向架安全吊装结构的断裂原因及改进对策

第39卷，第2期 2 0 1 8牟3月
中国铁道科学 CHINA RAILW AY SCIENCE
Vol. 39 No. 2
March , 2018
文章编号：1001-4632 (2018) 02-0137-07
转向架安全吊装结构的断裂原因及改进对策
张相宁，李建锋，刘东亮，贾尚帅，李明高，孙晖东，郭涛，高峰
(中车唐山机车车辆有限公司，河北唐山063035)
摘要：针对209P 型客车转向架摇枕安全吊装结构螺栓孔处发生多起断裂问题，基于安全吊装结构受力分
析，对断口进行理化检验，表明断裂为疲劳断裂，起源于应力集中的螺栓孔边缘处。

采用有限元软件A N SY S 建 立安全吊装结构仿真模型并进行应力分析可知，螺栓孔边缘处在正常工况下受力不大，断裂主要与动应力有关。

开展模态测试、线路动应力及振动加速度测试等动态试验进一步分析断裂原因，提出改进对策并进行运用考核。

结果表明：安全吊座结构1阶模态92 H z 与线路主频90 H z 相近，引起列车运行过程中安全吊装结构振动放大， 使安全吊座螺栓孔处承受较大的纵向交变动应力，导致螺栓孔薄弱处裂纹萌生并不断扩展，直至断裂；在保证 安全吊装结构承载能力的前提下，将钢带结构的安全吊更改为钢丝绳结构的安全吊，通过改变安全吊装结构的 模态可消除类似断裂问题。

关键词：安全吊装结构；安全吊座；安全吊；断裂；疲劳；动应力；振动放大；振动模态
中图分类号：U270.3
文献标识码：B
doi ： 10. 3969/j. issn. 1001-4632. 2018. 02.17
摇枕安全吊装结构是客车运行过程中防止摇枕 托梁、摇枕脱落的重要部件[1]，主要由安全吊座和 安全吊组成。

在2015年10月一2016年4月期间， 青岛开往银川的25G 型客车发生多次209P 型转向 架摇枕安全吊装结构断裂，其断裂具体位置为安全 吊座螺栓孔处（见图1)，且该安全吊装结构仅投 入使用1 a ，不足其理论寿命的1/10。

在列车运行
途中，安全吊座断裂后若脱落在钢轨上或道岔上， 可能会造成列车脱轨甚至颠覆事故[2]。

本文从断裂失效基本理论出发，对安全吊座断 裂区域进行了理化检验，仿真分析和试验分析，找 出安全吊座断裂的原因，提出解决该问题的方法; 利用分析结果，对安全吊装结构进行改进；提出该 分析试验方法应用于同类结构的可能性。

(a )安全吊装结构安装图(b )安全吊座断裂情况 （c )脱落到钢轨上扭曲变形的安全吊
图1安全吊装安装位置及断裂情况
1安全吊装结构及受力分析
安全吊座与转向架通过焊接固定成一刚体，安 全吊通过螺栓固定在吊座上，安全吊与安全吊座之 间为刚性约束，通过螺栓限制安全吊与安全吊座之
间的运动[2]，安全吊与安全吊座具体结构如图2所
示，其材质及力学性能见表1。

在安装安全吊装结构时，需对连接螺栓施加 310 N • m 的扭矩，且要求定位准确，否则安装吊 将别劲，会对安全吊产生附加应力。

在列车运行过 程中，由于轮轨相互作用，使车辆系统内的零部件
收稿日期：2017-06-10;修订日期：2017-11-23
基金项目：国家重点研发计划项目（2016YFB 1200403);中国铁路总公司科技研究开发计划项目（2016J 002-D ) 第一作者：张相宁（1982—），男，河北辛集人，髙级工程师。

E -mail :
zhangxn _0@163.m
m
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产生振动，尤其在线路状况较差的情况下安全吊会
产生较大的纵向振动，将使安全吊座承受较大的纵
向交变动应力。

^安全吊
图2安全吊装结构
表1安全吊装结构的材质及力学性能
部件材质热处理屈服强抗拉强疲劳许用状态度/MPa度/MPa应力/MPa
安全吊座Q235C正火235375〜500
59
(螺栓孔边:33)
安全吊Q235A235375〜50059
注：按BSEN 1993-1-9—2005《钢结构设计》[3]疲劳许用应力的相关规定，可得螺栓孔边的疲劳许用应力为33 MPa、安全吊座及安全吊其他部位 的为59 MPa。

