機車驅動裝置的系統分析＊

馬呈祥，張志和，楊俊杰，劉 輝

（中國北車集團 大同電力機車有限責任公司，山西大同037038）

驅動裝置是機車轉向架的關鍵部件之一，它是將電機輸出轉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（車軸和電機轉子軸）等，其核心設計技術有齒輪的設計、軸承的選型及壽命計算、以及系統變形帶來的影響分析等。經典的設計分析方法是基于系統剛性條件下的單零件強度校核，而在實際運行工況下，車軸、電機轉子軸及齒輪箱體都會發生變形，這些變形對齒輪疲勞強度、軸承壽命等的影響程度，經典的設計分析方法不能較準確地進行系統性的分析。單零件分析結果經常存在安全裕度過剩或欠缺的問題，難以兼顧到驅動裝置系統的經濟性和可靠性，驅動裝置系統設計及計算分析成為當前機車驅動裝置設計技術的重要環節。

1 驅動裝置分析的邊界條件

以HXD2型大功率交流傳動貨運電力機車驅動裝置為系統分析研究對象，以機車平均運行速度80km／h、驅動系統軸承300萬km（約37 600h）、齒輪500萬km（約62 500h）的設計預期壽命為分析目標，在考慮車軸、電機轉子軸及齒輪箱體等彈性變形的基礎上，進行系統性分析。利用Romax軟件建立驅動裝置系統分析模型，在分析模型中引入有限元箱體模型，并將線路實測數據導入系統模型，形成包含多個工況的載荷譜。在載荷譜循環工況下，分析齒輪的疲勞壽命、疲勞強度、設計修形、齒面載荷及應力分布、抗膠合性能以及軸承的使用壽命、載荷分布等。

2 驅動裝置分析的載荷條件

以某機車在大秦線一個往返行程的線路實測數據為輸入載荷，如圖1，以此利用Romax軟件生成的包含多個工況的載荷譜為載荷條件，在載荷譜循環工況下進行系統分析。多工況載荷譜通常含有幾十個到上百個載荷工況，為了便于分析及載荷譜的等效性，必須對包含不同工況數目的載荷譜進行收斂性分析。通過對比包含不同工況數目的載荷譜下相應軸承和齒輪的計算結果，得到在包含100個工況的載荷譜下，其結果已基本達到收斂。因此，將生成包含100個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 往返行程牽引電機扭矩輸出曲線

3 驅動裝置分析的建模說明

驅動裝置系統各零部件均按實際工程尺寸、裝配關系及其性能參數進行建模和參數設置。如車軸、電機轉子軸、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；系統的潤滑類型及潤滑劑參數；軸承的類型、尺寸、性能參數及軸承的裝配預緊力等均按實際設計進行詳細定義。傳動系統的Romax模型，如圖2。齒輪箱體有限元網格模型導入Romax時進行約束，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、軸系等變形的驅動裝置系統分析模型。圖3為引入有限元齒輪箱體的系統分析模型。

圖2 傳動系統的Romax模型

圖3 引入有限元箱體的系統分析模型

4 分析結果

4.1 齒輪

由于系統分析采用線路實測數據，故使用系數KA取1.0，動載荷系數KV由ISO 6336－2006B方法確定，安全系數設定為：SFmin＝1.6，SHmin＝1.3，齒向載荷分布系數根據各具體工況下軸系的變形量，由Romax軟件自動修正。這樣計算安全系數只要大于1，即可達到較高可靠度要求。

4.1.1 疲勞壽命及強度

在工作譜循環工況下，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%；接觸安全系數分別為1.34和1.51；主、從動齒輪的彎曲安全系數分別為1.96和1.84，詳見表1。在最惡劣工況下，主、從動齒輪的應力及安全系數如表2所示。結果表明HXD2機車驅動系統軸承、齒輪能夠滿足設計預期壽命，且在預期壽命內系統趨于安全、可靠。

表1 在工作載荷譜循環工況下齒輪的安全系數

表2 最惡劣工況下齒輪的應力及安全系數

4.1.2 膠合承載能力

齒輪箱油溫設定為60℃，在高速工況時，齒輪嚙合積分溫度為148.31℃，膠合溫度為342.94℃，安全系數為2.31。達到GB／T 6413－2003標準推薦的高可靠度安全系數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 膠合承載能力計算

4.1.3 嚙合特性

齒輪副嚙合特性指標一般有傳遞誤差、嚙合剛度、重合度、齒頂滑滾系數等，其分析結果如表4。由于滑動系數的大小影響齒面磨損和膠合破壞，為此應盡量減小滑動系數值＜1.5。本嚙合齒頂滑滾系數較小，且數值接近，因此嚙合時相對磨損較小，齒面嚙合狀況較好，抗膠合能力較優。依據ISO標準，端面重合度應在1～2.5之間，因此，本傳動結構端面重合度符合標準要求。

表4 齒輪副嚙合質量指標

4.1.4 應力分析

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

4.1.5 修形分析

查看各工況下齒輪的應力分布情況，結果顯示主、從動齒輪齒面上的應力沿齒廓方向分布狀況良好，沿齒寬方向上的應力分布均勻，表明在實際嚙合區域內的應力分布均勻，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力分布圖。

4.1.6 靜強度分析

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

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

圖5 （a）從動齒輪單位長度接觸應力分布和（b）從動齒輪接觸應力分布

4.2 軸承

查看各工況下軸承的計算結果，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的計算結果進行分析。按ISO 281－1990標準，軸承1的計算壽命為88 956h，損傷率為42.3%，而以修正的ISO 281標準計算的壽命為51 378h，損傷率達到73.2%。這種差異的原因是利用修正的ISO 281計算壽命時考慮變形引起軸承的接觸錯位影響，較真實地反映了軸承中滾子的實際承載狀態，而ISO 281標準是假設軸承為理想狀態，不考慮變形引起的錯位因素影響。

以其中最惡劣工況為例，查看影響軸承錯位信息，發現軸承內外圈的錯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在電機轉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的接觸錯位信息分析結果一致。

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

圖6 系統軸系變形

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

5 結論

（1）驅動裝置系統分析案例表明HXD2機車驅動系統軸承、齒輪滿足設計預期壽命，且在預期壽命內系統趨于安全、可靠。

（2）系統分析是基于系統變形的基礎上，引入了比較接近機車實際運行工況的等效載荷譜，從而使分析結果相對準確。因此，相對經典分析而言，可以選取較小的安全系數。

（3）系統分析案例表明，系統變形對齒輪及軸承的壽命影響明顯。因此，在設計時應以結構剛度和修形兼顧，以提高系統壽命及可靠性。

（4）系統分析可以查看具體某工況下齒面載荷及應力分布，可以直觀地進行齒輪的設計修形及優化。

［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］.上海交通大學學報，2001，（10）：1 526－1 530.

［2］ 唐進元，劉繼凱，雷敦財.基于Romax與Kisssoft軟件的齒形優化設計與分析［J］.機械傳動，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］.