機(jī)車驅(qū)動裝置的系統(tǒng)分析＊

馬呈祥，張志和，楊俊杰，劉 輝

（中國北車集團(tuán) 大同電力機(jī)車有限責(zé)任公司，山西大同037038）

驅(qū)動裝置是機(jī)車轉(zhuǎn)向架的關(guān)鍵部件之一，它是將電機(jī)輸出轉(zhuǎn)矩傳遞給輪對的裝置，其主要部件包括齒輪箱、齒輪、軸承及軸系（車軸和電機(jī)轉(zhuǎn)子軸）等，其核心設(shè)計(jì)技術(shù)有齒輪的設(shè)計(jì)、軸承的選型及壽命計(jì)算、以及系統(tǒng)變形帶來的影響分析等。經(jīng)典的設(shè)計(jì)分析方法是基于系統(tǒng)剛性條件下的單零件強(qiáng)度校核，而在實(shí)際運(yùn)行工況下，車軸、電機(jī)轉(zhuǎn)子軸及齒輪箱體都會發(fā)生變形，這些變形對齒輪疲勞強(qiáng)度、軸承壽命等的影響程度，經(jīng)典的設(shè)計(jì)分析方法不能較準(zhǔn)確地進(jìn)行系統(tǒng)性的分析。單零件分析結(jié)果經(jīng)常存在安全裕度過剩或欠缺的問題，難以兼顧到驅(qū)動裝置系統(tǒng)的經(jīng)濟(jì)性和可靠性，驅(qū)動裝置系統(tǒng)設(shè)計(jì)及計(jì)算分析成為當(dāng)前機(jī)車驅(qū)動裝置設(shè)計(jì)技術(shù)的重要環(huán)節(jié)。

1 驅(qū)動裝置分析的邊界條件

以HXD2型大功率交流傳動貨運(yùn)電力機(jī)車驅(qū)動裝置為系統(tǒng)分析研究對象，以機(jī)車平均運(yùn)行速度80km／h、驅(qū)動系統(tǒng)軸承300萬km（約37 600h）、齒輪500萬km（約62 500h）的設(shè)計(jì)預(yù)期壽命為分析目標(biāo)，在考慮車軸、電機(jī)轉(zhuǎn)子軸及齒輪箱體等彈性變形的基礎(chǔ)上，進(jìn)行系統(tǒng)性分析。利用Romax軟件建立驅(qū)動裝置系統(tǒng)分析模型，在分析模型中引入有限元箱體模型，并將線路實(shí)測數(shù)據(jù)導(dǎo)入系統(tǒng)模型，形成包含多個(gè)工況的載荷譜。在載荷譜循環(huán)工況下，分析齒輪的疲勞壽命、疲勞強(qiáng)度、設(shè)計(jì)修形、齒面載荷及應(yīng)力分布、抗膠合性能以及軸承的使用壽命、載荷分布等。

2 驅(qū)動裝置分析的載荷條件

以某機(jī)車在大秦線一個(gè)往返行程的線路實(shí)測數(shù)據(jù)為輸入載荷，如圖1，以此利用Romax軟件生成的包含多個(gè)工況的載荷譜為載荷條件，在載荷譜循環(huán)工況下進(jìn)行系統(tǒng)分析。多工況載荷譜通常含有幾十個(gè)到上百個(gè)載荷工況，為了便于分析及載荷譜的等效性，必須對包含不同工況數(shù)目的載荷譜進(jìn)行收斂性分析。通過對比包含不同工況數(shù)目的載荷譜下相應(yīng)軸承和齒輪的計(jì)算結(jié)果，得到在包含100個(gè)工況的載荷譜下，其結(jié)果已基本達(dá)到收斂。因此，將生成包含100個(gè)工況的載荷譜作為本案例分析的等效載荷譜（以下簡稱工作譜）。

圖1 往返行程牽引電機(jī)扭矩輸出曲線

3 驅(qū)動裝置分析的建模說明

驅(qū)動裝置系統(tǒng)各零部件均按實(shí)際工程尺寸、裝配關(guān)系及其性能參數(shù)進(jìn)行建模和參數(shù)設(shè)置。如車軸、電機(jī)轉(zhuǎn)子軸、齒輪等所用材料的性能；齒輪的齒面硬度、修形、粗糙度等信息；系統(tǒng)的潤滑類型及潤滑劑參數(shù)；軸承的類型、尺寸、性能參數(shù)及軸承的裝配預(yù)緊力等均按實(shí)際設(shè)計(jì)進(jìn)行詳細(xì)定義。傳動系統(tǒng)的Romax模型，如圖2。齒輪箱體有限元網(wǎng)格模型導(dǎo)入Romax時(shí)進(jìn)行約束，即在齒輪箱體軸承支撐處的配合表面采用剛性單元與軸承連接，使軸承所承受的載荷能夠傳遞到齒輪箱體上，從而建立基于箱體、軸系等變形的驅(qū)動裝置系統(tǒng)分析模型。圖3為引入有限元齒輪箱體的系統(tǒng)分析模型。

