高速列車齒輪箱箱體熱- 結(jié)構(gòu)耦合分析

何銳

（北方工業(yè)大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院，北京100043）

近年來，我國高速鐵路發(fā)展迅速，運(yùn)營里程達(dá)世界之最。齒輪箱是高速列車的關(guān)鍵部件，其可靠性將直接影響到列車的運(yùn)行安全性[1-2]。高鐵齒輪箱體設(shè)計(jì)要求：（1）承擔(dān)動(dòng)力傳遞過程中作用在箱體上的載荷，要有較高的強(qiáng)度；（2）工作過程中箱體變形小、剛度大，并能實(shí)現(xiàn)齒輪與軸承的潤滑要求。箱體的結(jié)構(gòu)特點(diǎn)：在箱體頂部、側(cè)面及兩端之外的表面均設(shè)有加強(qiáng)筋板，提高齒輪箱體垂向和側(cè)向的剛度;在軸承座處同樣設(shè)置了多條筋板，提高軸承座的剛度[3-4]。

高鐵齒輪箱工作于高速重載環(huán)境中，負(fù)載、溫度對(duì)箱體應(yīng)力、變形影響復(fù)雜，現(xiàn)有文獻(xiàn)很少從熱-結(jié)構(gòu)耦合角度對(duì)高鐵齒輪箱進(jìn)行研究。本文運(yùn)用Ansys 軟件對(duì)箱體進(jìn)行熱-結(jié)構(gòu)耦合分析，研究高速列車運(yùn)行過程中箱體的應(yīng)力應(yīng)變情況，確定其薄弱環(huán)節(jié)，為箱體結(jié)構(gòu)改進(jìn)和優(yōu)化提供支持。

1 建立高速列車齒輪箱有限元分析模型

在Solidworks 中對(duì)模型簡化處理，去除圓角、倒角、銳角等非重要結(jié)構(gòu)，導(dǎo)入Ansys 用meshing 模塊進(jìn)行四面體非結(jié)構(gòu)化網(wǎng)格劃分，網(wǎng)格扭曲度小于0.73。

考慮風(fēng)速對(duì)溫度場的影響，在Ansys 中用包圍命令得到圖1所示外部風(fēng)場流域和內(nèi)部油氣混合物流域，網(wǎng)格模型見圖2。

熱分析時(shí)，結(jié)合傳動(dòng)零件熱量傳遞路徑情況，將齒輪嚙合接觸部分、軸承內(nèi)外圈與滾動(dòng)體接觸部分切出2mm 的薄片用于摩擦功率的加載，如圖3、圖4 所示。

2 高速列車齒輪箱產(chǎn)熱計(jì)算

2.1 軸承受力分析

圖1 風(fēng)場流域與油氣混合物流域

圖2 網(wǎng)格模型

圖3 齒輪嚙合部分切片

圖4 軸承內(nèi)外圈與滾珠接觸處切片

工況：正轉(zhuǎn)，350km/h,輸出轉(zhuǎn)速2185r/min，輸出軸扭矩2841N·m 穩(wěn)態(tài)油溫100℃，風(fēng)速5m/s。

齒輪箱體基本參數(shù)：從動(dòng)輪直徑d1為543.80mm，螺旋角β 為20°，各軸承的分布如圖5 所示。

圖5 齒輪箱箱體軸承的分布

依據(jù)圖6、7、8、9 所示，利用齒輪軸的受力平衡方程，計(jì)算可得：

表1 各軸承受力大小

圖6 主動(dòng)軸重力作用下的受力分析

圖7 從動(dòng)軸重力作用下受力分析

圖8 負(fù)載作用下主動(dòng)軸軸承受力分析

圖9 負(fù)載作用下從動(dòng)軸軸承受力分析

2.2 軸承發(fā)熱功率計(jì)算

根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)手冊第六版[5]進(jìn)行軸承摩擦力矩M 的精確計(jì)算：

即，總摩擦力矩為：M=M0+M1

2.3 各軸承滾珠受力分析及熱功率分配

如圖9 所示，在徑向載荷Fr的作用下，以滾動(dòng)體作為研究對(duì)象，進(jìn)行受力分析，不考慮徑向游隙，可得徑向載荷和各個(gè)滾動(dòng)體之間的平衡關(guān)系式

