将测力轮对组成传感器系统, 使其具有实时连续测试的功能^{[13, 14]}.图1为动车测力轮对M和拖车测力轮对T, 定义M轮对靠近齿轮箱一侧车轮为左轮、远离齿轮箱一侧车轮为右轮; T轮对在列车上安装后, 与M轮对左轮同一侧为左轮, 与M轮对右轮同一侧为右轮.

图1

Fig.1

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	图1 测力轮对Fig.1 Instrumented wheel-sets

检测系统的主要结构示意图如图2所示, 通过集流环和测试电缆连接测力轮对测试桥路和德国IMC数字式动态信号采集设备.检测系统还包括了能够实时获取列车地理位置信息和速度信号的GPS定位装置、测量角动量的陀螺仪传感器、不间断电源UPS等子系统, 保证了测试能够顺利进行.根据以往的经验和载荷时间历程频谱分析, 轮轴有效振动频率低于50 Hz, 动态应变仪的采样频率设置为5 000 Hz^[15].

图2

Fig.2

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	图2 检测系统Fig.2 Detection system

选择大西高铁原平西— 阳曲西段进行线路往返拉锯试验, 该路段弯道曲率半径均在5 km以上, 占全程线路比例为41.7%, 符合高速铁路设计规范, 具有代表性.线路实测结束后, 采用工程疲劳一体化数据处理软件N-code对采集的数据进行处理, 具体流程包括去除信号零漂、挑出明显高于正常数据幅值范围的尖峰值来去除毛刺信号、将电信号转换成所需的应力和载荷信号等.

图3为某天往返试验下, 测力轮对左轮垂向测试桥路应力时间历程、陀螺仪Z轴摇头角速度信号及相应的GPS信号.通过分析图3中数据可以看出:陀螺仪角速度信号的波形在通过曲线时会偏离调平位置, 产生一定幅度的正负变化, 又因为陀螺仪固定安装在列车转向架上, 它和列车运行方向时刻保持一致, 所以波动符号的正负在上行线和下行线是相反的; 而本文关心的是车轮向同一方向转弯、不受列车上下行影响的情况. 综合考虑应力时间历程和陀螺仪信号等数据, 在曲线路况识别过程中, 以测力轮对的左轮为例, 当其应力时间历程信号的幅值变大、波形上凸时, 该曲线工况定义为曲线1; 幅值变小、波形下凹时表明列车在行驶方向上向测力轮对右轮方向转弯, 该曲线工况定义为曲线2.

图3

Fig.3

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	图3 路况识别信号处理示意图Fig.3 Schematic diagram of road status recognition signal processing

轮轴与车体其他组件不同, 在实测过程中处于一种持续旋转的状态, 这会加剧轮对测量电桥输出信号的振动, 导致轮对在各个载荷作用下频次信息失真, 这时如果直接应用雨流法计数和编谱, 将得到完全错误的轮轴载荷谱.鉴于此, 本文提出一种全新理论, 在充分考虑车轮实际高速旋转情境下, 分析GPS速度和相应的轮轴载荷波形等数据, 借助Matlab工具, 统计不同载荷级下列车运行里程, 再根据车轮名义直径, 将该运行里程换算为轮对转动作用频次, 从而得到轮对载荷谱.图4是部分源程序示意.

图4

Fig.4

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	图4 Matlab谱系编制程序关键语句及说明Fig.4 Key words and instructions of Matlab genealogy program

经过N-code和Matlab等软件的一系列数据处理, 挑选相同运行时长, 在4种不同速度级下的直线和曲线工况下, 分别编制了重载条件下轮对的垂向、横向载荷谱.为抵消各速度级造成的运行里程不同, 对载荷谱进行归一化处理

Ci=Cv, i/Lv(1)

式中:C_i为单位运行里程第i级载荷下作用频次; C_{v, i}为某时段速度级v下轮对在第i级载荷作用下旋转作用频次; L_v为该时段速度级v下运行里程.

