電力機車傳動系統(tǒng)支撐結構有限元分析

何衛(wèi)東，王瑩吉，鮑君華

(大連交通大學 機械工程學院，遼寧 大連 116028)

0 引言

作為整個傳動裝置的核心部分，機車牽引齒輪是使機車通過牽引電機電樞軸傳遞動力而使車輪轉動的重要部件.機車牽引齒輪在實際嚙合工作時，其接觸狀態(tài)取決于車軸和電樞軸的變形(電樞軸在小齒輪承載時發(fā)生的變形、車軸在靜載荷——機車上部重量作用下的彎曲變形以及隨工況而變化的牽引力和附加動負荷作用下的彎曲變形等)、齒輪的變形(輪齒的變形、齒輪體的變形等)、軸承間隙(軸承式牽引電機時抱軸承的間隙和電樞軸承的間隙，架支承式牽引電動機時齒輪軸承的間隙和電樞軸承的間隙)、齒輪制造和安裝誤差(切齒誤差、大小齒輪相對位置誤差、跑和后誤差減小量等)、齒輪和牽引電動機在轉向架上的配置情況(單邊或雙邊傳動、牽引電機懸掛方式、電機前導或輪對前導等)以及運行工況和牽引力等因素.其中車軸和電樞軸的變形對嚙合工作時接觸狀態(tài)的影響最大［1-2］.

本文以模擬車軸和電樞軸變形為目的，采用有限元分析方法，綜合考慮了包括齒輪箱，電機殼體，電樞軸裝配模型，抱軸箱和車軸裝配模型，吊桿模型等整個機車傳動系統(tǒng)結構零件，建立了機車牽引系統(tǒng)支撐結構有限元模型.并考慮牽引電機懸掛方式、電機前導或輪對前導等情況，以模擬機車在正常運行過程中的狀態(tài).得到車軸和電樞軸變形量，從而能夠得到牽引大小齒輪動態(tài)接觸的傾斜角，根據(jù)分析所得到的大小齒輪的傾斜角，就可以確定輪齒斜邊和鼓形量，為機車牽引齒輪的齒向修形的研究提供有效的數(shù)據(jù)基礎.

1 有限元建模

牽引電機產(chǎn)生的轉矩經(jīng)電機軸上的小齒輪帶動輪對上的大齒輪旋轉，驅動車輪在鋼軌上進行滾動，從而產(chǎn)生牽引力和電制動力.圖1為某型電力機車驅動裝置結構簡圖.

圖1 傳動系統(tǒng)整體布置圖

機車傳動系統(tǒng)支撐結構包括:齒輪箱模型、電機殼體及電樞軸裝配模型、抱軸箱和車軸裝配模型.為模擬電機的懸掛方式，采用吊桿結構的模擬.根據(jù)圖紙建立吊桿的有限元模型，并按照裝配位置關系進行模型裝配和約束設置.

定義單元類型為Solid186二十節(jié)點六面體單元，求解規(guī)模為:①齒輪箱模型:共生成空間塊體單元總數(shù)為52 991，結點總數(shù)為26 356.并將上下箱體結合面上的節(jié)點和對應單元進行耦合設置，將分離的兩部分單元進行剛性聯(lián)接;②電機殼體及電機軸裝配模型:共生成空間塊體單元總數(shù)為200 904，結點總數(shù)為418 704;③抱軸箱和車軸裝配模型:共生成空間塊體單元總數(shù)為52 172，結點總數(shù)為166 804.

依據(jù)設計資料確定齒輪傳動系統(tǒng)及其支撐結構的具體尺寸和裝配關系，對以建立的有限元模型，并進行有限元模型裝配.模型裝配過程中，必須注意裝配模型的各種實體對象和屬性參數(shù)編號的沖突，避免發(fā)生重用編號等問題［3］.圖2為傳動系統(tǒng)模型三維總裝圖.