2理化检验
2.1宏观观察
取某一断裂安全吊座的断口进行观察，其宏观 形貌如图3所示。

由图3可以看出：断口可分3个 部分，分别为裂纹源、裂纹慢速扩展区（暗黑色锈 蚀区域)、裂纹快速扩展区（浅灰色区域）；裂纹源 起始于螺栓孔边棱角处，自孔边缘呈放射状向安全 吊座内部扩展；裂纹慢速扩展区断口呈暗黑色，为 半径长约13 m m的扇形，断口相互碾压，断口表 面可看到较明显的疲劳弧线；裂纹快速扩展区沿着 裂纹源区边缘继续向内部扩展直至断裂；从断口上 的放射棱线和疲劳弧线，可追溯到裂纹源所在的位 置及裂纹扩展的方向，裂纹扩展纹路较清晰，在断 口表面没有观察到肉眼可见的冶金缺陷（非金属夹 杂物、金属异物等)。

检验结果表明：裂纹源位于安全吊座表面、螺 栓孔边缘处；裂纹源区表面呈暗黑色，且断口存在 明显的疲劳特征，因此该失效件属于疲劳断裂性 质，且在安全吊座的断口中疲劳断口的占比很高，瞬断区断口很小，表明其断开时所受的外力不大; 安全吊座在短时间内萌生疲劳裂纹，表明在裂纹萌 生初期的应力较大，由此推测安全吊座裂纹的产生 可能与应力集中有关。

由于裂纹断口记录了从裂纹萌生、扩展直到断 裂的全过程，具有全信息性[4]，为了进一步分析裂纹产生原因，对安全吊座取样进行断口表面扫描电 镜观察、金相检验和化学成分分析。

(b)断口放大10倍的形貌之二
图3断裂安全吊座的宏观形貌
2.2扫描电镜观察
在安全吊座断口的裂纹源处取扫描分析样，扫 描分析结果如图4所示。

由图4可以看出：裂纹起 源于安全吊座表面、螺栓孔边缘处，且沿着此处还 有向安全吊座内部发散的扩展纹及疲劳条带；断口 表面存在氧化锈蚀及碾压痕迹，且存在疲劳条纹及 疲劳弧线特征，为典型的疲劳断口形貌[5];在裂纹源处未发现夹杂物及其他异常形貌。

2.3金相检验
为检验分析裂纹源位置的金相组织情况，分别 在安全吊座上截取垂直于断口裂纹源的金相试样，磨制后用4%的硝酸酒精侵蚀并观察，金相检验结 果如图5所示。

由图5可以看出：裂纹源处的断口 表面未见脱碳组织及其他粗大的夹杂物，组织为珠 光体及网状铁素体，组织正常[6];表明安全吊座是 在外力作用下，在应力集中的突起位置萌生裂纹并 发生疲劳扩展的。

2.4安全吊座母材的化学成分
为检验安全吊座的化学成分，取其化学试样进 行分析，在断裂位置取两点进行平均，采用直读法 测试安全吊座的化学成分，检验分析结果见表2。

第2期转向架安全吊装结构的断裂原因及改进对策139
一
(a )裂纹源处的放大形貌
(b )裂纹源处的进一步放大形貌
(c )疲劳扩展区的放大形貌
(d )疲劳扩展区的进一步放大形貌
（e )疲劳扩展区的疲劳条带特征
图4
安全吊座断口裂纹源处及疲劳扩展区的微观形貌
(a )裂纹源处金相组织的低倍形貌
（b )裂纹源处金相组织的高倍形貌 （c )内部基体组织的髙倍形貌
图5
断裂安全吊座的金相组织形貌
从表2可以看出：安全吊座的化学成分满足 G B/T 700—2006《碳素结构钢》[7]的有关技术 要求。

表2
安全吊座的化学成分（质量分数）
％
项目
C
Si
Mn
P
S
分析结果 标准要求
<0.15 <0. 17
<0. 15 <0. 35
<0.42 <1. 40
<0. 019 <0. 040
<0. 030 <0. 040
3强度仿真分析
3.1静态载荷作用下
根据理化检验结果，可确定安全吊座在裂纹萌 生初期表面受到较大的应力作用产生的原因，再结 合文献[1]中提到的安全吊装结构安装错位存在
的别劲等因素，运用Ansys 仿真软件建立安全吊
装结构仿真模型（见图6)，对吊座螺栓孔区域的 静态载荷工况进行了静强度仿真分析，具体计算结
果见表3。

