某型铁路货车120-1阀连接支管失效及改进方案研究

姬程翔，孙守光，杨广雪，陈 璨

(1.北京交通大学 机械与电子控制工程学院，北京 100044；2.中国铁道科学研究院集团有限公司 机车车辆研究所，北京 100081)

铁路货车是铁路货物运输的主要载体，其安全性和可靠性在很大程度上决定了铁路货运的安全与效率[1]。近年来，铁路货车车辆的制动系统故障率不断攀升，尤其以制动管系的泄露甚至断裂问题最为明显[2-3]，这极易引发列车制动系统失效，危及列车行车安全。

针对制动管系的失效问题，许多学者从制动管系设计及安装方案、材质特性和制造工艺等方面对失效的原因进行了综合分析[4-5]。基于分析结果，一般从提升管系制造工艺水平[6-7]和改进支管连接结构[8-10]两个方面应对制动管系的失效问题。然而，现阶段对制动管系失效原因的分析只是停留在理论计算和广泛地定性讨论阶段，并未结合车辆真实的服役环境对失效的根本原因进行研究；其次，提出的失效应对方案未经过线路试验验证，在新方案大规模投入使用后制动管系失效问题仍时有发生，严重影响了车辆的使用效率和运输安全。

由于管系的结构形式和服役环境多样，其疲劳失效问题在各领域广泛存在，且大多表现为疲劳失效的形式[11-14]。铁路货车的制动管系是典型的非承载结构，由支管吊座进行固定。由于线路条件和车辆状态等因素造成车辆振动加剧[15-16]，此类非承载结构的振动疲劳失效问题在铁路领域不断发生。石怀龙等[17]利用有限元确定了轴箱吊耳的结构模态，并通过分析线路实测振动激扰源和吊耳结构响应特性，确定钢轨波磨是造成车辆振动水平激增的主因，进而导致吊耳结构发生共振而引发疲劳破坏；李凡松等[18]针对地铁转向架排障器的振动疲劳断裂问题，基于结构动力学理论推导了多载荷输入条件下结构动应力时间历程计算公式，并将线路实测加速度信号作为载荷输入，通过计算应力评估改进结构的疲劳强度；连青林等[19]通过有限元仿真与线路试验相结合的方法，发现线路激扰频率与结构固有频率相近，由此引发的结构共振是造成转向架安全吊疲劳失效的主要原因，基于此提出了改进方案并进行了验证。由此可见，有限元仿真和线路试验是研究此类非承载结构失效问题的重要方法。

某型铁路货车的制动系统主要由120-1阀、副风缸、11升风缸及连接支管组成，120-1阀和副风缸通过支管连接，该连接支管材质为1Cr18Ni9Ti，内直径24 mm，壁厚3 mm，长度2 088 mm。本文针对该型货车120-1阀连接支管断裂问题，开展了断口特征分析和故障数据统计分析，采用有限元仿真和线路试验相结合的方式，系统地分析了支管断裂的原因，提出了支管结构的改进方案并通过线路试验进行了验证。

1 支管断口分析及故障数据统计

1.1 断口分析

支管断裂位置发生在120-1阀的法兰接头体与支管焊接部位，该失效部位为单面环焊缝，裂纹起始部位为焊接部位的上部，裂纹贯穿焊缝，沿焊接部位环向扩展，直至断裂。观察断口形貌发现，断口为全新痕，无异物打击痕迹，无明显塑性变形。

1.2 故障数据统计

该车型现使用的支管结构相同，支管吊座结构共2种，分别简称为原结构1和原结构2。原结构1中120-1阀支管吊座与两侧其他支管吊座的距离较近，不易施焊，且支管吊座拐角部位与上方的防护板距离较近，不易保证组装质量；原结构2将支管吊座向副风缸方向移动了450 mm，见图1。

据统计，截至目前采用原结构2支管吊座结构的1 500辆车上共有114辆该型车发生过支管断裂，故障发生率7.6%，采用原结构1制造的800辆车上未发生此类问题；统计车辆运营里程发现采用原结构2的车辆运营里程普遍小于采用原结构1车辆；统计故障发生的线别发现柳郑线发生96起，故障占比84.2%。由此可见，支管断裂问题与支管吊座安装位置和线路明显相关。

图1 120-1阀连接支管吊座结构示意(单位：mm)

2 支管系统结构的模态分析

利用有限元软件Ansys分析现有2个支管系统结构的模态。选取部分车体底架与整个制动风缸和支管结构建立有限元模型，共有单元128 688个，节点127 044个。仿真结果表明，原结构2支管吊座结构在65.4、83.6 Hz存在固有模态，模态振型为支管在靠近120-1阀的拐角处弯曲变形，见图2(a)；失效位置处局部的模态应变图见图2(b)，可见在该支管接头处模态应变值最大。对于原结构1，支管在120-1阀侧150 Hz内未发生模态变形，但副风缸侧支管在68.0 Hz存在模态变形，见图3。