圖2 傳動系統(tǒng)模型

2 分析條件

2.1 載荷條件

根據(jù)牽引齒輪傳動系統(tǒng)計算所得的幾何尺寸，在模型中的主動齒輪分度圓齒寬中點的對應位置定義集中質(zhì)量單元進行齒輪嚙合力的施加，并根據(jù)具體的前后導面對應的加載方向進行加載，具體嚙合力的大小見表1所示.電機整體自重2 763 kg，其中電機殼體(包括端蓋和尾蓋)根據(jù)工廠提供的裝配模型在Pro/E軟件中測量計算得其自重為1 726 kg［4］.在傳動系統(tǒng)工作過程中，電機的自重和加速度將產(chǎn)生很大的慣性力，這些載荷都將以加速度的加載方式在有限元軟件中進行設置.具體方法:設置電機殼體有限元模型的質(zhì)量屬性由軟件系統(tǒng)自動計算其上的質(zhì)量慣性力的大小，并將表1中各坐標方向的加速度施加到模型中.對于電機軸及其轉子的自重和慣性力的施加，由于有限元模型的建立過程中并未考慮轉子，所以無法用質(zhì)量屬性進行慣性力加載，因此，在這部分慣性力的處理上直接將慣性力和重力折算成均布力加于電機軸模型的對應節(jié)點上.最后，將表1中齒輪副嚙合力加載到電機軸的對應位置.持續(xù)、高速、制動工況下的慣性力的大小和方向與啟動工況相同，只是齒輪嚙合力不同，并較啟動工況載荷小.

表1 機車傳動系統(tǒng)啟動工況載荷參數(shù)

圖3給出了對應于前、后導面不同的受力情況下齒輪嚙合力和慣性力的方向.

2.2 約束的施加

圖3 前后導面受力情況示意圖

對電機殼體、齒輪箱、抱軸箱及車軸諸零部件之間的配合和各自約束位置的具體情況進行分析，將齒輪箱大齒輪軸線所在的軸孔的內(nèi)表面即齒輪箱與抱軸箱約束位置與抱軸箱對應的軸承座孔的外表面進行耦合.經(jīng)過以上的耦合或接觸配合處理，在電機殼體、齒輪箱、吊桿、抱軸箱和車軸等零部件通過各自配合表面進行相應聯(lián)接后，使整個傳動系統(tǒng)可以作為一個整體參與有限元分析.考慮到整個電機懸掛系統(tǒng)是一個自由度較大的結構，其通過吊桿和與諸零部件的聯(lián)接實現(xiàn)懸掛，同時電機又通過齒輪箱、抱軸箱間接聯(lián)接在車軸上，電機及齒輪傳動系統(tǒng)上的載荷和慣性力通過各自懸掛和聯(lián)接件進行載荷的分配和傳遞.因此，電機及整個系統(tǒng)的約束的最終方案采用:對吊桿按照裝配位置關系進行模型裝配和約束設置，吊桿的對應位置與電機殼側面吊桿架位置進行剛性耦合，對吊桿上部吊環(huán)位置對應節(jié)點保留其繞水平軸方向轉動的自由度，其余方向自由度全約束.然后對車軸進行約束，保留其繞自身軸線轉動的自由度，其余自由度全約束，使得整個傳動系統(tǒng)可以繞車軸軸線做一定范圍內(nèi)的剛體轉動，轉動的范圍由吊桿拉伸變形和整個傳動支撐系統(tǒng)的剛度決定.

3 計算結果及電機軸結果分析

有限元分析過程中，在Global Cartesian總體坐標系下，X軸向表示車體行進方向，其中X軸負方向代表車體前導面前進方向;Y軸向表示重力方向，其中Y軸負方向代表重力加速度的正方向，既指向地面;Z軸向表示車軸和電機軸軸向，其中Z軸正方向代表指向電機尾部.啟動工況下分析結果見表2.

表2 啟動工況下電機軸及車軸變形情況

根據(jù)有限元計算結果可繪制出機車電樞軸與車軸的變形關系圖.圖4(a)為電機前導面工作時電機軸與車軸的變形關系，圖4(b)為電機后導面工作時電機軸與車軸的變形關系.

圖4 電機軸與車軸變形關系

3.1 電機軸前導面計算結果

電機軸的變形主要體現(xiàn)在Y坐標方向，前導面電機軸軸線上節(jié)點位移計算結果見表3.電機軸兩軸端支撐軸承部位的變形規(guī)律與電機殼體軸承孔部位相對應，圖5(a)所示的電機軸軸線上節(jié)點的X坐標方向變形量范圍為－0.042～0.078，剔除因受載導致電機殼體產(chǎn)生的剛體位移，電機軸實際變形中X坐標方向向最大撓度約為0.078－(－0.042)=0.12mm，變形方向為 X 坐標正向.圖中齒輪傳動端軸承位置計算X坐標方向轉角θ1=－0.014 69°，電機非傳動端軸承位置X坐標方向轉角 θ2= －0.029 38°.圖5(b)所示Y坐標方向變形量范圍為0.527～0.895，剔除電機殼體的剛體位移，電機軸實際變形中最大撓度約為 0.895 －0.527=0.368mm，對應圖中端傳動端計算Y坐標方向轉角θ1'=0.029 38°，電機非傳動端對應Y坐標方向轉角θ2'=0.044 07°.符合典型簡支梁的變形模型.

