尹曉亮,范軍,楊集友,曹磊,王明萌,趙曉丹,曾迎,張英波

(1.中車長春軌道客車股份有限公司,吉林 長春 130062;2.西南交通大學(xué) 材料先進(jìn)技術(shù)教育部重點(diǎn)實(shí)驗(yàn)室,四川 成都 610031)

傳動齒輪箱是軌道車輛走行部的重要零部件,其結(jié)構(gòu)振動特性和疲勞性能受到廣泛關(guān)注。隨著鐵路高速化和輕量化的發(fā)展,以及新一代CR450高速列車的投產(chǎn)與試運(yùn)行,齒輪箱體承受的載荷條件變得更為復(fù)雜苛刻[1]。高速列車齒輪箱體不僅要承受電機(jī)扭矩載荷,還要承受輪軸傳遞的因線路激擾引起的振動載荷,由此導(dǎo)致的齒輪箱體失效將嚴(yán)重影響行車安全,故其安全性、可靠性、穩(wěn)定性對高速列車的安全運(yùn)營至關(guān)重要[2]。目前國內(nèi)外對高速列車齒輪箱體的強(qiáng)度分析大多僅考慮電機(jī)的扭矩載荷[3-6],部分研究在分析箱體疲勞強(qiáng)度時雖然也考慮了振動載荷,但對工況組合進(jìn)行了簡化,存在遺漏最危險條件的可能[7-8]。因此,本文在考慮振動載荷的基礎(chǔ)上[9-10],根據(jù)不同的工況組合對某車型高速列車齒輪箱體進(jìn)行靜強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度分析,并對分析結(jié)果進(jìn)行評定。

1 動力轉(zhuǎn)向架齒輪箱體結(jié)構(gòu)

本文齒輪箱采用一級圓柱漸開線斜齒輪傳動。齒輪箱體是由上箱體和下箱體組成的分體式結(jié)構(gòu),見圖1。齒輪箱體輸入端通過聯(lián)軸器與牽引電機(jī)連接,輸出端與車軸通過過盈方式連接。齒輪箱體的主要技術(shù)參數(shù)見表1。

表1 齒輪箱體主要技術(shù)參數(shù)

圖1 齒輪箱體結(jié)構(gòu)

2 齒輪箱體載荷工況及有限元模型

高速列車運(yùn)行有牽引加速、惰力、制動減速和短路4種工況,在不同工況下齒輪箱體承受的載荷種類不同。

短路工況下齒輪箱體所受載荷為超常載荷,該載荷是一種在整個服役周期內(nèi)很少出現(xiàn)卻可能發(fā)生的極限載荷,齒輪箱體結(jié)構(gòu)必須能夠承受這種載荷的作用,且不發(fā)生永久變形。

在牽引加速、惰行和制動減速3種工況下齒輪箱體承受的載荷是正常運(yùn)行條件下出現(xiàn)的運(yùn)營載荷,要求齒輪箱體結(jié)構(gòu)在其設(shè)計壽命周期內(nèi)可承受這種載荷,且不發(fā)生疲勞失效。由于3種工況均為運(yùn)營載荷,故可選擇其中最惡劣的一種工況進(jìn)行疲勞強(qiáng)度校核。

齒輪箱體在動力傳遞系統(tǒng)中,既要承受牽引和制動工況下的扭矩作用,又要承受來自輪軸傳遞的線路激擾作用,參照BS EN 13749: 2021中D.2.3對齒輪箱體技術(shù)參數(shù)的要求[11],可確定齒輪箱體的超常振動載荷和正常運(yùn)營振動載荷,見表2。

表2 振動載荷參數(shù)

高速列車正常運(yùn)行時,齒輪箱體承受的不同方向線路激擾(載荷)是隨機(jī)組合出現(xiàn)的,為保證靜強(qiáng)度及疲勞強(qiáng)度分析結(jié)果的可靠性,確定電機(jī)正轉(zhuǎn)和反轉(zhuǎn)短路扭矩時為最惡劣工況,在此工況下考慮縱向、橫向以及垂向載荷的16種組合工況進(jìn)行分析,疲勞強(qiáng)度計算工況采用最大啟動扭矩和最大制動扭矩中較大值進(jìn)行考核,見表3、表4。

表3 靜強(qiáng)度計算載荷工況

表4 疲勞強(qiáng)度計算載荷工況

本文在Ansys平臺上建立了齒輪箱體的有限元模型。上下齒輪箱體結(jié)構(gòu)有限元模型見圖2。整個齒輪箱體強(qiáng)度分析的有限元模型由306 645個節(jié)點(diǎn)、1 399 886個四節(jié)點(diǎn)四面體單元Solid92、12個Beam單元、2個質(zhì)量單元和6 335個接觸對單元組成。

圖2 齒輪箱體結(jié)構(gòu)有限元模型

為了準(zhǔn)確模擬齒輪箱體在轉(zhuǎn)向架運(yùn)行過程中的受力狀態(tài),在齒輪箱體結(jié)構(gòu)有限元模型中,齒輪箱體與端蓋的結(jié)合面、滾動軸承與齒輪箱體和端蓋的結(jié)合面、螺栓頭部與齒輪箱體和端蓋的結(jié)合面、齒輪軸與齒輪箱體的接觸面均用接觸對模擬,而簡化模型的質(zhì)量用質(zhì)量單元進(jìn)行模擬。

3 齒輪箱體靜強(qiáng)度分析

3.1 靜強(qiáng)度評定方法

齒輪箱體選用材料為球墨鑄鐵QT400-18L,其機(jī)械性能如下:抗拉強(qiáng)度σb為400 MPa;屈服強(qiáng)度σ0.2為230 MPa;彈性模量E為169 GPa;泊松比μ為0.275;密度為7.3 g/cm3。