根据相关文献及表3计算结果表明：由于螺栓 扭矩产生的螺栓预紧力仅对螺栓孔周围的局部应力 分布有影响，并引起该区域的塑性变形（见图7)[9]，对结构其他部位的影响极小，且螺栓孔在螺
p
i
1識_
S
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栓预紧力作用下所受的为压应力，不会对疲劳产生
不利影响，说明安全吊座在裂纹萌生初期表面受到
较大的应力作用并非由螺栓预紧力引起；安全吊装
结构安装错位对其应力虽然会产生一定的影响，尤
其对螺栓孔区域产生拉应力时，会加速裂纹的扩
展，但由于其值远小于材料的屈服极限，且横向错
位5 m m以下的安全吊装结构也发生过断裂，说明
文献[1]中提到的安全吊装结构安装错位存在的 别劲也非螺栓孔裂纹萌生的主要因素。

表3安全吊座螺栓孔区域的静态受力工况及应力
~~应力/MPa —
装配间隙及错位工况考虑一"不考虑_________________________________预紧力预紧力
^1~~无装配间隙、无横向错位(理想状态) 772 L7~
2 装配间隙为5mm、无横向错位816 78.5
3装配间隙为5mm、横向错位为5mm 834 91.7
4 装配间隙为5mm、横向错位为1
5 mm 920 115.8
5装配间隙为5mm、横向错位为20 mm 981 128.1
6装配间隙为5mm、横向错位为30 mm 1147 149.8注：1.各工况下按照对安全吊装结构螺栓施加310 N«m扭矩的实际情况，每个螺栓施加77. 5kN的预紧力M。

2.考虑预紧力时的应力是在线性假设条件下计算出来的，非
真实值。

图7安全吊座应力云图（考虑预紧力）
3.2工况载荷作用下
根据标准BS EN 13749—2011[1°]对安装于构 架的部件承受疲劳载荷的相关要求，取垂向加速度 为竑（g为重力加速度)、横向加速度为5g、纵向 加速度为2.5g，作为安全吊装结构的工况载荷，计算结果表明：6种装配间隙及错位工况下，加速 度载荷引起的应力变化基本相同，影响最大的位置 均位于安全吊座根部圆弧处，引起的应力变化均在 25 M Pa左右（见图8)。

因此，安全吊座在正常工 况下所受静态拉应力较小，因而安全吊座螺栓孔裂 纹的萌生和扩展可能与动态应力（包括共振）有关。

图8工况载荷下安全吊装结构应力变化云图
4动态试验
4.1模态试验
针对安全吊装结构特点，沿着安全吊的中心线 均勻布置11个三向加速度传感器。

加速度传感器 采用ICP式加速度传感器[11]，锤击点为安装吊的 中心点及端点，模态测点位置如图9所示。

图9模态测点位置
测试结果表明：安全吊的1阶模态为92 Hz，振型为纵向扰动（见图10); 2阶模态为119 Hz，为绕纵轴的扰动；3阶模态为131Hz，为安全吊底 梁的垂弯振动。

图10 1阶模态振型
4.2线路测试
为了获取安全吊装结构在列车运行过程中真实 的受力和振动情况，在安全吊座及安全吊螺栓孔区 域布置应变片，并在转向架轴箱、安全吊座及安全 吊处安装振动加速度传感器，在K1285/6次列车 上（青岛一银川区间）进行了动应力和振动加速度 测试。

线路测试时测点位置如图11所示。

图中：Y-1—Y
-4为安全吊动应力测点；2-5—2-8为安全吊
第2期转向架安全吊装结构的断裂原因及改进对策141
(b)安吊座动应力测点(c)振动加速度测点
图11线路测试时测点位置
座动应力测点。

采用国际上通用的雨流计数法[12]进行实测应 力谱的整理，并采用M in e r线性疲劳累计损伤理 论和NASA=W针对变幅加载条件所推荐的S— iV曲线计算安全吊装结构的等效应力〜^15]为
(Jaeq=2Ui ^^^ (D 式中：L为转向架在规定使用年限内的总运用公里 数，定为1 200万km;。

为实测动应力时转向架 的运行公里数，试验实测公里数分别为1 640 km (单程）和3 280 km(往返）；〜为各级应力水平 的幅值，其中；为应力谱的级数，取为8[15];^为与各级应力水平对应的应力循环次数，即各测点应力谱中各级应力的出现次数；m为各个应力测点 所在部位S—N曲线方程的指数，对于普通钢焊接 结构，一般取3.5，对于普通母材，一般取5.0〜7.0; N为与结构或材料的疲劳极限所对应的循环 次数，对于母材一般取1 000万次。

