剪切螺栓设计及在电力机车结构耐撞性上的运用

杨毅，朱涛，张江田，黄明惠，肖守讷，丁浩谞

(1.西南交通大学牵引动力国家重点实验室，四川成都，610031；
2.中车大同电力机车有限公司，山西大同，037038)

近年来，随着我国现役电力机车规模逐渐扩大，电力机车的被动安全性改进的重要性逐渐凸显[1]。现代高速列车的设计均考虑列车的被动安全防护。一方面，在车体结构设计中体现耐撞性设计思想，这方面国内外学者已做了大量工作并已取得一定的成果[2-3]；
另一方面，在碰撞发生时尽可能地保护乘员的生命财产安全以及在新车设计阶段对乘员安全性做出评估[4]。相较于高速铁路，目前人们对机车车辆端部吸能结构的研究较少[5-6]，传统电力机车质量更大，碰撞时的初始动能更高，且其缺乏防爬吸能装置，在机车车辆发生意外碰撞事故中，仅依靠钩缓装置(车钩)及车体自身结构吸收碰撞动能难以保证机车及乘员安全。

为解决机车被动安全问题，国内外学者进行了大量研究。从20 世纪90 年代开始，英国铁路(BR)率先对机车车体结构的耐撞性深入研究，开展了针对司机室的正面碰撞和追尾碰撞试验以及针对车辆间吸能结构的碰撞试验，并对总吸能量和压溃距离提出了要求[7]；
美国联邦铁路管理局(FRA)对传统机车进行了被动安全研究以及标准制定工作，并开始进行实车试验研究，以提高传统机车耐撞性[8]；
李丽亚[9]利用刚体动力学进行机车车辆头车缩比仿真试验；
王晋乐[10]采用吸能盒改善了机车端部吸能结构，并进行了乘员的二次碰撞研究；
张凯等[11]以某型电力机车端部主吸能结构变形长度为优化目标，基于遗传算法对该机车进行耐撞性优化设计；
刘丰嘉[12]参考欧美安全标准，设计了机车车辆正面及侧面碰撞仿真场景，并对机车车体结构进行了拓扑优化；
宋元全等[13]根据AAR S580标准中对防撞柱和司机室角柱载荷要求，对内燃机车进行耐撞性能评估。国内外学者对机车耐撞性的标准进行制定以及对部分吸能结构进行了研究与设计，机车耐撞性标准有利于机车被动安全的发展，耐撞性结构有利于机车在碰撞过程中的能量耗散，但碰撞过程中工况环境复杂，简易的吸能结构在实际过程中难以发挥预期作用。在机车被动安全的领域仅停留在碰撞吸能装置上，在实现碰撞吸能的功能结构上少有研究，本文以实际碰撞环境为基础对耐撞结构功能实现进行设计研究。

传统的防爬结构在撞击时会变形并形成斜坡形态，从而增加了爬车的可能性[14]。常规的防爬器在纵向严重变形至产生断裂后失去了垂直承载能力，断裂的纤维网仍可抵抗纵向压缩载荷，但不再传递垂直剪切载荷，这通常会导致形成斜坡形态，从而加剧爬车的倾向。STRINGFELLOW等[15]研究表明，在机车的前端增加一些结构或增强一些特性可以大幅降低爬车的可能性，其中包括回退式或分离式车钩及互锁特征和垂直强度特性。现代高速列车在设计初期已考虑新型端部吸能结构，吸能空间布置合理高效，但既有电力机车前端结构较为复杂、紧凑，预留空间不足，新增通用的端部吸能结构其纵向位移受到车钩及车体自身结构的限制，钩缓装置在达到最大行程后吸能装置仍难以发挥变形吸能作用。基于剪切螺栓的回退式车钩的设计解决了机车端部纵向空间不足的缺点，剪切螺栓在极限载荷下发生剪切失效，车钩纵向回退为吸能防爬装置提供额外的吸能行程，大大提高了机车被动安全性。KIM 等[16]进行了螺栓剪切试验，研究了不同速度对SCM440H 材料螺栓剪切性能的影响并设计了用于机械过载保护装置的安全螺栓；
LLANA 等[17]进行了车钩试验，通过结构失效的形式实现了车钩脱落。本文利用螺栓的剪切失效特性实现了机车新型回退式车钩的功能设计。

