(中車株洲電力機車有限公司，湖南 株洲 412001)

0 引言

齒輪箱是保證軌道車輛持續(xù)穩(wěn)定運行的關(guān)鍵零部件，直接影響到列車的安全運行。文章參考相應(yīng)標準對一種城際動車組齒輪箱箱體進行強度分析校核。

1 箱體結(jié)構(gòu)

該型齒輪箱為單級傳動，采用上下分箱結(jié)構(gòu)。箱體及吊桿的結(jié)構(gòu)示意圖如圖1所示。

圖1 箱體及吊桿結(jié)構(gòu)示意圖

箱體材料為鑄鋁合金 AlSi7Mg0.3，其基本力學(xué)性能如表1所示。

表1 箱體材料基本力學(xué)性能

AlSi7Mg0.3材料的小樣疲勞強度σ-1為80～110 MPa?？紤]影響材料持久極限疲勞強度因素，取50 MPa為許用疲勞應(yīng)力。

2 箱體受力分析

2.1 慣性力

箱體所受慣性力包括箱體本身所受重力以及加速和沖擊引起的慣性力。此外，輸入軸組件和輸出軸組件對箱體產(chǎn)生慣性沖擊，分析時將此作用力歸為慣性力。

2.2 載荷力

牽引力由輸入軸傳入齒輪箱，輸出軸傳到輪對。箱體在軸承座上受到載荷力作用，本文分析時將在輸出軸承座上進行約束，此處僅分析輸入軸軸承座處載荷力。

對輸入軸受力進行簡化，其受力情況(忽略重力)如圖2所示。

圖2 輸入軸簡化受力圖

輸入軸受到的力主要有PW側(cè)(輸入軸車輪側(cè))支撐力FW、PM側(cè)(輸入軸電機側(cè))支撐力FM、嚙合力FN和電機輸入扭矩T。查齒輪手冊可知，嚙合力與電機輸入扭矩有如下關(guān)系：

(1)

(2)

(3)

(4)

其中，F(xiàn)Nt為嚙合力切向分力、FNr為嚙合力徑向分力、FNy為嚙合力軸向分力、αn為齒輪法向壓力角，β為齒輪螺旋角，d為輸入齒輪分度圓直徑。

2.2.1 正轉(zhuǎn)時輸入軸受力分析

圖3 正轉(zhuǎn)示意圖

如圖3所示，正轉(zhuǎn)(從電機側(cè)看，輸入軸順時針旋轉(zhuǎn))時，對輸入軸分別在x向(縱向)、y向(橫向)和z向(垂向)列力和力矩的平衡方程式如下：

FWx+FMx+FNr=0

(5)

FWy+FMy-FNy=0

(6)

FWz+FMz+FNt=0

(7)

FNt·a+FMz·b=0

(8)

FNt·d-T=0

(9)

FNy·d-FNr·a-FMx·b=0

(10)

其中a為齒輪中心到PW側(cè)軸承中心的距離，b為兩側(cè)軸承中心距離，T、FNt、FNr、FNy為標量，F(xiàn)Wx(力FW的x向分力)、FWy(力FW的y向分力)、FWz(力FW的z向分力)、FMx(力FM的x向分力)、FMy(力FM的y向分力)、FMz(力FM的z向分力)為矢量。

考慮到該齒輪箱PW側(cè)軸承布置為：1個圓柱軸承+1個球軸承；PM側(cè)軸承布置為：1個圓柱軸承。而只有球軸承會承受y向力，因此FMy=0。代入式(1)-式(10)聯(lián)立求解得：

2.2.2 反轉(zhuǎn)時輸入軸受力分析

反轉(zhuǎn)(從電機側(cè)看，輸入軸逆時針旋轉(zhuǎn))時輸入軸受力分析求解過程與正轉(zhuǎn)時相類似，可求得：

根據(jù)作用力與反作用力原理，即可分別求得正轉(zhuǎn)和反轉(zhuǎn)時，箱體在輸入軸承座處所受的載荷力ZWx、ZWy、ZWz、ZMx、ZMy、ZMz。