圖2 傳動系統(tǒng)的Romax模型

圖3 引入有限元箱體的系統(tǒng)分析模型

4 分析結(jié)果

4.1 齒輪

由于系統(tǒng)分析采用線路實(shí)測數(shù)據(jù)，故使用系數(shù)KA取1.0，動載荷系數(shù)KV由ISO 6336－2006B方法確定，安全系數(shù)設(shè)定為：SFmin＝1.6，SHmin＝1.3，齒向載荷分布系數(shù)根據(jù)各具體工況下軸系的變形量，由Romax軟件自動修正。這樣計(jì)算安全系數(shù)只要大于1，即可達(dá)到較高可靠度要求。

4.1.1 疲勞壽命及強(qiáng)度

在工作譜循環(huán)工況下，主、從動齒輪的疲勞壽命均大于62 500h；主、從動齒輪的接觸損傷率分別為1.5%、0.5%；接觸安全系數(shù)分別為1.34和1.51；主、從動齒輪的彎曲安全系數(shù)分別為1.96和1.84，詳見表1。在最惡劣工況下，主、從動齒輪的應(yīng)力及安全系數(shù)如表2所示。結(jié)果表明HXD2機(jī)車驅(qū)動系統(tǒng)軸承、齒輪能夠滿足設(shè)計(jì)預(yù)期壽命，且在預(yù)期壽命內(nèi)系統(tǒng)趨于安全、可靠。

表1 在工作載荷譜循環(huán)工況下齒輪的安全系數(shù)

表2 最惡劣工況下齒輪的應(yīng)力及安全系數(shù)

4.1.2 膠合承載能力

齒輪箱油溫設(shè)定為60℃，在高速工況時(shí)，齒輪嚙合積分溫度為148.31℃，膠合溫度為342.94℃，安全系數(shù)為2.31。達(dá)到GB／T 6413－2003標(biāo)準(zhǔn)推薦的高可靠度安全系數(shù)2～2.5的范圍，可見主、從動齒輪的膠合承載 能力是滿足要求的。詳見表3。

表3 膠合承載能力計(jì)算

4.1.3 嚙合特性

齒輪副嚙合特性指標(biāo)一般有傳遞誤差、嚙合剛度、重合度、齒頂滑滾系數(shù)等，其分析結(jié)果如表4。由于滑動系數(shù)的大小影響齒面磨損和膠合破壞，為此應(yīng)盡量減小滑動系數(shù)值＜1.5。本嚙合齒頂滑滾系數(shù)較小，且數(shù)值接近，因此嚙合時(shí)相對磨損較小，齒面嚙合狀況較好，抗膠合能力較優(yōu)。依據(jù)ISO標(biāo)準(zhǔn)，端面重合度應(yīng)在1～2.5之間，因此，本傳動結(jié)構(gòu)端面重合度符合標(biāo)準(zhǔn)要求。

表4 齒輪副嚙合質(zhì)量指標(biāo)

4.1.4 應(yīng)力分析

查看各工況下主、從動齒輪齒面次表層剪切應(yīng)力最大為419.95MPa，剪切應(yīng)力深度最大為577μm，均小于材料的剪切應(yīng)力及滲碳層深度。圖4列舉了在最惡劣工況下從動齒輪齒面次表層剪切應(yīng)力及深度分布圖。

4.1.5 修形分析

查看各工況下齒輪的應(yīng)力分布情況，結(jié)果顯示主、從動齒輪齒面上的應(yīng)力沿齒廓方向分布狀況良好，沿齒寬方向上的應(yīng)力分布均勻，表明在實(shí)際嚙合區(qū)域內(nèi)的應(yīng)力分布均勻，修形合理。圖5為相對惡劣工況下從動齒輪齒面載荷及接觸應(yīng)力分布圖。

4.1.6 靜強(qiáng)度分析

在短路扭矩作用下，主、從動齒輪的接觸安全系數(shù)分別為1.04和1.05，彎曲安全系數(shù)分別為1.97和1.66，均大于1，表明靜強(qiáng)度滿足要求。