综上所述，剪切螺栓电力机车实现多级吸能提供了可行性，其失效行为和过程在机车车钩回退过程中起着重要的作用，进而在车辆碰撞过程中具有重要影响。本文作者针对用于回退式车钩的关键结构剪切螺栓，开展准静态压缩试验及落锤冲击剪切试验，建立45号钢J-C本构断裂失效模型，并对比分析不同剪切螺栓直径、凹槽直径及凹槽宽度对剪切螺栓最大剪切力的影响，最后将带有剪切螺栓的回退式车钩应用于机车车辆上，以改进电力机车车辆被动安全性。

1.1 剪切螺栓试验设计

本文设计一种既满足准静态试验要求又满足动态冲击试验要求的夹具，可将试验机的压缩载荷有效转换为剪切螺栓的剪切载荷。夹具整体采用45 钢，通过螺栓及焊接连接各立板、筋板。螺栓安装孔为壁厚7.5 mm的Cr12MoV轴套。用于螺栓剪切试验的夹具包括下夹具、螺栓孔径为10 mm的小孔径上夹具和螺栓孔径为20 mm 的大孔径上夹具(以下简称上夹具)。下夹具的一组侧壁上设置有小孔径螺栓孔组，另一组侧壁上设置有大孔径螺栓孔组，使得下夹具可以分别与2 个上夹具配合，完成不同尺寸螺栓的剪切试验。下夹具中部设置有矩形导向通道，上夹具与试验通道相匹配。夹具示意图如图1所示。

图1 夹具示意图Fig.1 Schematic diagrams of jig

剪切螺栓属于非标准件，必须经过对其进行二次加工得到试样螺栓。理想的回退式车钩的剪切螺栓在发生断裂失效时，其断裂位置应处于车钩安装座与机车端部安装板之间，以保证在螺栓剪切失效后，车钩正常无阻碍地回退而不受螺栓的干扰。常规标准螺栓中间段为均匀等径的，在承受剪切载荷时，断裂失效位置在中间段随机分布，其可能会对车钩回退造成阻碍，难以达到车钩稳定回退的预期效果。为实现螺栓在预定的剪切力级下并在预定范围内发挥剪切失效的功能，在标准螺栓的基础上凿取有利于剪切的凹槽结构，如图2 所示。图2 中，D为标准螺栓直径，d为加工后凹槽直径，h为凹槽宽度。所使用螺栓均为8.8 级螺栓，材料为45 号钢，加工凹槽宽度h为4 mm。为探究螺栓最大剪切力，设计5 组试验，试验参数如表1所示。试验1和2以及试验4和5可用于对比凹槽直径对螺栓最大剪切力的影响，试验3 和4 可用于对比螺栓直径对最大剪切力的影响。每组分别进行准静态、动态冲击试验各3 次，共30次。

图2 螺栓示意图Fig.2 Schematic diagram of bolt

表1 剪切螺栓试验参数Table 1 Shear bolt test parameters

在进行螺栓剪切试验时，上夹具从夹具试验通道安装到下夹具内，依次安装剪切螺栓并施加螺栓预紧力，合金钢连接预紧力F0为：

式中：F0为预紧力，N；
σs为材料屈服强度，MPa；
A1为危险截面的面积，mm2；
d1为危险截面直径，mm。

通过下压工装上夹具的突出部分，使其沿下夹具的矩形试验通道对压力进行均匀导向，使得上夹具和下夹具对剪切螺栓均匀施加剪切力，同时保证上夹具无阻碍通行，进而有效进行螺栓剪切试验。准静态试验示意图如图3所示，试验采用微机控制电液伺服压力机，加载方式为锤头以3 mm/min下压，通过计算机输出伺服压力机力-位移。对于动态冲击落锤试验采用落锤试验机，通过调节落锤锤头质量及速度可控制冲击能量与冲击载荷，得到锤头力、位移、能量等参数。螺栓剪断后，落锤的剩余动能由试验机自带的液压缓冲器吸收。螺栓的安装方法与准静态试验方法一致，落锤试验示意图如图4所示。