2.2.1 直线工况

在直线运行工况下, 4种运行速度级下M轮对的垂向、横向载荷谱分别见图5和图6.由图5知:垂向载荷主要集中在80.25~86.70 kN之间, 体现了垂向载荷受轮对轴重影响, 而左轮各级垂向载荷均大于右轮是由靠近左轮的齿轮箱作用载荷所致, 最大频次下载荷不受速度级变化的影响; 随着速度提高, 各载荷级中最大频次下载荷出现的更频繁, 这是由轮轨冲击力加大、冲击状态复杂引起的, 而这种冲击状态复杂化是因为列车蛇行运动及轮轨冲击随着轮轴转速提升而加强所致.由图6可知, 单位运行里程频次下各横向载荷级呈现随速度减小而变大的趋势.T轮对载荷谱具有相似规律, 不再赘述.

图5

Fig.5

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	图5 轮对垂向载荷谱Fig.5 Vertical load spectrum of wheel-set

图6

Fig.6

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	图6 轮对横向载荷谱Fig.6 Lateral load spectrum of wheel-set

2.2.2 曲线工况

在曲线工况下, M轮对过曲线1、2时垂向及横向载荷谱分别见图7~图10. 由图7知:过曲线1时, 由于轨道超高, 轮对出现偏载, 导致左轮垂向载荷增大, 右轮垂向载荷减小; 车轮垂向载荷增减载变化在高速工况下要比低速时明显.由图9知:对于横向载荷, 轮对向左轮方向横移, 左轮轮缘附近处贴近钢轨受挤, 导致左轮的载荷级数值变大, 且在低速下较大, 说明速度和路况是影响横向载荷的因素, 曲线2情况与之相反. T轮对载荷谱具有相似规律, 不再赘述.

图7

Fig.7

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	图7 过曲线1轮对垂向载荷谱Fig.7 Vertical load spectrum of wheel-set passing curve 1

图8

Fig.8

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	图8 过曲线2轮对垂向载荷谱Fig.8 Vertical load spectrum of wheel-set passing curve 2

图9

Fig.9

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	图9 过曲线1轮对横向载荷谱Fig.9 Lateral load spectrum of wheel-set passing curve 1

图10

Fig.10

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	图10 过曲线2轮对横向载荷谱Fig.10 Lateral load spectrum of wheel-set passing curve 2

根据以往有限元仿真研究^[16], 从应变响应最显著为原则, 贴片位置均位于轮座处两侧圆弧过渡断面及弯角圆弧过渡处.测力轮对车轴各断面测试位置见图11, 其中M轮对包括A, B, C 3个断面, T轮对包括D, E, F, G, H, I 6个断面.重载情况下, 列车在大西试验线阳曲西至原平西去返全程162 km, 测力轮对车轴各关键断面的应力谱见表1.

图11

Fig.11

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	图11 车轴布片断面位置(单位:mm)Fig.11 Section position of axle for passing strain gauges(unit:mm)

表1

Tab.1

表1(Tab.1)

表1 车轴关键断面应力谱 Tab.1 Stress spectrum of key section of axle 断面名称 频次 应力/MPa 断面名称 频次 应力/MPa 断面名称 频次 应力/MPa A 41 19.37 B 357 13.12 C 24 13.12 2 027 23.12 5 995 19.37 81 19.37 16 400 26.87 16 800 25.62 11 000 25.62 58 400 30.62 21 200 31.87 59 000 31.87 25 300 34.37 48 100 38.12 36 400 38.12 6 037 38.12 16 400 44.37 3 856 44.37 789 41.87 1 589 50.62 28 50.62 56 45.62 54 56.87 6 56.87 D 361 20.55 E 9 13.75 F 10 13.44 2 479 24.14 30 21.25 12 20.31 9 331 27.73 3 281 28.75 1 186 27.19 32 300 31.33 25 200 36.25 17 600 34.06 43 800 34.92 66 400 43.75 69 000 40.94 14 500 38.52 13 700 51.25 19 900 47.81 4 717 42.11 1 698 58.75 2 629 54.69 1 196 45.70 28 66.25 78 61.56 G 5 13.44 H 9 13.12 I 312 16.88 10 20.31 13 19.37 2 147 20.63 304 27.19 1 867 25.62 10 300 24.38 12 400 34.06 16 800 31.87 27 300 28.13 70 000 40.94 67 600 38.12 52 800 31.88 22 300 47.81 18 900 44.37 13 500 35.63 5 307 54.69 4 955 50.62 2 266 39.38 130 61.56 242 56.87 304 43.13