统计结果表明，安全吊座2个螺栓孔边缘的等 效应力均达到了 50 M Pa以上，超过了螺栓孔边缘 的疲劳许用应力，因此螺栓孔边缘的疲劳寿命不能 满足使用要求。

并且通过频谱分析发现，安全吊座 螺栓孔边缘处应力的主频为90 H z，且能量较高，该主频与安全吊座垂向加速度以及轴箱三向振动加 速度主频均一致（如图12所示），且安全吊及安全 吊座的横向、垂向和纵向的振动加速度均比构架（安
图12安全吊装结构动应力及振动加速度频谱
装安全吊座处）的三向振动加速度都大（见表4)，尤其是安全吊的最大纵向加速度达到了 90g以上，说明在列车运行过程中安全吊及安全吊座确实出现 了振动放大现象。

表4振动加速度均方根的测试结果
不同方向的振动加速度均方根/g
1 乂直
横向垂向纵向轴箱0. 170. 340. 11安全吊座0. 390. 750. 79安全吊0. 690. 68
2. 63
142中国铁道科学第39卷
5改进对策
根据线路测试结果可知，轴箱的振动频率为 90 H z ，即线路主频为90 H z ，该振动频率与安全 吊装结构的1阶固有频率92 H z 相近，弓丨起安全吊 及安全吊座振动放大，造成在列车运行过程中安全 吊产生的较大纵向振动，使安全吊座螺栓孔处承受 较大的纵向交变动应力，这是导致螺栓孔薄弱处裂 纹萌生并不断扩展的主要因素。

针对青岛一银川区间的线路上有多辆25G 型 列车在运行且安全吊座难以拆卸的情况，提出了以 下改进对策：在保持现有安全吊座结构及材质不变 的前提下，改变安全吊钢带结构的模态，即将现用 钢带结构的安全吊更改为钢丝绳结构的安全吊，改 进后的安全吊装结构如图13所示，其中吊座套环 的材质为ZG 310-570。

后续在K 1285/6次列车上（青岛一银川区间） 对此方案进行了动应力测试，螺栓孔处的等效应力 为3 M Pa 左右，比原方案降低了 90%以上，并经 过l a 以上的运用考核，安全吊装结构再未出现断 裂情况，表明安全吊装结构优化方案切实有效 可行。

参 考6结论
(1)
安全吊装结构的1阶模态92 H z 与线路
频90 H z 相近，造成列车运行过程中安全吊产生了 较大的纵向振动，使安全吊座螺栓孔处承受较大的 纵向交变动应力，导致螺栓孔薄弱处裂纹萌生并不
断扩展最终断裂。

(2) 在保证安全吊装结构承载能力的前提下通过将钢带结构的安全吊更改为钢丝绳结构的安全 吊，通过改变安全吊装结构的模态，大幅降低了其 螺栓孔处的动态应力，且运用考核结果表明对安全
吊装结构的优化方案是可行的。

(3) 铁路车辆存在大量的吊装结构，因此该析和试验方法对改进铁路车辆其他吊装结构具有参 考价值。

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Fracture Reason for Safety Hoisting Structure of
Bogie and Its Improvement Measure
ZHANG Xiangning, LI Jianfeng, LIU Dongliang, JIA Shangshuai, LI Minggao, SUN Huidong, GUO Tao, GAO Feng
(CRRC Tangshan Co. , Ltd. , Tangshan Hebei 063035, China)
Abstract：Many fracture problems occurred in the bolt hole of the bolster safety hoisting structure of 209P type passenger car bogie. According to the force analysis of safety hoisting structure, the fracture was analyzed by physical and chemical tests. The result indicates that the fracture is fatigue fracture, which initiates from the stress concentrated corner at the edge of bolt hole. The simulation model of safety hoisting structure was established using the finite element software A NSYS and the stress was analyzed. The result indicates that the force at the edge of bolt hole is little under normal working condition, and the fracture is mainly related to dynamic stress. Such dynamic tests as modal test, the dynamic stress test of the line and vibration acceleration test were carried through to further analyze fracture reason. Improve­ment measure was put forward and the application assessment was carried out. Results show that the first order mode 92 Hz of the safety hanging seat is similar to the main frequency 90 Hz of the line, which leads to the vibration amplification of the safety hoisting structure during train operation. The amplified vibra­tion makes the bolt hole of the safety hanging seat endure a larger vertical alternating dynamic stress 9 which causes the crack at the weak part of bolt hole to initiate and expand continuously until fracture. Under the premise of ensuring the carrying capacity of safety hoisting structure, the safety hanging of steel strip structure is changed to the safety hanging of the wire rope structure. Similar fracture problems can be eliminated by changing the modal of safety hoisting structure.
Keywords：Safety hoisting structure；Safety hanging seat；Safety hanging；Fracture；Fatigue；Dynamic stress；Vibration amplification；Vibration mode
(责任编辑金燕)。