CRH5動車組齒輪傳動比優化及其性能驗證

鄭恒亮 董志巖

(中車長春軌道客車股份有限公司，130062，長春//第一作者，高級工程師)

CRH5型動車組齒輪傳動比采用了已有設計經驗，其車輪及電機仍采用已有列車的設計值。雖滿足了250 km/h運行速度的目標，但列車在運行一段時間后，其車輪直徑將會變小。在列車以250 km/h速度運行時，其車輪將會處于共振區間，其萬向軸和牽引電機轉速會超過額定值，其齒輪箱齒輪會超速超載，存在安全隱患，不能有效保證車輪在全壽命周期內安全運行。齒輪傳動比合理化改進設計是解決此問題的重要突破點。

齒輪傳動比改進設計將會對列車牽引、制動的特性，以及列車防空轉、防滑控制產生嚴重影響[1-2]，還會影響車輪變速及電機結構參數[3]。在齒輪傳動化改進設計完成后，對列車牽引制動特性的分析。可通過仿真分析和試驗測試來實現[1,4-5]。仿真分析的優點是成本低，但結果可能與實際存在較大出入。試驗測試方式雖成本高，但其結果更能反映實際情況。因此，本文采用理論計算和試驗相結合的方法，在齒輪傳動比改進后，對傳動機械系統和牽引制動特性的性能驗證展開研究，驗證齒輪傳動比改進后的萬向軸和牽引電機轉速、齒輪箱轉速等指標符合設計要求。

1 傳動系統機械特性的仿真分析及試驗測試

1.1 新齒輪裝配問題分析

齒輪傳動比改進設計后，需對新舊齒輪外部接口尺寸及外形參數進行分析。新舊小齒輪與齒輪箱體的接口尺寸完全相同，并且配合處的尺寸公差及形位公差也相同。新舊大齒輪與車軸接口完全相同。對于小齒輪來說，新齒輪的節圓大端直徑和大端齒頂圓直徑均比舊齒輪的小一些。對于大齒輪來說，新齒輪的節圓大端直徑和大端齒頂圓直徑均比舊齒輪的大一些。新舊齒輪參數及外形尺寸對比詳見表1。

表1 新舊齒輪參數及外形尺寸

1.2 萬向軸轉速匹配分析

萬向軸最高運用轉速為3 600 r/min，有

(1)

式中：

n——萬向軸轉速，r/min；

D——輪徑，m；

v——列車速度，km/h；

τ——傳動比。

計算得到傳動比改進后的萬向軸最高轉速有效性。計算結果如表2所示。

表2 萬向軸改進前后轉速

通過以上理論計算結果可知，當列車運行速度為250 km/h時，齒輪傳動比改進前的列車半磨輪和全磨輪萬向軸轉速超過額定轉速，改進后的列車全磨輪和半磨輪時萬向軸轉速均符合額定速度要求。由此可知，改進齒輪傳動比后，列車全磨輪和半磨輪的萬向軸轉速均滿足額定速度要求。

1.3 傳動系統的力學特性分析

改進齒輪傳動比后，采用理論公式驗算齒輪傳動比為2.2時的傳動系統的靜力學特性。傳動系統參數見表3。

采用等效力矩理論模型，計算牽引齒輪傳動強度及齒面抗膠合能力。根據ISO 6336-6—2006標準，等效力矩計算模型核心公式為：

表3 傳動系統參數

(2)

式中：

Teq——等效力矩;

NLi——第i種工況下的應力循環次數，i=1,2,3,4；

NLi=60ni·αi·t，其中，ni為運行工況i下的電機轉速，r/min；αi為運行工況i占運行總時間百分比，t為運行總時間;

p——安全系數，計算齒輪接觸疲勞強度時取6.610，計算齒輪彎曲疲勞強度時取8.738。

由式(2)可知:計算齒輪接觸疲勞強度時;Teq=2 987.754 Nm，電機等效轉速neq=1 802.759 r/min;計算齒輪彎曲疲勞強度時，Teq=3 396.876 Nm，neq=1 585.633 r/min。

取新輪直徑為890 mm，半磨耗輪直徑為850 mm，最大磨耗輪直徑為810 mm，計算齒輪接觸疲勞強度時等效力矩系數為1.31，計算齒輪彎曲疲勞強度時等效力矩系數為1.27，則大小齒輪的靜力學計算結果如表4～6所示。

由計算結果分析可知：

(1)通過改變大小齒輪的齒數、模數以及齒寬等基本參數，算得的齒輪端面重合度、縱向重合度及總重合度均略有提高，有利于降低接觸強度計算時的齒間載荷分配系數，但同時也減少了齒寬中點處的接觸線長度。

