电力机车传动系统支撑结构有限元分析

何卫东，王莹吉，鲍君华

(大连交通大学 机械工程学院，辽宁 大连 116028)

0 引言

作为整个传动装置的核心部分，机车牵引齿轮是使机车通过牵引电机电枢轴传递动力而使车轮转动的重要部件.机车牵引齿轮在实际啮合工作时，其接触状态取决于车轴和电枢轴的变形(电枢轴在小齿轮承载时发生的变形、车轴在静载荷——机车上部重量作用下的弯曲变形以及随工况而变化的牵引力和附加动负荷作用下的弯曲变形等)、齿轮的变形(轮齿的变形、齿轮体的变形等)、轴承间隙(轴承式牵引电机时抱轴承的间隙和电枢轴承的间隙，架支承式牵引电动机时齿轮轴承的间隙和电枢轴承的间隙)、齿轮制造和安装误差(切齿误差、大小齿轮相对位置误差、跑和后误差减小量等)、齿轮和牵引电动机在转向架上的配置情况(单边或双边传动、牵引电机悬挂方式、电机前导或轮对前导等)以及运行工况和牵引力等因素.其中车轴和电枢轴的变形对啮合工作时接触状态的影响最大［1-2］.

本文以模拟车轴和电枢轴变形为目的，采用有限元分析方法，综合考虑了包括齿轮箱，电机壳体，电枢轴装配模型，抱轴箱和车轴装配模型，吊杆模型等整个机车传动系统结构零件，建立了机车牵引系统支撑结构有限元模型.并考虑牵引电机悬挂方式、电机前导或轮对前导等情况，以模拟机车在正常运行过程中的状态.得到车轴和电枢轴变形量，从而能够得到牵引大小齿轮动态接触的倾斜角，根据分析所得到的大小齿轮的倾斜角，就可以确定轮齿斜边和鼓形量，为机车牵引齿轮的齿向修形的研究提供有效的数据基础.

1 有限元建模

牵引电机产生的转矩经电机轴上的小齿轮带动轮对上的大齿轮旋转，驱动车轮在钢轨上进行滚动，从而产生牵引力和电制动力.图1为某型电力机车驱动装置结构简图.

图1 传动系统整体布置图

机车传动系统支撑结构包括:齿轮箱模型、电机壳体及电枢轴装配模型、抱轴箱和车轴装配模型.为模拟电机的悬挂方式，采用吊杆结构的模拟.根据图纸建立吊杆的有限元模型，并按照装配位置关系进行模型装配和约束设置.

定义单元类型为Solid186二十节点六面体单元，求解规模为:①齿轮箱模型:共生成空间块体单元总数为52 991，结点总数为26 356.并将上下箱体结合面上的节点和对应单元进行耦合设置，将分离的两部分单元进行刚性联接;②电机壳体及电机轴装配模型:共生成空间块体单元总数为200 904，结点总数为418 704;③抱轴箱和车轴装配模型:共生成空间块体单元总数为52 172，结点总数为166 804.

依据设计资料确定齿轮传动系统及其支撑结构的具体尺寸和装配关系，对以建立的有限元模型，并进行有限元模型装配.模型装配过程中，必须注意装配模型的各种实体对象和属性参数编号的冲突，避免发生重用编号等问题［3］.图2为传动系统模型三维总装图.