图3 准静态试验示意图Fig.3 Schematic diagram of quasi static test

图4 落锤试验示意图Fig.4 Schematic diagram of drop weight test

1.2 剪切螺栓试验结果分析

准静态与动态剪切试验结果分别如图5 和图6所示。

图5 准静态最大剪切力试验结果Fig.5 Quasi static maximum shear test results

图6 动态最大剪切力试验结果Fig.6 Dynamic maximum shear test results

通过试验结果对比分析，每组3次试验重复性较高。对比D20d12螺栓与D20d16螺栓，3次试验平均准静态最大剪切力分别为257.27 kN 和457.68 kN，动态最大剪切力分别为370.45 kN 和657.32 kN，可发现剪切螺栓最大剪切力与凹槽横截面积成正比。对比D10d8 螺栓与D20d8 螺栓试验结果，3次试验准静态、动态平均最大剪切力分别相差4.18%和8.26%，螺栓本身直径D对螺栓最大剪切力影响不大，同时，D10d8螺栓最大剪切力均大于D20d8 螺栓最大剪切力，说明在相同凹槽直径情况下，凹槽的深度越大，最大剪切力越小。由于该材料具有应变率强化效应，螺栓最大剪切力在准静态与动态下最大剪切力有所不同，在动态冲击下，最大剪切力相较于准静态水平提高了40.84%。

剪切螺栓试验后断裂形态如图7 和图8 所示。可见，剪切螺栓断裂后断面光滑，与螺栓剪断方向近似平行，可判断剪切螺栓按设计要求和剪切模式断裂，螺栓开槽处具有一定的塑性变形。

图7 剪切螺栓准静态试验后断裂形态Fig.7 Fracture morphologies of shear bolt after quasi-static test

图8 剪切螺栓动态试验后断裂形态Fig.8 Fracture morphologies of shear bolt after dynamic test

通过对剪切螺栓进行试验分析，相同设计参数的剪切螺栓准静态和动态试验结果都具有较高的重复性，螺栓最大剪切力与自身直径关系不大；
随着剪切凹槽直径增大，螺栓剪切力增大且与剪切凹槽横截面面积成正比。受试验设备的限制以及试验成本的控制，可利用有限元仿真分析软件对螺栓自身直径以及螺栓凹槽直径进行验证分析，同时可以对螺栓凹槽宽度对螺栓剪切力的影响进行分析。

2.1 剪切螺栓数值模型及结果

为了更加灵活地对螺栓设计尺寸进行更改，结合试验与有限元仿真，通过多组试验验证仿真的准确性。碰撞试验属于破坏性试验，试验所需费用比较昂贵[18]。在后续设计与分析中，可通过仿真方法进行预研究，完成对结构可行性的设计与初步验证，最后进行剪切螺栓及部件级的试验，可大大减少研发时间成本与经济成本。

目前应用在碰撞仿真中的失效准则主要有等效(V-M)应变失效准则、最大主应变失效准则、厚度方向应变失效准则、Johnson-Cook(J-C)失效准则等[19]。本文剪切螺栓材料的本构模型采用应变率相关的Johnson-Cook本构模型[20]，模型公式如下：

螺栓材料的失效模型采用与应变率及应力状态相关、考虑损伤的Johnson-Cook 失效模型[14]，模型公式如下：

式中：σ*=p/σeff=-σkk/σeff=-Rσ；
p为压力；
σeff为等效应力；
σkk为平均应力；
Rσ为应力三轴度；
D1为断裂应变基准参数；
D2和D3为应力三轴度对断裂应变的影响参数；
D4为应变率对断裂应变的影响参数；
D5为温度影响系数。D1，D2和D3通过不同应力状态下的材料失效试验拟合得到，D4通过不同应变率下的失效试验得到，在常温中，可不考虑D4和D5。

本模型参考文献[20]中采用的材料参数如表2所示。通过仿真发现使用该材料参数所得结果与试验结果有一定的差异，故以试验螺栓剪切力为优化目标，采用LS-OPT方法进行优化，找到符合本试验的材料参数，材料参数优化结果如表2所示。