图2 原结构2支管结构模态仿真结果

图3 原结构1支管结构模态仿真结果

由此可见，相对于原结构1，原结构2支管吊座向副风缸侧移动后，支管吊座基本处在支管长度的中心位置，对120-1阀侧支管的约束较小，支管在120-1阀接头处更容易发生高幅振动。当外部激励频率与支管结构固有频率相近时，支管振动会进一步加剧，导致与120-1阀连接的变刚度部位产生较大应力和疲劳损伤。

3 改进结构及线路验证试验

3.1 改进结构

依据支管结构模态分析结果，原结构2在120-1阀侧对支管约束较小，支管结构容易发生共振，从而引发支管结构的早期失效。因此，改进措施应重点考虑加强约束，提高支管系统结构的模态频率，避免支管结构发生共振。兼顾简易性和可行性，提出改进结构为在120-1阀防盗箱吊座处增加一个支管吊座，以提高对120-1阀出口处管接头的约束，达到对支管减振的目的。对改进结构进行约束状态下的模态分析，结果显示支管在120-1阀侧150 Hz内未发现模态变形。该结构可以在检修现场实施焊接及组装，无需架车，便于实施。

3.2 线路试验验证

为验证改进结构的有效性，采用线路实测的方法，测试副风缸与120-1阀间连接支管的加速度和动应力。动应力测试采用120 Ω箔式电阻应变片，加速度测试采用日本东京测器研究所(TML)生产的应变式传感器，各测点的信号均采用eDAQ动态数据采集系统进行全程连续采集。采样频率为500 Hz。选择装有原结构1、原结构2和改进结构支管结构的3辆车辆重联运行进行测试，线路测试区间为故障高发的柳州-郑州区段，测试总里程为1 600 km，车辆状态为重车。

在3辆试验车的120-1阀与支管接头处上部和下部各布置一个应变片传感器(沿支管中心线方向)；在靠近120-1阀的支管拐角处布置一个垂向加速度传感器；为探究车体振动与支管振动的关系，在靠近支管的车体心盘后方处布置了一个加速度传感器；为了同时评估支管与副风缸的连接可靠性，在副风缸与支管接头处也安装了应变片传感器，安装位置和120-1阀与支管接头处一致。应变片和加速度传感器位置见图4。

图4 动应力和加速度测点位置

3.3 试验结果处理与分析

采用数据处理软件nCode处理数据，测试全程加速度RMS值列于表1。

表1 全程测试加速度RMS值

由表1可以看出，原结构2支管振动的加速度RMS值分别为原结构1和改进结构的1.85倍和1.58倍，表明原结构2支管在120-1阀侧的振动较为剧烈；改进结构支管振动加速度RMS值较原结构2有所减小，但仍略高于原结构1。

分析120-1阀与支管连接处的应力信号，可见同时刻上部和下部应力测点信号相位相反，上部测点动应力幅值略大于下部测点，见图5。这表明支管振动状态为竖直面内的上下弯曲振动，与仿真中支管模态振型结果一致。在交变弯曲应力的作用下，支管接头处极易发生疲劳失效。

图5 同时刻下动应力信号的相位关系

为便于对变幅载荷下结构的疲劳寿命进行评定，采用Miner线性疲劳累积损伤法则和BS 7608—2014+Al—2015标准进行损伤计算[20]。考虑变幅加载时，一般假定S-N曲线斜率的倒数在Nov=5×107次循环处由m变为m+2(横纵坐标轴均为对数坐标轴)，见图6。

图6 BS 7608—2014+Al—2015典型S-N曲线[20]

将各动应力测点应力-时间历程进行雨流计数统计，编制16级应力谱，图7为失效部位各结构动应力测点16级应力谱。由图7可见，原结构2各级应力水平远高于原结构1和改进结构，各结构支管上部测点应力水平高于下部测点，与裂纹起始位置一致。

图7 失效部位动应力测点16级应力谱

根据各应力测点的应力谱，疲劳累积损伤按照以下公式进行计算

(1)

(2)

(3)

式中：Nov为S-N曲线斜率变化点对应的循环次数，根据BS 7608—2014+Al—2015标准[20]，取值为5×107次；Sov为Nov对应的疲劳许用应力范围，根据BS 7608—2014+Al—2015标准，管接头焊缝等级为C，经修磨后，取值为63.5 MPa；Sri为第i级应力范围；Dh为大于Sov的各级应力范围Sri的总损伤；Dw为小于或等于Sov的各级应力范围Sri的总损伤；ni为第i级应力范围对应的循环次数；m为对数坐标轴下S-N曲线斜率的倒数，对于钢管焊接接头，取3.5；l为动应力测试的总里程；L为结构寿命总里程，对于本结构寿命总里程为600万km；D为结构寿命里程损伤。各动应力测点结构寿命里程损伤计算结果见表2。