图2 传动系统模型

2 分析条件

2.1 载荷条件

根据牵引齿轮传动系统计算所得的几何尺寸，在模型中的主动齿轮分度圆齿宽中点的对应位置定义集中质量单元进行齿轮啮合力的施加，并根据具体的前后导面对应的加载方向进行加载，具体啮合力的大小见表1所示.电机整体自重2 763 kg，其中电机壳体(包括端盖和尾盖)根据工厂提供的装配模型在Pro/E软件中测量计算得其自重为1 726 kg［4］.在传动系统工作过程中，电机的自重和加速度将产生很大的惯性力，这些载荷都将以加速度的加载方式在有限元软件中进行设置.具体方法:设置电机壳体有限元模型的质量属性由软件系统自动计算其上的质量惯性力的大小，并将表1中各坐标方向的加速度施加到模型中.对于电机轴及其转子的自重和惯性力的施加，由于有限元模型的建立过程中并未考虑转子，所以无法用质量属性进行惯性力加载，因此，在这部分惯性力的处理上直接将惯性力和重力折算成均布力加于电机轴模型的对应节点上.最后，将表1中齿轮副啮合力加载到电机轴的对应位置.持续、高速、制动工况下的惯性力的大小和方向与启动工况相同，只是齿轮啮合力不同，并较启动工况载荷小.

表1 机车传动系统启动工况载荷参数

图3给出了对应于前、后导面不同的受力情况下齿轮啮合力和惯性力的方向.

2.2 约束的施加

图3 前后导面受力情况示意图

对电机壳体、齿轮箱、抱轴箱及车轴诸零部件之间的配合和各自约束位置的具体情况进行分析，将齿轮箱大齿轮轴线所在的轴孔的内表面即齿轮箱与抱轴箱约束位置与抱轴箱对应的轴承座孔的外表面进行耦合.经过以上的耦合或接触配合处理，在电机壳体、齿轮箱、吊杆、抱轴箱和车轴等零部件通过各自配合表面进行相应联接后，使整个传动系统可以作为一个整体参与有限元分析.考虑到整个电机悬挂系统是一个自由度较大的结构，其通过吊杆和与诸零部件的联接实现悬挂，同时电机又通过齿轮箱、抱轴箱间接联接在车轴上，电机及齿轮传动系统上的载荷和惯性力通过各自悬挂和联接件进行载荷的分配和传递.因此，电机及整个系统的约束的最终方案采用:对吊杆按照装配位置关系进行模型装配和约束设置，吊杆的对应位置与电机壳侧面吊杆架位置进行刚性耦合，对吊杆上部吊环位置对应节点保留其绕水平轴方向转动的自由度，其余方向自由度全约束.然后对车轴进行约束，保留其绕自身轴线转动的自由度，其余自由度全约束，使得整个传动系统可以绕车轴轴线做一定范围内的刚体转动，转动的范围由吊杆拉伸变形和整个传动支撑系统的刚度决定.

3 计算结果及电机轴结果分析

有限元分析过程中，在Global Cartesian总体坐标系下，X轴向表示车体行进方向，其中X轴负方向代表车体前导面前进方向;Y轴向表示重力方向，其中Y轴负方向代表重力加速度的正方向，既指向地面;Z轴向表示车轴和电机轴轴向，其中Z轴正方向代表指向电机尾部.启动工况下分析结果见表2.

表2 启动工况下电机轴及车轴变形情况

根据有限元计算结果可绘制出机车电枢轴与车轴的变形关系图.图4(a)为电机前导面工作时电机轴与车轴的变形关系，图4(b)为电机后导面工作时电机轴与车轴的变形关系.

图4 电机轴与车轴变形关系

3.1 电机轴前导面计算结果

电机轴的变形主要体现在Y坐标方向，前导面电机轴轴线上节点位移计算结果见表3.电机轴两轴端支撑轴承部位的变形规律与电机壳体轴承孔部位相对应，图5(a)所示的电机轴轴线上节点的X坐标方向变形量范围为－0.042～0.078，剔除因受载导致电机壳体产生的刚体位移，电机轴实际变形中X坐标方向向最大挠度约为0.078－(－0.042)=0.12mm，变形方向为 X 坐标正向.图中齿轮传动端轴承位置计算X坐标方向转角θ1=－0.014 69°，电机非传动端轴承位置X坐标方向转角 θ2= －0.029 38°.图5(b)所示Y坐标方向变形量范围为0.527～0.895，剔除电机壳体的刚体位移，电机轴实际变形中最大挠度约为 0.895 －0.527=0.368mm，对应图中端传动端计算Y坐标方向转角θ1'=0.029 38°，电机非传动端对应Y坐标方向转角θ2'=0.044 07°.符合典型简支梁的变形模型.

