张伟龙, 张志和, 刘 辉, 赵清海

(中车大同电力机车有限公司, 山西大同 037038)

某型大功率交流传动机车轴箱弹簧材质采用51CrV4，轴箱弹簧安装示意图如图1所示，弹簧设置在构架与轴箱之间，一方面用于分配机车各轴以一定的质量，并使所分配的质量在车轮行经不平线路时不致发生显著变化；另一方面能够缓冲当机车运行经过线路不平顺处或因车轮不圆而产生的冲击[1]。在该机车运营100万km期间，转向架轴箱钢制螺旋弹簧发生断裂，故障率约为1‰，配属机务段与走行里程故障统计见图2。

图1 机车轴箱弹簧安装示意图

图2 配属机务段与走行里程故障统计

1 弹簧外观断口分析

轴箱弹簧断口(见图3)起始于有效圈与邻近端圈的接触位置，向弹簧簧丝对侧扩展直至断裂，终断区可见剪切唇特征。断口与弹簧簧丝横截面约呈45，断口处可见明显放射线特征，弹簧端圈可见明显磨痕，弹簧断裂位置还有可见锈蚀。

经光学放大观察，断口起源位置磨损、氧化较为严重；断口起裂源附近可见疲劳弧线特征。存在疲劳弧线特征的疲劳扩展区域约占整个断口面积的1/10，断口其余区域呈有反光小刻面特征，为快速断裂区。断面放大图见图4。

图3 轴箱弹簧断口

图4 弹簧断口宏观形貌×10

对断口进行微观分析检测，断口起裂源位置磨损及氧化严重，仅局部可见少量疲劳条带特征，见图5；断口疲劳扩展区存在轻微氧化，可见大量疲劳条带特征，断口快速断裂区呈现沿晶开裂+准解理特征，见图6；终断区剪切唇微观呈剪切韧窝形貌，见图7。综合分析可判断弹簧为疲劳断裂失效模式。

图5 断口起裂源微观形貌

图6 断口疲劳扩展区微观形貌

图7 断口终断区剪切唇微观形貌

2 弹簧金相分析

弹簧金相组织分析见图8。弹簧断口起裂源及周围疲劳扩展区断口表面较平坦，有氧化层覆盖，断口心部高低差较大，可见沿晶开裂特征。腐蚀后进行金相组织观察，弹簧断口位置及远离断口的正常位置金相组织无差异。弹簧表面存在不完全脱碳，深度约50 μm，符合EN 13298-2003(E)中表面脱碳层深度不大于380 μm的要求。

3 弹簧化学成分分析

弹簧化学成分分析采用GB/T 20123-2006《钢铁总碳硫含量的测定高频感应炉燃烧后红外吸收法(常规方法)》和GB/T 20125-2006《低合金钢 多元素含量的测定电感耦合等离子体原子发射光谱法》，检测结果见表1，可见其化学成分符合EN 10089-2002(E)中51CrV4成分的相关规定[2]。

图8 弹簧金相组织

项目标准值实测值C0.47～0.550.5274Si≦0.40.2521Mn0.70～1.100.9931P≦0.0250.0082S≦0.0250.0038Cr0.90～1.201.099V0.10～0.250.1518

4 弹簧硬度检测

依据GB/T 230.1-2009《金属材料 洛氏硬度试验 第1部分：试验方法(A、B、C、D、E、F、G、H、K、N、T标尺)》，对弹簧的中心硬度及表面硬度进行测试，检测结果见表2，可见其硬度符合EN 13298-2003(E)中弹簧表面硬度的规定。

表2 弹簧硬度测试结果(HRC)

5 弹簧强度理论计算分析及结论

弹簧计算载荷和强度评估方法主要参考EN 13906-1-2013(E)《由光圆钢丝和光圆钢条制成的圆柱螺旋弹簧-计算与设计-第1部分：压缩弹簧》，应力计算运用HyperMesh和ANSYS软件完成。

弹簧主要计算参数见表3。

按标准要求对弹簧进行强度和稳定性校核，弹簧在压并状态下理论的剪应力为638.19 MPa，满足标准要求τ≤[τ]=750 MPa；弹簧满足标准要求的稳定和无屈曲条件；无限疲劳循环寿命满足Goodman曲线图要求，见图9。

表3 轴箱弹簧计算相关参数

图9 Goodman曲线图

6 有限元模拟轴箱弹簧结构应力分布及分析结论

轴箱弹簧有限元模型采用HyperMesh软件进行网格划分，并进行网格单元质量检查，确保划分单元质量。轴箱弹簧有限元模型共26 651个节点，107 238个单元。轴箱弹簧承载及边界条件为弹簧端圈一端约束，一端施加载荷，同时在端圈和有效圈间设置接触单元[3]。

通过轴箱弹簧有限元模拟可以定性的分析引起轴箱弹簧断裂的一些因素，这些因素包括端圈和有效圈接触线存在应力高点、接触线长度不足、轴箱弹簧承受横向载荷的作用[4-5]。因此构建以下模型及工况进行模拟分析。

(1)端圈与有效圈接触线平顺，无明显应力高点

工况垂向载荷横向载荷(y+,y-)1aFA/1b1.25FA/1c0.75FA/1dFAFQ

(2)端圈与有效圈接触线不连续，存在明显应力高点。

工况垂向载荷横向载荷(x+,x-)2aFA/2bFAFQ

工况中采用FA和FQ作用下的弹簧挠度，在轴箱弹簧有限元模型端圈处施加位移载荷。轴箱弹簧有限元模型部分工况应力云图见图10～图12。

图10 工况1a应力云图和接触间隙(无明显应力高点)

图11 工况1d应力云图和接触压力(无明显应力高点)

图12 工况2b应力云图和接触压力(存在明显应力高点)

从以上有限元模拟分析的应力云图可以得到如下结论：

(1)在垂向载荷的作用下，轴箱弹簧有效圈内侧表面剪应力明显高于外侧表面。

(2)在垂向载荷的作用下，轴箱弹簧端圈和有效圈产生接触的部位影响端圈与有效圈的过渡区域的应力大小，产生接触区域中的端圈应力明显小于有效圈。

(3)在垂向载荷和横向载荷共同作用下，轴箱弹簧端圈与有效圈接触应力状态和接触区域随横向加载的方向而改变。

(4)相同垂向载荷作用下，轴箱弹簧端圈与有效圈接触应力大小和接触状态有关。接触线越平顺，无明显应力高点时，接触应力越小。

(5)在模拟弹簧接触线存在明显应力高点时，接触线不平顺产生的高接触压应力，按第三强度理论合成后，接触区域的剪应力数值小于有效圈内侧表面剪应力。

7 轴箱弹簧有效圈接触区域断裂原因与预防建议

轴箱弹簧端圈和有效圈接触线不平顺，存在明显应力高点时，接触压应力显著增大，同时由于线路不平顺及车轮踏面外形不规则产生的垂向冲击振动及横向载荷，共同导致不断变化的高接触应力，从而在接触面产生疲劳磨损，生成疲劳裂纹并逐步扩展，并发生磨损和氧化腐蚀，最终导致该接触区域发生断裂。

为防止轴箱弹簧在运营中发生早期疲劳断裂失效，在弹簧材质、表面脱碳和设计强度满足要求的情况下，还应考虑通过提升弹簧制造工艺水平，防止弹簧在生产中因端圈与邻近有效圈接触线不连续，而存在应力集中的高点区域；并建议轴箱弹簧两端增加橡胶垫及控制车轮不圆度用以减少轮轨间高频振动对弹簧端圈和有效圈造成的磨损。