動車組客室門連接螺栓疲勞強(qiáng)度分析

引言

螺栓是動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,因此對動車組上的螺栓進(jìn)行疲勞強(qiáng)度校核對于保障列車的安全可靠性具有十分重要的意義。

許多學(xué)者對動車組螺栓可靠性展開了研究,如王冬研究動車組用螺栓是否存在可以重復(fù)使用的可能,對螺栓的機(jī)械性能、反復(fù)加載、鍍層耐腐蝕性、疲勞壽命等展開多項試驗。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,分析了評估方法的特點(diǎn)。文強(qiáng)等人為了保證動車組設(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,對于動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證工作成為目前迫切需要解決的問題。

動車組的客室門主要由門框、承載驅(qū)動單元、門扇、門控器和電氣部件等組成。其中,承載驅(qū)動機(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車體與客室門螺栓連接部件進(jìn)行疲勞強(qiáng)度校核計算,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)

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

螺栓型號為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)動過程中所受載荷,門系統(tǒng)自重通過設(shè)置密度后自動生成。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個方向沖擊時,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)動機(jī)構(gòu)為中心對稱安裝,且剛度較大,螺栓可看作同心緊固及同心負(fù)荷,無須對極限尺寸進(jìn)行校核。

3.1最小緊固力計算

動車組客室門螺栓連接形式為對稱緊固,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是各個部分變形的疊加,計算公式如下:

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,載荷系數(shù)Φ_n計算公式如下:

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交變載荷評估

動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。

通過對動車組客室門螺栓進(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,對螺栓強(qiáng)度進(jìn)行校核,結(jié)論如下:在動車組列車運(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。

本文基于多個標(biāo)準(zhǔn)對螺栓性能進(jìn)行了全面科學(xué)的校核,為動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。