表4 小齒輪和大齒輪嚙合時的接觸疲勞強度計算結果

表5 小齒輪和大齒輪嚙合時彎曲疲勞強度計算結果

表6 小齒輪和大齒輪嚙合時的齒面膠合能力計算結果

(2)載荷分配系數的降低使得齒面計算接觸應力減小，而齒寬中點的接觸線長度的減少卻使得齒面計算接觸應力增大。

(3)兩種因素共同作用下，接觸應力的計算值略有降低，齒面接觸疲勞強度的計算安全系數略微增大。

2 傳動系統地面聯調模擬試驗

在完成傳動機械系統新齒輪裝配和傳動系統特性的理論計算及試驗后，需在裝車前驗證改進齒輪傳動比后的TCU(自動變速箱控制單元)、牽引電機和網絡聯調配套測試。傳動系統地面聯調模擬試驗，優化TCU的軟件邏輯設計，進行牽引、制動曲線驗證及電機性能測試，并檢查防滑防空轉控制是否存在誤動作TCU控制策略等，從而分析牽引和制動系統特性的變化，降低裝車調試和交車試運行試驗線路運行驗證的風險，保證齒輪傳動比改進后傳動系統在裝車后具有良好的牽引、制定特性，以及列車防空防護的能力。

2.1 TCU軟件優化

為了保證地面聯調模擬試驗的順利展開，需要對列車牽引控制軟硬件的參數進行優化調整。

(1)修改TCU軟件中最大牽引、制動力限制參數，并分別按2.22及2.5的比例縮小，從而改變列車的牽引、制動特性曲線，保證電機牽引、制動特性曲線不變，防止牽引控制系統的防滑防空轉誤動作。

(2)修改電機或拖軸速度傳感器輸入值，使兩組速度數據保持一致。如電機真實轉速與TCU計算轉速不一致，則電機矢量控制會出現問題情況。

(3)減小拖軸速度傳感器輸入值后，TCU軟件的列車計算速度小于真實車速。因此，必須修改與車速相關參數，使得TCU軟件與車速相關的控制邏輯(如電制動投入或切除等)在原來設定的速度點觸發。

(4)將TCU軟件發送給網絡的車速放大還原為真實車速。

根據理論計算和試驗測試，在MATLAB/Simulink環境下，修改TCU軟件調用的參數文件中的部分參數，設定合理的門限值。門限值設置見圖1。

2.2 牽引特性分析試驗

在牽引試驗臺和半實物仿真試驗臺，進行牽引特性分析聯調配套試驗測試。其中，TCU軟件導入了車載運行軟件和必要列車環境。在牽引及制動階段，TCU軟件按列車不同速度，通過MVB(多功能車輛總線)讀取牽引及制動力、電機轉速、電機輸出轉矩、電機輸出功率、加速度，并繪制牽引及制動特性、電機外特性、加速度，傳動比改進前后列車牽引特性變化曲線(如圖2～3所示)。

在齒輪傳動比改為2.22后，列車最大牽引力由302 kN降到268.4 kN，由恒轉矩過渡到恒功的速度拐點變為74 km/h，速度由0升到74 km/h時的平均加速度為0.505 m/s2，速度為250 km/h時的剩余加速度為0.042 m/s2，完全滿足技術條件。改進前后的電機牽引特性參數如表7所示。

2.3 電制動特性試驗

列車電制動特性等的測試試驗布置和流程與牽引特性試驗一致。改進前后的電制動特性曲線如圖4～5所示。

改變齒輪箱傳動比前后的列車電機制動特性參數如表8所示。

3 結語

本文從傳動比改進前后，驗證傳動系統機械部分和牽引制動特性的方案和手段展開了研究。采用理論計算和試驗相結合的方式，完成了改進后傳動系統新齒輪裝配問題、萬向軸轉速匹配的理論測算和分析。設計并實施了傳動系統的整車滾振試驗。試驗結果表明，改進后傳動比萬向軸和牽引電機轉速、齒輪箱轉速完全符合250 km/h運行速度設計要求。在牽引和制動的電氣特性方面，采用地面聯調模擬試驗的驗證手段，分析了牽引制動及傳動特性變化。確定并完善了TCU控制邏輯中與車速相關參數。最后將改進傳動比、優化的TCU軟件參數及邏輯成功應用于CRH5型車的生產和運營，保證了CRH5型車在全壽命周期下安全運行250 km/h的的設計要求，為CRH5型車安全平穩運行提供了重要技術保證和支持。

圖1 電制動投入或切除的控制邏輯

圖2 改進前牽引曲線

圖3 改進后牽引曲線

項目傳動比1∶2.5傳動比1∶2.22恒轉矩值/(Nm)5 265.645 265.64列車恒牽引力值/(kN)302 268進入恒功區列車速度點/(km/h)66 74 進入恒功區電機轉速/(r/min)1 022.99 1 022.99 列車恒功值/kW5 5005 500

圖4 改進前電機制動曲線

圖5 改進后電機制動曲線

項目傳動比為1∶2.5傳動比為1∶2.22恒轉矩值/(Nm)3 397.83 397.8列車恒制動力值/kN205182進入恒功區列車速度點/(km/h)102 114.87 進入恒功區電機轉速/(r/min)1 585.391 585.39電制動投入時的列車速度/(km/h)3535電制動切除時的列車速度/(km/h)55電制動投入時的電機轉速/(r/min)600.74533.46電制動切除時的電機轉速/(r/min)85.8276.21列車恒功值/kW5 785.75 785.7