圖4 （a）從動齒輪齒面次表層剪切應(yīng)力分布和（b）從動齒輪齒面次表層剪切應(yīng)力深度分布

圖5 （a）從動齒輪單位長度接觸應(yīng)力分布和（b）從動齒輪接觸應(yīng)力分布

4.2 軸承

查看各工況下軸承的計(jì)算結(jié)果，所有軸承的L10壽命均大于300萬km（約37 600h）。其中軸承1的壽命相對最短，因此，選取軸承1的計(jì)算結(jié)果進(jìn)行分析。按ISO 281－1990標(biāo)準(zhǔn)，軸承1的計(jì)算壽命為88 956h，損傷率為42.3%，而以修正的ISO 281標(biāo)準(zhǔn)計(jì)算的壽命為51 378h，損傷率達(dá)到73.2%。這種差異的原因是利用修正的ISO 281計(jì)算壽命時(shí)考慮變形引起軸承的接觸錯(cuò)位影響，較真實(shí)地反映了軸承中滾子的實(shí)際承載狀態(tài)，而ISO 281標(biāo)準(zhǔn)是假設(shè)軸承為理想狀態(tài)，不考慮變形引起的錯(cuò)位因素影響。

以其中最惡劣工況為例，查看影響軸承錯(cuò)位信息，發(fā)現(xiàn)軸承內(nèi)外圈的錯(cuò)位量主要來自軸系變形，且軸承1所在傳動端軸系的變形量明顯大于軸承2所在非傳動端的變形量。分析軸系的變形量，如圖6所示，可以看到最大變形位置出現(xiàn)在電機(jī)轉(zhuǎn)子軸上主動齒輪安裝位置附近，最大變形量約為197.61μm，這與影響軸承1的接觸錯(cuò)位信息分析結(jié)果一致。

同時(shí)，由圖7亦可看出，軸承1外圈上的接觸應(yīng)力分布略偏中心，而軸承2的應(yīng)力分布沿軸承寬度方向相對均勻，由此表明系統(tǒng)變形對軸承的工作狀態(tài)有很大影響。

圖6 系統(tǒng)軸系變形

圖7 （a）軸承1內(nèi)圈上的接觸應(yīng)力分布，（b）軸承2內(nèi)圈上的接觸應(yīng)力分布，（c）軸承1外圈上的接觸應(yīng)力分布和（d）軸承2外圈上的接觸應(yīng)力分布

5 結(jié)論

（1）驅(qū)動裝置系統(tǒng)分析案例表明HXD2機(jī)車驅(qū)動系統(tǒng)軸承、齒輪滿足設(shè)計(jì)預(yù)期壽命，且在預(yù)期壽命內(nèi)系統(tǒng)趨于安全、可靠。

（2）系統(tǒng)分析是基于系統(tǒng)變形的基礎(chǔ)上，引入了比較接近機(jī)車實(shí)際運(yùn)行工況的等效載荷譜，從而使分析結(jié)果相對準(zhǔn)確。因此，相對經(jīng)典分析而言，可以選取較小的安全系數(shù)。

（3）系統(tǒng)分析案例表明，系統(tǒng)變形對齒輪及軸承的壽命影響明顯。因此，在設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)以結(jié)構(gòu)剛度和修形兼顧，以提高系統(tǒng)壽命及可靠性。

（4）系統(tǒng)分析可以查看具體某工況下齒面載荷及應(yīng)力分布，可以直觀地進(jìn)行齒輪的設(shè)計(jì)修形及優(yōu)化。

［1］ 田涌濤，李從心，佟 維，等.考慮傳動軸變形影響的齒輪載荷分布［J］.上海交通大學(xué)學(xué)報(bào)，2001，（10）：1 526－1 530.

［2］ 唐進(jìn)元，劉繼凱，雷敦財(cái).基于Romax與Kisssoft軟件的齒形優(yōu)化設(shè)計(jì)與分析［J］.機(jī)械傳動，2011，（2）：1－3.

［3］ Dr Yongle Song.Integrated software for wind turbine gearbox design ＆development analysis［C］.European Wind Energy Conference 2006－Athens.

［4］ ISO 281：1990，Roller Bearings－Dynamic load ratings and rating life［S］.

［5］ ISO 6336－1：2006，Calculation of load capacity of spur and helical gears－Part 1：Basic principles，introduction and general influence factors［S］.