某型鋼軌打磨車分動箱聯軸器結構分析及改進

唐輝，謝瑩，劉勇

（株洲中車時代電氣股份有限公司，湖南株洲 412007）

0 引言

鋼軌打磨是鐵路維修的重要工作內容之一，是現階段預防、治理鋼軌傷損最有效、最常用的方法。鋼軌打磨能夠治理包括裂紋、剝落掉塊、波磨、擦傷、硌傷、肥邊、不均勻磨耗、光帶不良在內的一系列鋼軌軌面傷損。鋼軌打磨可以改善輪軌接觸狀態，預防和延緩鋼軌的接觸疲勞、不均勻磨耗、波磨等問題，修復或減輕軌面傷損，降低鋼軌安全事故發生的可能性，延長軌面運行設備的使用壽命和維修周期[1]。

某型鋼軌打磨車是目前鐵路鋼軌打磨領域的主力車型之一，該型打磨車共由號1車、2號車、3號車等3節車組成。其中1號、3號車均為設置有司機室的動力車，設置有柴油機動力系統，可為打磨車運行和打磨提供動力，實現列車運行及作業雙工況的牽引。2號車為生活車，設置了材料間、更衣室、水箱等。打磨車車下共有48個打磨頭，操作人員可通過控制系統完成車輛的恒速運行、打磨頭功率和打磨角度的調節，完成打磨作業。

圖1 某型鋼軌打磨車布置

在1號車、3號車均設有1臺康明斯KTA38型柴油機，柴油機額定轉速下的功率為1007 kW。如圖2所示，每臺發動機通過分動箱帶動4臺走行液壓泵工作，同時帶動4臺輔助液壓泵工作，4臺走行液壓泵通過液壓系統與安裝在車軸齒輪箱上的液壓馬達相連，帶動車軸轉動，為走行系統提供動力，4個輔助液壓泵分別與液壓油、發動機冷卻液的散熱風扇馬達相連，為散熱系統提供動力。分動箱和發動機飛輪端之間通過聯軸器連接。該聯軸器是打磨車動力傳動系統的核心零部件之一，一旦發生失效，整車將會失去走行動力。聯軸器的性能和壽命是整車使用性能的關鍵影響因素之一。

圖2 鋼軌打磨車動力系統布置圖

在實際運用中，配屬不同鐵路局的該型鋼軌打磨車在正常使用一段時間后均出現了分動箱處聯軸器和軸磨損嚴重、使用壽命短、頻繁失效需要更換的共性問題。這嚴重影響了打磨車的走行安全和作業效率。拆解、分析失效的軸、聯軸器，普遍存在以下現象：1）傳動軸磨損嚴重、甚至發生彎曲；2）聯軸器彈性連接件斷裂破壞等。

圖3是該型打磨車分動箱處聯軸器、軸破壞的實物照片。根據實物的破壞程度和破壞類型分析是由劇烈振動造成的。推測正常工作時，該結構中軸的固有頻率和發動機的激振頻率接近，軸發生共振而產生較大橫向振幅，進而導致結構發生破壞失效。

圖3 聯軸器、軸破壞情況

為了驗證對聯軸器和軸失效原因的推測，解決該聯軸器和軸頻繁失效問題，本文對軸實施極限轉速計算、模態分析、諧響應分析等方式獲取軸的固有頻率和振型，通過比較軸的固有頻率和發動機正常運轉時的激振頻率來確定聯軸器和軸頻繁失效的原因；進而提出一種結構改進設計方案，并采用ANSYS模態分析計算改進后結構的固有頻率和振型來驗證改進方案的有效性。這為解決該型打磨車聯軸器和軸頻繁失效問題并提高該型打磨車的使用性能提供了一種行之有效的方法。

1 原因分析

振動現象是機械結構常見的問題之一，振動會引發共振或疲勞從而使結構失效。了解結構的固有振動頻率及振型，通過合理設計，使結構的固有頻率遠離外激勵的頻率，能夠防止結構出現共振現象[2-3]。從拆解的軸和聯軸器的實物失效的類型和程度分析，推測是由軸在外激勵的作用下發生共振，聯軸器和軸發生了劇烈橫向振動造成的破壞失效，而此處唯一的外激勵來自發動機正常工作時的振動。為了驗證上述推測，需要比較確定軸的固有頻率和發動機正常工作時的激振頻率之間的關系。采用計算軸極限轉速和模態分析兩種方式來獲取軸的固有頻率和振型。

1.1 軸極限轉速計算

轉動系統中轉子部分的各段的質心不可能恰好與回轉軸重合，因此，在某些轉速下，出現橫向擾動會引發轉動系統發生強烈振動，此時的轉速被稱為臨界轉速。軸的常見振動型式有橫向（彎曲）、扭曲和縱向，其中最常見的是橫向振動。軸的臨界轉速與橫向振動固有頻率在數值上相同，為避免軸在運轉過程中發生共振，軸所受的外激勵不得與任何臨界轉速接近[3]。

軸的一階臨界轉速計算公式[4]為：

式中：W1為圓盤所受重力，N；L為軸的長度，mm；E為軸材料的彈性模量，E=206 GPa；I為軸截面的慣性矩，mm4；μ為支承間距離μL與軸的總長度L之比；K為軸的剛度系數，N/mm。

綜合現有技術資料和現場測量等方式獲取了該結構的上述各參數，代入式（1）、式（2）得ncr1=9314 r/min，則該臨界轉速所對應的軸一階橫向振動固有頻率為fcr1=ncr1/60=155.2 Hz。

