導軌式膠輪車輛傳動軸失效原因分析與優化設計

楊 怡 譚志成 康 飛 張 鑫 劉賽武

(比亞迪機電設備有限公司, 518118, 深圳)

導軌式膠輪車輛(見圖1)是一種新型的低運量軌道交通車輛,已在重慶、深圳、長沙等多個城市投入運營。車輛走行輪和導向輪均采用橡膠輪胎,軌道為雙列布置的混凝土梁或鋼梁,兩軌道中間設置導向系統。導軌式膠輪車輛傳動軸是傳動系統的主要部件,主要用于將牽引電機產生的牽引力或電制動力經變速箱傳遞至左右車輪,以保證整車動力系統正常運行。傳動軸采用雙聯式胡克萬向節(見圖2)。目前,導軌式膠輪車輛傳動軸尚無成熟的受力分析方法[1]。

圖1 導軌式膠輪車輛示意圖

圖2 雙聯式胡克萬向節

某導軌式膠輪車輛在冰雪試驗時多次出現打滑和傳動軸斷裂的問題。本文針對該問題進行了分析,并提出了改進措施。

1 導軌式膠輪車輛傳動軸失效原因分析

1.1 失效斷面宏觀檢測

從十字軸的斷口觀察,裂紋擴散紋路明顯,附近無明顯塑性變形,紋路粗糙,呈現單向彎曲方向的沖擊脆性特征,屬于過載脆性斷裂。

雙聯軸套的形貌顯示:初始斷裂位置位于軸套肩部內側,斷面呈現明顯的貝殼紋線,疲勞擴展區比較粗糙,疲勞紋弧線較明顯,屬疲勞斷裂。

1.2 失效件材料理化檢測

1.2.1 元素分析

在失效零部件斷面附近取樣,分別對雙聯軸套及十字軸進行化學成分分析,結果顯示失效零部件的各元素含量均符合 EN 10084:2008的要求。

1.2.2 金相分析

對十字軸和軸套進行金相檢測。十字軸斷口處表面組織為回火針狀馬氏體和少量殘余奧氏體,心部組織為回火板條狀馬氏體和貝氏體。軸套斷口處組織為回火索氏體和少量貝氏體,無明顯脫碳。兩種部件的金相檢測均符合40Cr的設計技術要求。

2 傳動軸設計載荷與實時載荷測試

2.1 傳動軸最大工作扭矩

傳動軸的額定扭矩主要按動力源最大工作扭矩和路面最大附著力進行計算[2]。按最大工作扭矩計算時,傳動軸的額定扭矩Tr,m為:

Tr,m=Tm,maximaxj

(1)

式中:

Tm,max——動力源最大扭矩;

imax——變速箱最大總速比;

j——分動器占比。

按路面最大附著力計算時,傳動軸的額定扭矩Tr,a為:

Tr,a=GrkΦ/i0

(2)

式中:

G——滿載時驅動軸上的負荷;

rk——車輪滾動半徑;

Φ——輪胎與路面的附著系數;

i0——驅動橋總速比。

據式(1)—式(2),Tr,m為2 625 Nm,Tr,a為2 160 Nm。傳動軸的額定扭矩取兩種計算結果中較小值Tr,min=2 160 Nm。

采用式(3)計算傳動軸的最大工作扭矩Td:

Td=Tr,minKd

(3)

式中:

Kd——汽車傳動系動載系數,取2.2。

據式(3),計算得到Td為4 752 Nm。

2.2 傳動軸實時載荷測試

2.2.1 測試方法

本次測試采用無線扭矩測試系統。該系統主要由應變片、發射機和接收機組成。試驗前,將應變片和發射機布置在傳動軸的軸套上,通過試驗機對傳動軸進行載荷-應變標定,多次加載后得到傳動軸載荷-應變數據,將其擬合可得到對應的標定系數。將該系統運行過程中應變片的電壓信號值代入標定曲線,經處理即可得到傳動軸的實時載荷[3]。

2.2.2 測試方案

本方案采取人工駕駛和FAO(全自動運行)兩種模式,測試了傳動軸在不同車速下扭矩隨時間的變化情況。

在FAO模式下,分別測試了導軌式膠輪車輛在某條城市軌道交通線路五號站—六號站、五號站—七號站之間的多個往返工況,且列車最高運行速度為40 km/h。在人工駕駛模式下,測試方案分為20 km/h勻速、100%級位加速、緊急制動3種工況,且3種工況均為列車運行過程中具有代表性的工況。為保證打滑效果,選擇在雪天且軌道梁結冰的情況下進行試驗。

硅酸鹽為主的礦床主要包含高鋁硅酸鹽、高鈣硅酸鹽、堿性硅酸鹽、鈣鋁硅酸鹽、鎂鐵硅酸鹽礦床，其主要礦物組成包括高嶺土、鋁礬土、硅灰石、透輝石、綠簾石、石榴子石、綠泥石、霞石、沸石、云母、橄欖石和角閃石等。在這類尾礦中一般同時富含石英。我國大多數的煤矸石中富含高嶺土，其儲量達180億t，全球排名第一[13]；欒川洛鉬集團爐場溝尾礦庫鉬尾礦中石榴子石含量在60%～65%等。