表3 前导面电机轴轴线上节点位移计算结果

图5 启动工况前导面电机轴轴心节点变形图

3.2 电机轴后导面计算结果

电机轴两轴端支撑轴承部位的变形规律与电机壳体轴承孔部位相对应，后导面电机轴轴线上节点位移计算结果如表4所示.图6(a)获得的电机轴轴线上节点X坐标方向变形量范围为－0.21～－0.017，剔除电机壳体产生的刚体位移，电机轴实际变形中X坐标方向最大挠度大约为－0.21－(－0.017)= －0.193mm，图中传动端 X 坐标方向向转角θ1=0.029 38°，电机非传动端对应X坐标方向转角θ2=0.014 69°.图6(b)对应Y坐标方向变形量范围为－0.54～－0.007，剔除电机壳体的刚体位移，电机轴实际变形中最大挠度大约为 －0.54 －(－0.007)= －0.533mm，图中传动端计算Y坐标方向向转角θ1'=0.07346°，电机非传动端对应Y坐标方向转角θ2'=0.073 46°.

表4 后导面电机轴轴线上节点位移计算结果

图6 启动工况后导面电机轴轴心节点变形图

3.3 结果分析

经过系统建模和以上的仿真计算，获得了传动系统的电机轴及车轴各方向的变形情况.现根据有限元结果对电机轴进行分析得到以下结论:

(1)根据具体的载荷情况，由于各工况都属于静力分析，而启动工况的载荷最大，因此传动系统各零件对应于前后导面的两种受力条件下的变形也最大，所以本文以启动工况的计算结果进行了讨论;

(2)由于前后导面啮合力的方向发生变化，所以电机轴轴心变形的形式发生了变化，具体变化情况图5、6.最大挠度和转角分别见表3、4;

(3)从电机轴线节点变形计算结果图5、6反映出电机轴支撑系统的变形情况.X坐标方向变形由惯性力的方向决定，既所加惯性力方向决定了X坐标的变形方向;Y坐标方向前后导面各自工作条件下齿轮副圆周力Ft的方向将发生变化，但Y坐标方向的惯性力始终按垂直向下加载.因此，后导面条件下Y坐标方向的载荷均铅垂向下，所以数据图6(b)反映出最大挠度位置在传动端齿轮副啮合点附近，距离传动端电机轴线顶点379mm处，如图6(b)所示;前导面工作时，齿轮副圆周力Ft方向与惯性力方向相反.因此，Y坐标变形如图5(b)所示，具体形状上在传动齿轮端轴线变形上扬，最大挠度位置在传动端支撑轴承位置(端盖位置).这样的变形规律可能会导致车辆运动过程中由于惯性力和啮合力的大小和方向的变化而引起电机轴变形方向的变化.

4 结论

本文通过建立包括齿轮箱模型，电机壳体及电枢轴装配模型，抱轴箱和车轴装配模型，吊杆模型等整个机车传动系统支撑结构的有限元模型，采用三维有限元分析方法来计算各部件的准确变形，从而得到了电枢轴和车轴的准确变形量，为机车牵引齿轮齿向修形提供依据.

［1］陈喜红，陈国胜，周建斌，等.HXD1型机车驱动装置主动齿轮齿向修形的研究［J］.电力机车与城轨车辆，2007，30(5):6-10.

［2］张曙光.HXD2型电力机车［M］.北京:中国铁道出版社，2009.

［3］龚曙光.ANSYS基础应用及范例解析［M］.北京:机械工业出版社，2003.

［4］张智明，李预斌.Pro/Engineer中文野火版——零件设计篇［M］.北京:中国青年出版社，2004.