1.2 軸的模態分析

模態分析是常用的確定結構振型及固有頻率的一種計算方式，它也是更詳細的動力學分析的起點。模態分析在ANSYS中是一種線性分析方式，一般包括建模、加載及求解、擴展模態和觀察結果4個步驟[5-6]。

在ANSYS中以SOLID187單元創建該軸的有限元模型，有限元模型中將彈性聯軸器轉化為質量點，軸的軸承支撐處施加3個方向的位移約束[7]，使用四面體單元劃分網格，有限元模型共有18 749個節點、12 188個單元。對該軸施加約束并進行模態分析，采用Block Lanczos法提取模態分析前10階的結果。表1為該軸模態分析所得的前10階固有頻率。

表1 軸的前10階固有頻率Hz

由模態分析結果可知，該軸1階橫向振動的固有頻率為177 Hz。

1.3 失效原因分析

發動機運轉時，氣缸內的混合氣體燃燒時會產生繞曲軸軸線的脈沖式轉矩，對多缸發動機來說，總轉矩是關于曲軸轉角的周期性函數。這種周期性的轉矩脈沖被稱為發動機的著火脈沖，著火脈沖是發動機的主要振動激勵來源。多缸發動機的著火間隔固定時，其著火脈沖頻率[8]為

式中：N為發動機缸數；n為曲軸轉速；C為沖程數。

該型打磨車的發動機為12缸4沖程，轉速范圍為800～1800 r/min，發動機的怠速為900 r/min，用于等待狀態，可節省燃油；額定轉速為1800 r/min，用于打磨及走行輸出最大功率，正常工作時，發動機大部分時間是處在額定轉速狀態。則由式（3）得發動機的激振頻率范圍為80～180 Hz。且發動機在額定轉速正常工作時，激振頻率范圍為180 Hz。

根據軸的臨界轉速計算結果，其1階固有頻率為155.2 Hz；根據軸的模態分析計算的結果，軸的1階固有頻率為177 Hz。兩種方法計算結果接近。這一方面印證了兩種計算方式所得結果的準確性；另一方面，兩種方法所得軸的1階固有頻率均與發動機正常運轉時的著火脈沖頻率，特別是和發動機額定轉速下的激振頻率非常接近。即在發動機額定轉速正常工作產生的激振下，該軸會發生共振，產生較大的橫向振動，從而導致軸和聯軸器的磨損和破壞。

諧響應分析是分析結構在持續簡諧載荷作用下周期響應的一種常用方式。諧響應分析能直觀反映出激勵與振幅之間的量化關系，通過諧響應分析能夠得出結構在各種頻率下的響應值，進而獲取響應值關于頻率的曲線。在得到的響應值關于頻率的曲線上能夠快速找到該結構在外激勵作用下的峰值響應。在ANSYS中對該軸進行諧響應分析，分析結果如圖4所示。在不同的激振頻率的動載荷的作用下，軸的最大橫向位移出現在177 Hz 附 近，即外激勵的頻率在軸的1階固有頻率附近時，軸的橫向振幅最大。

圖4 軸的諧響應曲線

2 改進設計

為改善該型打磨車聯軸器和軸頻繁失效的問題，最簡單的方式是改變軸的固有頻率，使軸的固有頻率遠離發動機著火脈沖頻率。結構的振型和固有頻率與所受的外載荷無關，只取決于結構的幾何形狀、約束條件及材料特性。在改進方案中，新軸由花鍵聯接的兩段軸組成，兩段軸通過軸承安裝在殼體上，上、下殼體通過螺栓連接，改進后的結構如圖5所示。花鍵聯接為多齒工作，承載能力高，對中性、導向性好，齒根較淺，應力集中較小，軸與轂強度削弱小，這種方式將原來的軸拆分成兩段，本質上是改變軸的約束和幾何形狀，與其它方式相比，這種方式改動量更小，成本更低。

圖5 改進后分動箱聯軸器結構示意圖

3 改進結果分析

若要使改進后的方案切實有效，則必須使改進后軸的固有頻率避開發動機正常運轉時的著火脈沖頻率。仿照此前的方法在ANSYS中創建改進后軸的有限元模型，對改進后的軸做模態分析，計算改進后軸的固有頻率和振型。

表2為ANSYS模態分析所得改進后軸的前10階固有頻率和振型。改進后軸的1階橫向振動固有頻率為963 Hz，已經遠離了發動機正常工作時的激振頻率80～180 Hz。

表2 改進后軸的前10階固有頻率 Hz

由上述分析可知，改進后軸的固有頻率遠離了發動機正常工作時著火脈沖產生的激振頻率，在發動機正常工作時，軸不會發生共振破壞。

4 結論

通過以上分析，某型鋼軌打磨車發動機處分動箱的軸、聯軸器頻繁失效原因是：發動機在正常運轉時產生的激振頻率與軸的1階橫向固有頻率接近，從而導致軸發生共振。針對軸失效的原因，結構改進設計后軸的各階固有頻率均遠離發動機正常工作時著火脈沖的激振頻率，軸不會發生共振破壞，可改善結構的性能，同時延長軸和聯軸器的使用壽命。該改進方案提供了一種行之有效的方法，可解決該型打磨車聯軸器和軸頻繁失效的問題，提高該打磨車的使用性能，提升現場作業效率并降低車輛的使用維護成本。