根据疲劳累积损伤理论，当结构寿命里程疲劳累积损伤小于1时，结构可满足设计要求。由表2可以明显的看出，采用原结构2生产的车辆在120-1阀与支管连接处的疲劳累积损伤可达132.1，且上部测点的损伤值大于下部测点，与裂纹起始位置一致；该结构可安全运营公里数仅约为结构设计寿命里程的1/133，不能满足设计要求；经改进后，在该位置处的疲劳累积损伤显著降低，可满足设计要求。在副风缸与支管连接处，原结构1和原结构2中各测点的疲劳累积损伤均大于1，且原结构1损伤值略大于原结构2，结构寿命里程不能满足设计要求；采用改进结构后，在该处的疲劳累积损伤小于1，满足设计要求。

表2 动应力测点疲劳损伤计算结果

4 支管振动分析

以原结构2试验车为研究对象，选取支管加速度和应力较大区间分析支管断裂失效的原因，见图8。

图8 区间加速度-时间和应力-时间信号

对图8所示区段内车体心盘后方处的加速度信号进行频谱分析，见图9。由图9可见,主频分布在45～100 Hz之间。其中，主频63.5、80.2 Hz与支管结构固有模态频率(65.4、83.6 Hz)相近，易引发支管结构共振。对该区段内支管加速度和失效位置处的动应力信号进行时间-频率分析，可见在65、83 Hz处有明显的能量带，且不随速度、线路条件改变，见图10。

图9 车体心盘后方处加速度信号频谱图

图10 动应力信号时间-频率图

根据振动分析理论[21]，无阻尼结构在外部激励载荷下的位移响应为

(4)

式中：p为激励载荷幅值；k为结构刚度；ω1为激励载荷频率；ω2为结构固有频率；β为激励载荷频率与固有载荷频率的比值。当外部激励载荷频率与结构固有频率相近时，系统动态放大系数1/(1-β2)将会变的很大，导致结构位移响应增大[22]。此时，式(4)可表示为

(5)

由式(5)可见，响应中包含(ω1+ω2)/2和(ω1-ω2)/2两种频率成分的信号。由于两者在同一时刻下相位的不同，响应的幅值会出现周期性变化，称之为“拍”现象。其中，ωA=|ω1-ω2|/2为“拍”频率，ωC=(ω1+ω2)/2为主频率。

分析支管加速度和120-1阀与支管连接处动应力信号，发现信号带有明显的“拍”现象[23-24]，见图11。这表明激励频率与支管结构的固有频率相近，支管结构发生了高频往复振动。

图11 支管加速度信号中的“拍”现象

为探究支管振动加速度与失效位置处动应力的关系，对支管振动加速度信号和120-1阀与支管连接处动应力信号进行频谱分析和相干性分析，见图12。两信号频谱图趋势及主频相同，频域内具有强相干性，特别在两主频处的相干性分别为0.98、0.93，这表明支管的振动是造成失效位置处高应力幅值的原因。

图12 加速度与动应力的相干性

由以上分析可知，支管断裂失效的原因为结构固有模态频率与外部激励频率相近，导致支管结构发生共振，在失效位置处产生过高的应力水平，支管结构发生振动疲劳破坏。

5 方案对策

根据模态仿真结果和线路试验验证，原结构1在120-1阀与支管连接位置处满足设计要求，但在副风缸与支管连接处疲劳累积损伤值大于1；原结构2在120-1阀与支管连接处远不能满足设计要求，在副风缸与支管连接处的疲劳损伤值较原结构1低，但仍略大于1；改进结构不仅能显著降低失效位置处的疲劳累积损伤，还能同时保证副风缸与支管连接的可靠性。因此，选取改进结构为最终支管结构方案。

综合考虑车辆运行安全及改造方案实施的便捷性，提出以下建议：

(1)对于采用原结构2生产的车辆，保留原支管吊座，在120-1阀防盗箱吊座处增加支管吊座，加强对120-1阀侧支管的约束，使结构满足设计要求。

(2)对于采用原结构1支管吊座结构生产的车辆，可待车辆进行厂修时，去除现有支管吊座，参照改进结构方案对支管结构进行改造。

(3)对于后续新生产的车辆可直接采用改进结构方案。

6 结论

针对某型铁路货车120-1阀支管的断裂失效问题，进行了断口特征分析和失效规律归纳，分析了支管失效原因并验证了改进结构的可行性。

(1)120-1阀支管为非承载结构，原结构2支管吊座结构对120-1阀侧支管的约束较小，支管在该部位发生了共振，共振频率为频率65.4、83.6 Hz。

(2)原结构2支管共振后，可安全运用里程仅为设计寿命里程的1/133。原结构1支管结构在副风缸连接处不能达到设计要求，改进结构可使整个支管结构连接满足设计要求。

(3)原结构2频谱分析表明支管结构发生了共振，失效部位处过高的疲劳损伤主要来源于支管的剧烈振动，共振是造成支管疲劳断裂的原因。

(4)确定了支管结构最终改进实施方案。该方案能兼顾支管在失效部位和副风缸与支管连接处的可靠性，保证整个支管结构满足设计要求。

(5)由于试验条件的限制，本文并未对引起车体振动的激励来源进行探究，这将是今后研究的方向。