使用六面体单元对模型进行有限元离散，下夹具底面的自由度被完全约束。对准静态试验进行仿真时，压头对夹具匀速施压。对落锤冲击试验进行仿真时，对锤头赋予试验一致的质量与初速度，用锤头对上夹具进行冲击。有限元模型如图9所示。

图9 有限元模型Fig.9 Finite element model

D10d6和D20d16螺栓准静态和动态剪切力-位移曲线如图10～13所示。可见，在准静态下，试验与仿真的力-位移曲线变化趋势基本一致，D10d6螺栓与D20d16 螺栓最大剪切力仿真值相较于试验平均值的相对误差分别为4.31%和2.01%；
在冲击动态试验中，D10d6 螺栓与D20d16 螺栓最大剪切力仿真值相较于试验平均值的相对误差分别为3.33%和1.52%。

螺栓材料为塑性材料，具有明显的应变硬化效应。在剪切过程中，随着塑性应变增加，剪切力有所增大，因此，图10和图11中，在一定范围内剪切力随位移增大而增大。图12和图13中，在冲击动态试验中，锤头与夹具之间接触存在有一定的波动，导致两者之间的接触在一定范围内上下跳动。在前期的波动段，重复试验时的剪切力一致性不高，但是螺栓剪切失效峰值力基本一致，峰值力对应的螺栓变形也基本一致，并且多次试验重复性较高。在仿真过程中，D10d6 螺栓与D20d16 螺栓峰值剪切力仿真值相较于试验平均值的相对误差分别仅为3.33%和1.52%，相对误差均在有效范围内，同时，仿真对应的螺栓变形情况也基本一致，充分证明了J-C本构模型在剪切螺栓失效仿真的准确性。

图10 D10d6螺栓准静态剪切力-位移曲线Fig.10 Quasi static shear force displacement curves of d10d6 bolt

图11 D20d16螺栓准静态剪切力-位移曲线Fig.11 Quasi static shear force displacement curves of d10d6 bolt

图12 D10d6螺栓动态剪切力-位移曲线Fig.12 Dynamic shear force displacement curves of D10d6 bolt

图13 D20d16螺栓动态剪切力-位移曲线Fig.13 Dynamic shear force displacement curves of D20d16 bolt

2.2 最大剪切力的参数依赖性讨论

利用有限元数值分析方法，对剪切螺栓最大剪切力的参数依赖性展开进一步研究。本文选取剪切螺栓的直径D，加工后凹槽直径d以及凹槽宽度h作为基本参数进行分析。在上述试验与仿真分析中，剪切力取自于试验机压头与上夹具上表面之间的接触力，该接触力为螺栓的真实剪切力与各接触界面的摩擦力之和。螺栓真实剪切力即螺栓与连接板之间的接触力因其测量难度较高，在试验中不易直接测量得出。而在仿真分析过程中易于获取，且研究最大剪切力的参数依赖性应尽量排除摩擦等其他因素干扰，因此，以螺栓真实剪切力进行分析。如图9 所示，螺栓数均为4 个，在D20d12h4 螺栓基础上分别改变3 个参数，螺栓参数如表3所示。下夹具下平面固定，夹具上方设置630 kg 的锤头以3 000 mm/s 的速度撞击夹具。仿真结果如图14～16 所示。从图14 可知：通过仿真分析，当凹槽直径为8，10，12 和14 时，螺栓最大剪切力分别为165，245，349和457 kN；
随着剪切凹槽直径增大，最大螺栓剪切力增大且与剪切凹槽横截面面积成正比。从图15 可知：当凹槽宽度为3，4，5 和6 时，螺栓最大剪切力分别为368，349，336 和325 kN；
随着螺栓凹槽宽度增大，螺栓的最大剪切力减小，减小的幅度随着螺栓宽度增大而减小，同时，剪切过程位移增大，说明螺栓剪切段的塑性增强，剪切过程时间变长，不利于螺栓发挥剪切功能。从图16 可知：当螺栓直径为18，20，22和24时，螺栓最大剪切力分别为341，349，345和348 kN；
剪切力与螺栓自身直径基本无关。