表1 车轴关键断面应力谱 Tab.1 Stress spectrum of key section of axle

高速列车的走行部组件较多产生高周疲劳问题, 应使用等效应力有限寿命设计理论.Miner准则中指出, 理论上, 当构件在使用过程中的总损伤达到1时将发生结构性破坏.而在工程实际上, 由于载荷作用次序、材料本身等种种因素作用, 总损伤可能达不到1, 所以需要对准则进行一定修正.修正后Miner准则取消了原来理想状态下的总损伤界定, 而是通过广泛大量的实验经验来确定符合实际情况的总损伤.对于车轴, 当总损伤值取0.7时, 其寿命预测结果比Miner法则安全, 寿命估算精度也有所提高, 该值在铁道机车车辆疲劳强度研究中广泛使用. 修正后的Miner法则公式为

σe=L0.7N0L1·∑i=18σimni1m(2)

式中:σ _e为等效应力谱; L为安全服役总里程; L₁为线路实测里程; N₀为机械零部件失效时循环数; i为车轴应力谱级数, 本文是8级谱; σ _i为车轴应力谱第i级下的应力水平幅值; n_i为车轴应力谱第i级下的频次; m为S-N曲线指数. 动车组的设计寿命一般为20 a, 平均每年运行60万km, 因此L取1 200万km, 本次线路试验对应L₁为162 km. 对母材而言, 一般N₀取10⁷, m取6.5, 计算得到车轴各测点的等效应力, 结果汇总于表2.再将其与疲劳许用应力进行比较, 若小于疲劳许用应力, 则表明在服役期间列车能安全运行, 否则发生疲劳失效.

表2

Tab.2

表2(Tab.2)

表2 车轴各测点等效应力 Tab.2 Equivalent stress of each testing points on axleMPa 断面 名称 等效应力 断面 名称 等效应力 断面 名称 等效应力 A 95.28 D 103.80 G 129.90 B 113.08 E 132.09 H 119.45 C 104.48 F 126.88 I 93.89

表2 车轴各测点等效应力 Tab.2 Equivalent stress of each testing points on axleMPa

参考EN13103和EN13104标准中的有关条文, 可得到由EA4T钢制造的动力及非动力空心车轴的许用疲劳极限, 见表3. 区域1为轴身、滑动轴承座、应力释放槽、过渡区域; 区域2为除轴颈外所有轮座; 区域3为轴颈(轴承座); 区域4为车轴孔.

表3

Tab.3

表3(Tab.3)

表3 EA4T钢空心车轴最大许用应力 Tab.3 Maximum permissible stress of EA4T steel hollow-axleMPa 应用范围 安全系数 区域1 区域2 区域3 区域4 有驱动装置或 齿轮的动 车轴 1.66 145 80 68 58 拖车轴 1.33 180 99 85 72

表3 EA4T钢空心车轴最大许用应力 Tab.3 Maximum permissible stress of EA4T steel hollow-axleMPa

测力轮对车轴各关键断面所在区域都在表3中描述的区域1范围内, 所以动车轴许用疲劳极限值为145 MPa, 拖车轴为180 MPa.由表2知, 动车轮轴最大等效应力出现在B断面, 其值是113.08 MPa; 拖车轮轴最大等效应力出现在E断面, 其值是132.09 MPa.与标准对比发现, 都未超出给定值.所以, 经过校核, 试验车的车轴符合高速列车服役寿命规定.