祝 賀，高 彬

(中車株洲電力機(jī)車有限公司，湖南 株洲 412001)

0 引 言

隨著2002年設(shè)計時速270 km的“中華之星”的研發(fā)成功，掀開了中國客運(yùn)機(jī)車提速的序幕。如今中國經(jīng)濟(jì)發(fā)展需求，客車和貨車全線提速，機(jī)車向著高速重載的方向發(fā)展[1]。

齒輪副作為驅(qū)動系統(tǒng)的核心部件，需要滿足、負(fù)荷大、速度高、精度高等特點。同時機(jī)車齒輪副還需要承受較大沖擊載荷和嚴(yán)重偏載的要求，并持續(xù)保持良好性能?？臻g尺寸和重量等因素也制約著齒輪的設(shè)計[2]。目前低速機(jī)車齒輪多采用齒輪軸形式，即內(nèi)錐結(jié)構(gòu)，隨之速度的不斷提高，外錐式齒輪結(jié)構(gòu)的應(yīng)用越來越廣泛。

齒輪副中的主動齒輪相對于從動齒輪，齒數(shù)少，強(qiáng)度較弱，同時轉(zhuǎn)速更高，更容易疲勞，所以必須強(qiáng)度高，韌性好。但是結(jié)構(gòu)限制對設(shè)計提出了很高的要求。筆者將通過對某出口客貨兩用機(jī)車主動齒輪的設(shè)計過程的闡述，得出高速機(jī)車齒輪設(shè)計的一般方法和流程，有效規(guī)避設(shè)計失誤，達(dá)到應(yīng)用要求，成功解決薄壁齒輪設(shè)計上的難點。

1 車輛設(shè)計基本參數(shù)

某出口客貨兩用機(jī)車的設(shè)計參數(shù)如表1所列。

表1 車輛基本信息表

2 主動齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計

2.1 確定輪齒基本參數(shù)

根據(jù)GB/T 3480.5《直齒輪和斜齒輪承載能力計算》標(biāo)準(zhǔn)，通過計算，取齒面接觸強(qiáng)度的安全系數(shù)為1.3，齒根彎曲強(qiáng)度的安全系數(shù)為1.6，采用等滑移比方法，得變位齒輪的參數(shù)見表2所列。

表2 輪齒計算結(jié)果參數(shù)表

2.2 確定主動齒輪結(jié)構(gòu)

主動齒輪的結(jié)構(gòu)分為外錐式和內(nèi)錐式，如圖1所示。外錐是電機(jī)軸伸出電機(jī)，主動齒輪為齒圈套入電機(jī)軸上；內(nèi)錐是電機(jī)軸設(shè)有內(nèi)錐孔，主動齒輪為軸頭插入內(nèi)錐孔內(nèi)。

圖1 主動齒輪結(jié)構(gòu)示意圖

主動齒輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計原則：

(1)滿足電機(jī)軸承選型。轉(zhuǎn)速越高，軸承內(nèi)徑越小，電機(jī)軸直徑越小。

(2)滿足電機(jī)軸強(qiáng)度要求。

(3)小于輪齒齒根圓直徑154.9 mm，并留有最夠厚度，保證強(qiáng)度。

根據(jù)電機(jī)啟動扭矩和最高轉(zhuǎn)速，選擇電機(jī)D端軸承為N326，軸承參數(shù)如表3所列。

根據(jù)以上設(shè)計原則，如果采用內(nèi)錐式結(jié)構(gòu)，受電機(jī)軸承內(nèi)徑130 mm限制，主動齒輪軸頭直徑將小于100 mm，無法承受彎矩。故采用外錐式結(jié)構(gòu)，能有效增加支撐軸直徑，提高其強(qiáng)度。

2.3 確定主動齒輪內(nèi)孔最大直徑和強(qiáng)度分析

外錐式聯(lián)接，是主動齒輪與電機(jī)軸通過小錐度過盈配合組裝而成。主動齒輪內(nèi)孔的最大直徑直接關(guān)系到齒輪過盈時的強(qiáng)度。根據(jù)電機(jī)軸強(qiáng)度計算，選取齒輪內(nèi)孔最大直徑為108.15 mm，單邊過盈量為0.09 mm，接觸摩擦系數(shù)為0.17，通過FEM模擬和計算[3]，如圖2所示，啟動工況最大應(yīng)力在齒根處，應(yīng)力為366.34 MPa，持續(xù)工況的最大應(yīng)力同樣出現(xiàn)在齒根處，應(yīng)力為355.289 MPa，高速工況下的最大應(yīng)力出現(xiàn)了近電機(jī)端的配合面處，應(yīng)力為346.293，短路工況的最大應(yīng)力出現(xiàn)在齒面的節(jié)圓處，此處為齒輪嚙合時的邊緣效應(yīng)，應(yīng)力為910.205 MPa。啟動、持續(xù)和高速工況均為超過齒輪材料的屈服強(qiáng)度極限σs=850 MPa，短路工況未超過齒輪材料的抗拉強(qiáng)度σb=1 100 MPa，滿足設(shè)計要求。