表3 前導面電機軸軸線上節(jié)點位移計算結果

圖5 啟動工況前導面電機軸軸心節(jié)點變形圖

3.2 電機軸后導面計算結果

電機軸兩軸端支撐軸承部位的變形規(guī)律與電機殼體軸承孔部位相對應，后導面電機軸軸線上節(jié)點位移計算結果如表4所示.圖6(a)獲得的電機軸軸線上節(jié)點X坐標方向變形量范圍為－0.21～－0.017，剔除電機殼體產(chǎn)生的剛體位移，電機軸實際變形中X坐標方向最大撓度大約為－0.21－(－0.017)= －0.193mm，圖中傳動端 X 坐標方向向轉角θ1=0.029 38°，電機非傳動端對應X坐標方向轉角θ2=0.014 69°.圖6(b)對應Y坐標方向變形量范圍為－0.54～－0.007，剔除電機殼體的剛體位移，電機軸實際變形中最大撓度大約為 －0.54 －(－0.007)= －0.533mm，圖中傳動端計算Y坐標方向向轉角θ1'=0.07346°，電機非傳動端對應Y坐標方向轉角θ2'=0.073 46°.

表4 后導面電機軸軸線上節(jié)點位移計算結果

圖6 啟動工況后導面電機軸軸心節(jié)點變形圖

3.3 結果分析

經(jīng)過系統(tǒng)建模和以上的仿真計算，獲得了傳動系統(tǒng)的電機軸及車軸各方向的變形情況.現(xiàn)根據(jù)有限元結果對電機軸進行分析得到以下結論:

(1)根據(jù)具體的載荷情況，由于各工況都屬于靜力分析，而啟動工況的載荷最大，因此傳動系統(tǒng)各零件對應于前后導面的兩種受力條件下的變形也最大，所以本文以啟動工況的計算結果進行了討論;

(2)由于前后導面嚙合力的方向發(fā)生變化，所以電機軸軸心變形的形式發(fā)生了變化，具體變化情況圖5、6.最大撓度和轉角分別見表3、4;

(3)從電機軸線節(jié)點變形計算結果圖5、6反映出電機軸支撐系統(tǒng)的變形情況.X坐標方向變形由慣性力的方向決定，既所加慣性力方向決定了X坐標的變形方向;Y坐標方向前后導面各自工作條件下齒輪副圓周力Ft的方向將發(fā)生變化，但Y坐標方向的慣性力始終按垂直向下加載.因此，后導面條件下Y坐標方向的載荷均鉛垂向下，所以數(shù)據(jù)圖6(b)反映出最大撓度位置在傳動端齒輪副嚙合點附近，距離傳動端電機軸線頂點379mm處，如圖6(b)所示;前導面工作時，齒輪副圓周力Ft方向與慣性力方向相反.因此，Y坐標變形如圖5(b)所示，具體形狀上在傳動齒輪端軸線變形上揚，最大撓度位置在傳動端支撐軸承位置(端蓋位置).這樣的變形規(guī)律可能會導致車輛運動過程中由于慣性力和嚙合力的大小和方向的變化而引起電機軸變形方向的變化.

4 結論

本文通過建立包括齒輪箱模型，電機殼體及電樞軸裝配模型，抱軸箱和車軸裝配模型，吊桿模型等整個機車傳動系統(tǒng)支撐結構的有限元模型，采用三維有限元分析方法來計算各部件的準確變形，從而得到了電樞軸和車軸的準確變形量，為機車牽引齒輪齒向修形提供依據(jù).

［1］陳喜紅，陳國勝，周建斌，等.HXD1型機車驅動裝置主動齒輪齒向修形的研究［J］.電力機車與城軌車輛，2007，30(5):6-10.

［2］張曙光.HXD2型電力機車［M］.北京:中國鐵道出版社，2009.

［3］龔曙光.ANSYS基礎應用及范例解析［M］.北京:機械工業(yè)出版社，2003.

［4］張智明，李預斌.Pro/Engineer中文野火版——零件設計篇［M］.北京:中國青年出版社，2004.