3 測試結果與分析

3.1 六號站—七號站測試結果

傳動軸實時載荷測試在六號站—七號站區間進行,共采集10組測試數據,其中FAO和人工駕駛兩種模式下各5組。圖3為人工駕駛模式下傳動軸的扭矩-時間、速度-時間關系曲線。由圖3可見:車輛勻速行駛時傳動軸扭矩較小且波動不大,車輛加速和減速時扭矩呈增大或減小的趨勢,這符合傳動軸的實際受力情況;采用100%滿級位從10 km/h加速到35 km/h時,傳動軸的扭矩由0增加到1 588 Nm;在140 s時對車輛施加制動,傳動軸扭矩在很短時間(1 s)內迅速降低到-1 298 Nm,小于最大工作扭矩。

圖3 人工駕駛模式下傳動軸扭矩、速度隨時間變化曲線(六號站—七號站)

3.2 五號站—七號站測試結果

本次測試項目增加了測試距離,在五號站—七號站區間進行,共測得4組數據。圖4為車輛打滑狀態下傳動軸扭矩、速度隨時間變化曲線。由圖4可見:測試車輛出發80 s后出現打滑,并駛入防滑涂層,此時車輛產生撞擊抖動,傳動軸扭矩達到最大值,此后車輛發生間歇性抖動。

圖4 車輛打滑狀態下傳動軸扭矩、速度隨時間變化曲線(五號站—七號站)

統計傳動軸在不同模式下的最大扭矩、最小扭矩,以及扭矩變化幅值(最大扭矩與最小扭矩之差的1/2),如表1所示。

表1 傳動軸扭矩統計表

由表1可見:車輛正常行駛時傳動軸扭矩變化平緩,且均在設計范圍之內;當車輛出現打滑時,傳動軸扭矩在短時內出現波動,尤其是在車輛從正常行駛過渡到打滑故障的瞬間,扭矩波動最大。

實際測試過程中發現,車輛會出現較明顯的抖動,此時傳動軸扭矩在5 s內變化明顯。提取傳動軸測試數據中5 s內扭矩最大變化值,見表2。由表2可見:傳動軸扭矩在5 s內從3 628 Nm迅速降低到-400 Nm,扭矩最大變化幅值達到4 028 Nm。圖5為FAO模式下七號站—六號站傳動軸5 s內扭矩變化值-時間關系曲線。由圖5可見:在初始時刻,傳動軸扭矩在-502～1 500 Nm范圍內波動;在188～193 s范圍內,傳動軸扭矩由250 Nm增加到3 628 Nm,其中大部分時間扭矩在2 300 Nm附近;傳動軸扭矩達到最大值后,又迅速在5 s內降低到-400 Nm,說明扭矩增加后,車輛施加了電制動,此時傳動軸受到了電制動時的反向扭矩。此處數據說明車輛出現了打滑,傳動軸扭矩最大變化值為4 028 Nm,最大變化幅值為2 014 Nm,雖小于正常工況下的數值,但由于扭矩是在較短時間內發生變化,其所受到的沖擊能量遠大于正常工況下的扭矩變化幅值。

表2 傳動軸5 s內的扭矩變化值

圖5 FAO模式下七號站—六號站傳動軸5 s內扭矩變化值-時間關系曲線

4 傳動軸優化與測試

4.1 傳動軸試驗方法優化

疲勞試驗采用QT/C 29082—2019 《汽車傳動軸總成技術條件及臺架試驗方法》中非對稱循環加載的方案,其載荷根據路面摩擦系數計算。第一階段模擬正常運行工況,最大扭矩為2 160 Nm,最小扭矩為648 Nm,扭矩變化幅值為756 Nm,疲勞試驗要求200萬次不發生損壞。第二階段模擬故障載荷工況,最大扭矩在正常工況的基礎上增加安全系數1.6,其值為3 456 Nm;考慮到打滑時傳動軸可能出現反轉,最小扭矩取負值,其值為-1 037 Nm,扭矩變化幅值為2 247 Nm,疲勞試驗要求40萬次不發生損壞。

4.2 傳動軸結構優化

為實現傳動軸更好的抗沖擊能力,減小疲勞裂紋的產生,必須減小結構局部應力[4-5]。

1) 增大十字軸的軸徑,在十字軸圓弧過渡處增大倒圓角,進一步減小應力集中。對優化后的十字軸強度進行仿真分析。圖6為十字軸應力云圖。由圖6可見:優化后十字軸最大應力為405.7 MPa,較優化前提升了70%。

圖6 優化后的十字軸應力云圖

2) 通過在雙聯軸套上增加加強筋,以提高雙聯軸套軸肩部的強度。對雙聯軸套進行疲勞壽命仿真分析。優化后的雙聯軸套應力云圖見圖7。由圖7可見:雙聯軸套的最大應力為275.2 MPa,滿足設計要求。

圖7 優化后的雙聯軸套應力云圖

4.3 臺架測試

按照第4.1節中的方法,對優化后的傳動軸臺架進行了強度測試,滿足設計要求。對優化后的傳動軸進行疲勞試驗,在完成兩階段測試后臺架未出現損壞,表明試驗合格。

5 結語

通過上述分析,確定了傳動軸失效的主要原因為疲勞斷裂。運用無線扭矩測試方法研究了傳動軸在不同工況下的載荷動態特性。試驗結果表明,在車輛發生打滑時,傳動軸受到較大沖擊,影響了傳動軸壽命。

通過傳動軸受力分析,對其設計載荷參數進行了修正,并對設計工況進行了完善。對傳動軸結構進行了優化,對存在應力集中的部位進行了加強,提升了傳動軸的強度和耐久壽命。針對車輛打滑問題,對軌道梁結構進行了優化,同時對車輛增加了防滑設計。