表3 仿真螺栓参数Table 3 Simulation bolt parameters

图14 不同凹槽直径d时的剪切力对比Fig.14 Comparison of shear forces of different groove diameters d

图15 不同凹槽宽度h时的剪切力对比Fig.15 Comparison of shear force of different groove widths h

图16 不同螺栓直径D时的剪切力对比Fig.16 Comparison of shear forces of different bolt diameters D

既有的电力机车仅依靠钩缓装置的吸能容量难以满足整体能量耗散要求，在机车碰撞事故中，车体结构参与吸能并产生大变形，同时，较大刚度车体结构的变形带来较大冲击加速度，严重威胁乘员生命安全[21]。通过引入基于剪切螺栓的回退式车钩，提高了机车车辆被动安全性。改进后电力机车正常运行时，回退式车钩与常规通用车钩功能一致，车体结构满足设计要求的静强度、疲劳寿命要求。

碰撞事故发生时，钩缓装置首先发挥第一级吸能元件的作用，在达到最大行程后车钩迅速刚化，使得车钩所受的轴向力迅速增大，并超过连接车钩与安装座之间剪切螺栓的失效阈值。在极限载荷作用下，剪切螺栓断裂失效，车钩连同车钩安装座在托板的支撑下沿着矩形通道实现回退功能，此时，作为主吸能的吸能防爬装置发挥第二级吸能元件的作用，吸能防爬装置的防爬齿啮合、吸能管压溃并吸收能量。在前两级吸能元件的行程到达极限后，电力机车车体弱刚度可变形区域作为第三级吸能区域开始吸收剩余的碰撞动能。

电力机车耐撞性设计中的三级吸能如图17 所示。可见，历经三级吸能，电力机车的大量动能通过吸能结构大变形以内能的形式平稳耗散，乘员及乘客生命安全得到了有效保障。

图17 改进后电力机车三级吸能Fig.17 Improved three-stage energy absorbing element of electric locomotive

对电力机车进行回退式车钩剪切螺栓设计时，为了保障车钩正常使用功能，首先需要确定正常运营时车钩传递的最大纵向力，选择合适螺栓失效剪切力，充当机械开关的阈值；
其次，根据剪切螺栓安装位置附近空间结构，选择螺栓个数及排布，并根据所选择的剪切力对单个螺栓剪切力进行分配；
最后，根据单个螺栓剪切力对螺栓材料、凹槽直径、凹槽宽度、自身直径等参数进行选择。

基于上述对剪切螺栓的设计、试验与仿真方法，对某型机车回退式车钩剪切螺栓进行设计。根据目前该机车车钩纵向力的要求，钩缓装置缓冲区域稳态力为1 800 kN，考虑到车钩不能轻易发生剪切失效，但在碰撞事故的极限载荷下又能剪切退回，现设计车钩剪切所需剪切力阈值为2 500 kN。考虑到车钩安装座实际安装位置同时结合螺栓布局分析，现设计螺栓共12 颗，左右两侧各6 颗，因此，所需单个螺栓剪切力为208.33 kN；
螺栓选择与试验一致的8.8级螺栓，材料为45号钢；
螺栓直径基于车钩原有安装螺栓选择直径为30 mm；
基于最大螺栓剪切力与剪切凹槽横截面面积成正比，试验中D20d12螺栓的单个最大剪切力为92.61 kN，根据比例计算可得所需凹槽直径为18 mm；
凹槽宽度过小不利于诱导剪切螺栓在剪切区域发生失效，凹槽宽度过大会影响剪切螺栓失效过程的位移，因此，选择仿真对比分析中凹槽宽度的合适值为4 mm。螺栓分布如图18所示。将带有剪切螺栓的回退式车钩装入既有机车，同时在车钩回退的有效行程中安装吸能防爬装置，实现电力机车的耐撞性改进，验证回退式车钩的可行性。