圖2 主動齒輪FEM模擬von-miss應(yīng)力分布云圖

將主動齒輪的主應(yīng)力值進(jìn)行投影，將投影最大主應(yīng)力值、最小主應(yīng)力值和平均主應(yīng)力值進(jìn)行g(shù)oodman疲勞曲線分析，啟動、持續(xù)和高速工況下的主應(yīng)力均在goodman曲線內(nèi)，見圖3，滿足設(shè)計要求。

圖3 goodman曲線疲勞分析

2.4 主動齒輪內(nèi)孔過盈量分析和確認(rèn)

主動齒輪需要傳遞電機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩，所以過盈量需要足夠滿足電機(jī)輸出的最大扭矩30 912 Nm。根據(jù)GB/T 5371《公差與配合 過盈配合的計算和選用》，對初步選擇的單邊0.09的過盈量進(jìn)行校核。根據(jù)公式1和2計算得傳遞該最大扭矩需要的最小過盈量為δmin=0.032 8 mm，不產(chǎn)生塑性變形的最大過盈量為δmax=0.351 9。

(1)

(2)

式中：pf為結(jié)合壓力；df為結(jié)合直徑；E為材料的彈性模量；C為計算系數(shù)(可查表得)。

選取的直徑過盈量為0.18 mm滿足計算要求，且比較居中，考慮到制造公差比較合適。

2.5 確定主動齒輪與電機(jī)軸的壓入量

以上計算校核得到的0.18過盈量最終需要通過主動齒輪壓入電機(jī)軸的深度來保證，如圖4所示。根據(jù)加工能力和經(jīng)驗[4]，選取主動齒輪大端直徑為102.9(-0.18/-0.202)，電機(jī)的大端直徑為102.9(0/-0.022)。通過計算，確定壓入量為3.5(+0.3/0)，此時的實際過盈量在0.175 mm～0.19 mm之間，滿足設(shè)計要求。

圖4 主動齒輪壓入量圖示

2.6 確定主動齒輪壓裝溫度

主動齒輪在安裝時是通過加熱壓裝，而拆卸時是通過注油推卸。所以需要根據(jù)過盈量和材料的熱膨脹系數(shù)，估計齒輪熱套時的溫度供組裝使用[5]。

取材料的線膨脹系數(shù)al=1.1×10-5 1/K，裝配最小間隙Δ=0.09 mm，裝配環(huán)境溫度T=20 ℃，通過公式(3)得熱套溫度為184 ℃，考慮到熱套過程中的迅速冷卻，允許加熱最高溫不超過200 ℃。

(3)

式中：δmax為實際最大過盈量；Δ為裝配最小間隙；al為材料的線膨脹系數(shù)；df為結(jié)合直徑；T為裝配環(huán)境溫度。

2.7 齒輪修形

對于懸臂式結(jié)構(gòu)齒輪，由于受力不均勻，尤其在傳遞大扭力的情況下軸身變形更加明顯。為了盡量保證齒輪在嚙合時抵消軸身變形帶來的齒面嚙合不均勻現(xiàn)象，導(dǎo)致齒面出現(xiàn)膠合或點蝕等失效形式，需要對主動齒輪進(jìn)行齒頂修緣和齒向修形[6]。針對該車力矩大小和尺寸，對電機(jī)軸進(jìn)行校核后，該主動齒輪的修形圖見圖5所示。

圖5 齒輪修形示意圖

3 結(jié) 語

筆者對某客貨兩用機(jī)車高速重載主動齒輪的設(shè)計過程，既結(jié)合了電機(jī)設(shè)計的要求，又根據(jù)自身空間和結(jié)構(gòu)限制，通過FEM強(qiáng)度分析，以及公式計算，最終確定了其齒輪參數(shù)，以及內(nèi)孔尺寸，并根據(jù)尺寸換算出組裝過盈量和熱套溫度。該設(shè)計已經(jīng)成功裝車，如圖6所示，運(yùn)行平穩(wěn)安全。

圖6 齒輪裝車實物圖片

通過筆者的設(shè)計舉例，高速機(jī)車普遍采用的外錐式齒輪的設(shè)計過程需要注意以下方面：

(1)齒面接觸疲勞強(qiáng)度的校核和抗膠合計算。

(2)錐孔大端與齒根厚度強(qiáng)度分析。

(3)安裝過盈量的選取。

(4)齒輪修行設(shè)計。

根據(jù)筆者設(shè)計思路，可以完整有效的對外錐式主動輪進(jìn)行設(shè)計，在實際應(yīng)用上有很強(qiáng)的借鑒性。