3 工況分析

3.1 列車及齒輪箱基本參數(shù)

該型城際動車組列車及齒輪箱部分基本參數(shù)如表2所示。

表2 列車及齒輪箱基本參數(shù)

3.2 靜強度計算工況

城際動車組有啟動、持續(xù)、短路3種運行工況，其中短路工況下的工作條件最為惡劣，靜強度分析時，只需計算短路工況。結(jié)合上文分析可知，箱體靜強度校核計算輸入載荷如表3所示。

表3 靜強度計算輸入載荷

根據(jù)EN13749-2011《鐵路應(yīng)用-輪對和轉(zhuǎn)向架-轉(zhuǎn)向架構(gòu)架結(jié)構(gòu)要求的規(guī)定方法》中規(guī)定的振動沖擊值來校核箱體的靜強度，齒輪箱加速度取值z向為70 g；y向為10 g；x向為10 g；靜強度計算工況組合如表4所示。

表4 靜強度計算工況組合

3.3 疲勞強度計算工況

短路工況只在電機發(fā)生故障時才會出現(xiàn)，且啟動工況下的工作條件較之持續(xù)工況更為惡劣，故箱體疲勞強度計算校核只需分析啟動工況。箱體疲勞強度校核計算輸入載荷如表5所示。

表5 疲勞強度計算輸入載荷

根據(jù)EN13749-2011，齒輪箱疲勞校核加速度取值z向為25 g；y向為5 g；x向為5 g；疲勞強度計算工況組合如表6所示。

表6 疲勞強度計算工況組合

4 有限元仿真分析

4.1 模型前處理

該型齒輪箱箱體形狀復(fù)雜，模型建立時忽略了小孔、倒角等小特征。上下箱體剛性連接；依據(jù)表1對箱體材料進行定義，同時采用體單元(solid92)對箱體模型進行離散，整個箱體共離散為151 645個單元，255 363個節(jié)點，如圖4所示。

圖4 箱體網(wǎng)格劃分

4.2 約束與載荷設(shè)置

在輸出軸承座設(shè)圓柱面約束(Cylindrical Support)；吊桿安裝座處設(shè)彈性約束(Elastic Support)；在輸入軸承座加載輸入載荷。

在輸入軸承座處設(shè)置50 kg的質(zhì)量點，在輸出軸承座處設(shè)置60 kg的質(zhì)量點，同時加載慣性載荷。

分別在PW側(cè)軸承座和PM側(cè)軸承座以軸承力(Bearing Load)的方式加載輸入載荷，在PW側(cè)端面處加載輸入載荷軸向分力。箱體整體約束與載荷設(shè)置如圖5所示。

圖5 箱體約束與載荷設(shè)置示意圖

4.3 有限元分析結(jié)果

4.3.1 靜強度分析結(jié)果

對表4各工況進行靜強度有限元仿真分析，其中最大的應(yīng)力為173.99 Mpa，小于材料的屈服強度190 Mpa，如表7所示。

4.3.2 疲勞強度分析結(jié)果

求出表5各工況下箱體各節(jié)點的最大主應(yīng)力和最小主應(yīng)力，取所有工況中的最大值作為節(jié)點最大主應(yīng)力σmax、最小值作為節(jié)點最小主應(yīng)力σmin，計算求得節(jié)點平均主應(yīng)力σm。

表7 箱體靜強度分析最大應(yīng)力工況

依據(jù)齒輪箱箱體材料性能參數(shù)(見表1)和各節(jié)點應(yīng)力數(shù)值繪制goodman疲勞強度評估曲線，如圖6所示。所有節(jié)點應(yīng)力數(shù)據(jù)均在goodman曲線圖內(nèi)，疲勞強度滿足要求。

圖6 箱體goodman曲線圖

5 結(jié)語

本文對箱體進行受力分析，并對各工況下箱體所受應(yīng)力進行有限元仿真計算。結(jié)果表明，該型城際動車組齒輪箱箱體強度滿足設(shè)計要求，可滿足該城際動車組運行。