一种城际动车组齿轮箱箱体强度分析

(中车株洲电力机车有限公司，湖南 株洲 412001)

0 引言

齿轮箱是保证轨道车辆持续稳定运行的关键零部件，直接影响到列车的安全运行。文章参考相应标准对一种城际动车组齿轮箱箱体进行强度分析校核。

1 箱体结构

该型齿轮箱为单级传动，采用上下分箱结构。箱体及吊杆的结构示意图如图1所示。

图1 箱体及吊杆结构示意图

箱体材料为铸铝合金 AlSi7Mg0.3，其基本力学性能如表1所示。

表1 箱体材料基本力学性能

AlSi7Mg0.3材料的小样疲劳强度σ-1为80～110 MPa。考虑影响材料持久极限疲劳强度因素，取50 MPa为许用疲劳应力。

2 箱体受力分析

2.1 惯性力

箱体所受惯性力包括箱体本身所受重力以及加速和冲击引起的惯性力。此外，输入轴组件和输出轴组件对箱体产生惯性冲击，分析时将此作用力归为惯性力。

2.2 载荷力

牵引力由输入轴传入齿轮箱，输出轴传到轮对。箱体在轴承座上受到载荷力作用，本文分析时将在输出轴承座上进行约束，此处仅分析输入轴轴承座处载荷力。

对输入轴受力进行简化，其受力情况(忽略重力)如图2所示。

图2 输入轴简化受力图

输入轴受到的力主要有PW侧(输入轴车轮侧)支撑力FW、PM侧(输入轴电机侧)支撑力FM、啮合力FN和电机输入扭矩T。查齿轮手册可知，啮合力与电机输入扭矩有如下关系：

(1)

(2)

(3)

(4)

其中，FNt为啮合力切向分力、FNr为啮合力径向分力、FNy为啮合力轴向分力、αn为齿轮法向压力角，β为齿轮螺旋角，d为输入齿轮分度圆直径。

2.2.1 正转时输入轴受力分析

图3 正转示意图

如图3所示，正转(从电机侧看，输入轴顺时针旋转)时，对输入轴分别在x向(纵向)、y向(横向)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为齿轮中心到PW侧轴承中心的距离，b为两侧轴承中心距离，T、FNt、FNr、FNy为标量，FWx(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)为矢量。

考虑到该齿轮箱PW侧轴承布置为：1个圆柱轴承+1个球轴承；PM侧轴承布置为：1个圆柱轴承。而只有球轴承会承受y向力，因此FMy=0。代入式(1)-式(10)联立求解得：

2.2.2 反转时输入轴受力分析

反转(从电机侧看，输入轴逆时针旋转)时输入轴受力分析求解过程与正转时相类似，可求得：

根据作用力与反作用力原理，即可分别求得正转和反转时，箱体在输入轴承座处所受的载荷力ZWx、ZWy、ZWz、ZMx、ZMy、ZMz。

3 工况分析

3.1 列车及齿轮箱基本参数

该型城际动车组列车及齿轮箱部分基本参数如表2所示。

表2 列车及齿轮箱基本参数

3.2 静强度计算工况

城际动车组有启动、持续、短路3种运行工况，其中短路工况下的工作条件最为恶劣，静强度分析时，只需计算短路工况。结合上文分析可知，箱体静强度校核计算输入载荷如表3所示。

表3 静强度计算输入载荷

根据EN13749-2011《铁路应用-轮对和转向架-转向架构架结构要求的规定方法》中规定的振动冲击值来校核箱体的静强度，齿轮箱加速度取值z向为70 g；y向为10 g；x向为10 g；静强度计算工况组合如表4所示。

表4 静强度计算工况组合

3.3 疲劳强度计算工况

短路工况只在电机发生故障时才会出现，且启动工况下的工作条件较之持续工况更为恶劣，故箱体疲劳强度计算校核只需分析启动工况。箱体疲劳强度校核计算输入载荷如表5所示。

表5 疲劳强度计算输入载荷

根据EN13749-2011，齿轮箱疲劳校核加速度取值z向为25 g；y向为5 g；x向为5 g；疲劳强度计算工况组合如表6所示。

表6 疲劳强度计算工况组合

4 有限元仿真分析

4.1 模型前处理

该型齿轮箱箱体形状复杂，模型建立时忽略了小孔、倒角等小特征。上下箱体刚性连接；依据表1对箱体材料进行定义，同时采用体单元(solid92)对箱体模型进行离散，整个箱体共离散为151 645个单元，255 363个节点，如图4所示。

图4 箱体网格划分

4.2 约束与载荷设置

在输出轴承座设圆柱面约束(Cylindrical Support)；吊杆安装座处设弹性约束(Elastic Support)；在输入轴承座加载输入载荷。

在输入轴承座处设置50 kg的质量点，在输出轴承座处设置60 kg的质量点，同时加载惯性载荷。

分别在PW侧轴承座和PM侧轴承座以轴承力(Bearing Load)的方式加载输入载荷，在PW侧端面处加载输入载荷轴向分力。箱体整体约束与载荷设置如图5所示。

图5 箱体约束与载荷设置示意图

4.3 有限元分析结果

4.3.1 静强度分析结果

对表4各工况进行静强度有限元仿真分析，其中最大的应力为173.99 Mpa，小于材料的屈服强度190 Mpa，如表7所示。

4.3.2 疲劳强度分析结果

求出表5各工况下箱体各节点的最大主应力和最小主应力，取所有工况中的最大值作为节点最大主应力σmax、最小值作为节点最小主应力σmin，计算求得节点平均主应力σm。

表7 箱体静强度分析最大应力工况

依据齿轮箱箱体材料性能参数(见表1)和各节点应力数值绘制goodman疲劳强度评估曲线，如图6所示。所有节点应力数据均在goodman曲线图内，疲劳强度满足要求。

图6 箱体goodman曲线图

5 结语

本文对箱体进行受力分析，并对各工况下箱体所受应力进行有限元仿真计算。结果表明，该型城际动车组齿轮箱箱体强度满足设计要求，可满足该城际动车组运行。