根據(jù)UIC 615-1: 2003,齒輪箱體結(jié)構(gòu)在最大超常載荷作用下,其靜強(qiáng)度條件為結(jié)構(gòu)的最大Von_Mises應(yīng)力不大于材料的彈性屈服極限,即:σVon_Mises≤σ0.2

3.2 計算結(jié)果與分析

對表3中的16種工況分別進(jìn)行計算。每種工況下齒輪箱體的最大Von_Mises應(yīng)力和安全系數(shù)見表5。在所有工況下,齒輪箱體在工況4時所產(chǎn)生的應(yīng)力最大,為196.68 MPa,應(yīng)力最大值出現(xiàn)在上箱體齒面觀察窗附近,其安全系數(shù)為1.17,應(yīng)力分布見圖3、圖4。各工況下的應(yīng)力值均小于材料的彈性屈服極限230 MPa,故箱體的靜強(qiáng)度滿足要求。

表5 不同工況齒輪箱體Von_Mises應(yīng)力和安全系數(shù)

圖3 載荷工況4齒輪箱上箱體的Von_Mises應(yīng)力分布

圖4 載荷工況4齒輪箱下箱體的Von_Mises應(yīng)力分布

由表5中結(jié)果可知,齒輪箱體在不同載荷工況所產(chǎn)生的最大應(yīng)力值不同,對應(yīng)的位置也不同。在電機(jī)短路扭矩載荷不變的情況下,施加不同組合的載荷,對齒輪箱體的最大應(yīng)力值有一定的影響。

4 齒輪箱體疲勞強(qiáng)度分析

4.1 疲勞強(qiáng)度評定方法

本文根據(jù)ERRI B12/RP17所提供的疲勞強(qiáng)度分析方法,對齒輪箱體結(jié)構(gòu)進(jìn)行疲勞強(qiáng)度計算。在有限元分析中,每個節(jié)點(diǎn)的平均應(yīng)力和應(yīng)力幅的計算式為:

σm=(σmax+σmin)/2

(1)

σa=(σmax-σmin)/2

(2)

式中:σmax為節(jié)點(diǎn)應(yīng)力循環(huán)的最大等效主應(yīng)力;σmin為節(jié)點(diǎn)應(yīng)力循環(huán)的最小等效主應(yīng)力。

用ERRI B12/RP17的投影法獲得σm和σa的值,確定所有工況載荷下每個節(jié)點(diǎn)的應(yīng)力幅值,用Haigh形式的Goodman疲勞曲線評定齒輪箱體的疲勞強(qiáng)度[12]。

QT400-18L的光滑試棒對稱循環(huán)疲勞極限為σ-1s,由于實(shí)際結(jié)構(gòu)的幾何尺寸與形狀、表面粗糙度和質(zhì)量等級與光滑試棒存在差異,其結(jié)構(gòu)的疲勞極限與試棒的疲勞極限滿足:

(3)

式中:Kf為疲勞缺口系數(shù);CL為載荷類型因子;ε為尺寸系數(shù);β為表面狀態(tài)系數(shù);σ-1為光滑試棒的疲勞極限;σ-1k為缺口試棒的疲勞極限。

確定齒輪箱體材料的Goodman疲勞極限時,缺口試棒疲勞極限為122 MPa,CL=1.0,ε=0.9,β=0.8,則材料Haigh形式的Goodman疲勞曲線見圖5。

圖5 QT400-18L Haigh形式的Goodman曲線

4.2 計算結(jié)果與分析

在表4給出的載荷工況下,齒輪箱體節(jié)點(diǎn)應(yīng)力幅與許用應(yīng)力幅的比較見圖6。表6給出了齒輪箱體應(yīng)力幅最大的10個節(jié)點(diǎn)的相關(guān)參數(shù)。從圖6和表6可以看出, 齒輪箱體應(yīng)力幅值均小于其對應(yīng)許用應(yīng)力幅,最小安全系數(shù)為2.25,出現(xiàn)在259 940節(jié)點(diǎn)處。疲勞評估結(jié)果表明,齒輪箱體的疲勞強(qiáng)度滿足許用要求,說明齒輪箱體在設(shè)計壽命周期內(nèi),可承受牽引和制動工況下的扭矩載荷及線路激擾產(chǎn)生的振動載荷,且不發(fā)生疲勞失效。

表6 應(yīng)力幅最大的10個節(jié)點(diǎn)的相關(guān)參數(shù)

圖6 齒輪箱體節(jié)點(diǎn)的應(yīng)力幅與許用應(yīng)力幅比較

5 結(jié)論

本文對軸懸式齒輪箱體的16種載荷工況進(jìn)行了靜強(qiáng)度和疲勞強(qiáng)度分析,分析結(jié)果如下:

(1) 在靜強(qiáng)度載荷工況下,當(dāng)短路扭矩為8 000 N·m時,對齒輪箱體的局部應(yīng)力進(jìn)行校核驗(yàn)證。齒輪箱體的最大應(yīng)力(196.68 MPa)出現(xiàn)在齒輪箱上箱體齒面觀察窗附近,其最小安全系數(shù)為1.17,靜強(qiáng)度滿足許用要求。

(2) 在復(fù)雜運(yùn)行載荷工況下,應(yīng)力幅值均小于其對應(yīng)許用應(yīng)力幅,齒輪箱體的疲勞強(qiáng)度滿足許用要求。

(3) 疲勞強(qiáng)度評估結(jié)果表明,齒輪箱體在設(shè)計壽命周期內(nèi),可同時承受牽引/制動工況下的扭矩載荷及電機(jī)短路扭矩工況產(chǎn)生的振動載荷,且不發(fā)生疲勞失效。