图18 螺栓布置示意图Fig.18 Schematic diagram of bolt layout

参考标准EN15227:2020 中的相关规定以及铁路总公司对动力机车耐碰撞性能的具体要求，同时结合到动力机车的实际运行情况，选取典型计算工况进行相关分析。选取改进后的电力机车和改进前的既有电力机车以20 km/h的初始速度与固定的刚性墙碰撞的工况进行对比分析，工况示意图如图19 所示。在仿真分析中，将刚性墙与轨道视为刚体并进行全约束，轮-轨接触关系及车-墙接触关系均采用基于对称罚函数算法的面面接触来模拟。

图19 工况示意图Fig.19 Schematic diagram of working condition

改进后机车回退式车钩回退示意图如图20 所示，机车纵向最大平均加速度指标如图21 所示。表4 所示为改进前后电力机车各项碰撞指标对比。从表4 可知：既有机车纵向最大平均加速度为5.91g，超过标准中所规定5g，改进机车纵向最大平均加速度为3.42g，满足了标准对纵向最大平均加速度的要求；
既有机车与改进机车轮对抬升量最大值分别为4.47 mm 和8.01 mm，均满足标准中所规定的允许最大轮轨抬升量21 mm 的要求；
对于碰撞前后司机室纵向生存空间比指标，既有机车司机室纵向生存空间比为87.43%，改进后电力机车司机室纵向生存空间比为99.97%；
既有机车与改进机车碰撞前后司机室垂向生存空间比分别为99.94%和99.79%。

图20 车钩回退过程Fig.20 Coupler fallback process

图21 改进前后机车碰撞纵向加速度-时间曲线Fig.21 Crash longitudinal acceleration-time curves of locomotive before and after improvement

表4 改进前后电力机车各项碰撞指标对比Table 4 Comparison of various collision indexes of electric locomotive before and after improvement

某型电力机车以20 km/h的初始速度与固定的刚性墙碰撞时，改进后机车钩缓装置实现了回退功能，为第二吸能元件提供了吸能空间。相较于既有机车，改进后机车纵向最大平均加速度减小了2.49g，峰值界面力减小了472 kN(见图22)，碰撞前后司机室纵向生存空间比增加了12.54%，碰撞稳态力大幅降低。此外，改进前后电力机车轮对抬升量最大值和碰撞前后司机室垂向生存空间比均满足标准。综上所述，基于回退式车钩的电力机车的改进结构可满足标准中规定的耐撞性各类安全指标，极大程度提高了既有电力机车的被动安全性。

图22 改进前后机车碰撞界面力-时间曲线Fig.22 Crash interface force-time curves of locomotive before and after improvement

1)相同设计参数的剪切螺栓准静态和动态试验结果具有较高的重复性，螺栓最大剪切力与自身直径近似无关；
随着剪切凹槽直径增大，螺栓剪切力增大且与剪切凹槽横截面面积呈正比；
45号钢螺栓最大剪切力在动态冲击下相较于准静态提高了40.84%。

2)基于试验数据对45 号钢材料J-C 本构模型参数进行了优化，结果表明优化后的本构模型参数可以合理表征剪切螺栓力学性能指标与失效形式。

3)探讨了螺栓最大剪切力的参数相关性，发现最大螺栓剪切力增大且最大螺栓剪切力与剪切凹槽横截面面积成正比；
随着螺栓凹槽宽度增大，螺栓的最大剪切力减小，减小的幅度随着螺栓宽度增大而减小，同时剪切过程位移增大，说明螺栓剪切段的塑性增强，剪切过程时间变长，不利于螺栓发挥剪切功能；
剪切力与螺栓自身直径基本无关。

4)基于回退式车钩的改进电力机车钩缓装置能够实现回退功能，机车耐撞性能明显提高，纵向最大平均加速度减小了2.49g，峰值界面力减小了472 kN，碰撞前后司机室纵向生存空间比增加了12.54%，碰撞稳态力大幅降低。

5)本文研究了剪切螺栓在电力机车结构耐撞性上的应用，具有一定的工程应用价值，该回退式车钩的研究对其他类型的机车车辆耐撞性改进具有参考价值。但是，本文对于回退式车钩的应用仅局限于有限元仿真分析，后续将进行机车端部结构的部件级碰撞试验，验证该回退式车钩装置实际运用的可行性。

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