圖10 Bear1 圓錐滾子軸承載荷分布

在此齒輪箱模型中1-4 號(hào)軸承受到徑向力和軸向力，5 號(hào)軸承僅收軸向力。對(duì)1-4 號(hào)軸承各滾子進(jìn)行編號(hào)，滾子半圈受載，受載滾子力左右對(duì)稱分布，根據(jù)各滾子所受徑向載荷分配摩擦功率。對(duì)5 號(hào)軸承各滾子發(fā)熱功率平均分配。

在分配軸承發(fā)熱功率時(shí)，將熱量均分至滾子與內(nèi)外圈上，滾子占總發(fā)熱功率的1/2，內(nèi)外圈發(fā)熱功率各占1/4。

2.4 齒輪攪油發(fā)熱功率計(jì)算

依據(jù)Anderson and Loewenthal 法[6]進(jìn)行攪油損失計(jì)算

代入數(shù)據(jù)可得：Q攪=416.75W。

2.5 齒輪副滑動(dòng)和滾動(dòng)發(fā)熱功率計(jì)算

采用Anderson and Loewenthal 法分別計(jì)算齒輪的滑動(dòng)及滾動(dòng)摩擦功率損失。

齒輪滑動(dòng)摩擦損失計(jì)算公式：

式中：f——摩擦系數(shù)（0.045）；

Vs——嚙合處平均滑移速m/s；

Fn——齒面法向載荷N。

齒輪滾動(dòng)摩擦損失計(jì)算公式為：

代入數(shù)據(jù)可得：

滑動(dòng)摩擦損失：Ps=4541.36w；

滾動(dòng)摩擦損失：Pr=3118.41w；

則總的摩擦損失為：Pr+Rs=7660.17w。

得到各部位發(fā)熱功率統(tǒng)計(jì)如表2 所示。

表2 各點(diǎn)發(fā)熱功率

3 齒輪箱各部分傳熱計(jì)算

3.1 兩相流物性參數(shù)

3.2 箱體對(duì)流換熱系數(shù)

3.3 齒輪對(duì)流換熱系數(shù)

齒輪端面與軸承端面對(duì)流換熱系數(shù)

4 高速列車齒輪箱穩(wěn)態(tài)溫度場分析

4.1 齒輪箱邊界條件的設(shè)置

齒輪箱箱體內(nèi)部流域設(shè)置為油、氣兩相流,選擇標(biāo)準(zhǔn)k-ε 湍流模型。定義材料屬性,加載熱源的熱功率和對(duì)流換熱系數(shù)。在切片處理后的軸承內(nèi)外圈、齒輪加載熱功率，油氣混合物與軸承端面、箱體內(nèi)壁面、齒輪端面、齒面、之間按對(duì)流換熱方式設(shè)置。

4.2 齒輪箱穩(wěn)態(tài)溫度場結(jié)果

通過Ansys 穩(wěn)態(tài)溫度場的分析，如圖11 所示，仿真分析得到齒輪箱箱體的最高溫度為102℃左右，在安裝Bear1 處。

圖11 齒輪箱箱體的溫度場分布

圖12 齒輪箱箱體的載荷加載

5 高速列車齒輪箱體熱-結(jié)構(gòu)耦合分析

5.1 箱體的邊界條件的加載

如圖12 所示，加載計(jì)算得到的主動(dòng)軸承座，從動(dòng)軸承座的載荷，主、從動(dòng)軸設(shè)置兩端面固定約束。

圖13 熱-結(jié)構(gòu)耦合分析箱體的應(yīng)力分布

圖14 熱-結(jié)構(gòu)耦合分析箱體的應(yīng)變分布

5.2 箱體熱-結(jié)構(gòu)耦合分析結(jié)果

如圖13、14 所示，在考慮齒輪箱箱體的溫度下，齒輪箱箱體的最大121.32Mpa，最大應(yīng)變?yōu)?.1e-004mm，與齒輪箱箱體的最高溫度位置一致，為A 面Bear1 安裝處。

6 不考慮齒輪箱箱體溫度下的高速列車齒輪箱體靜應(yīng)力分析

如圖15、16 所示，在不考慮齒輪箱箱體溫度的情況下，齒輪箱箱體的最大應(yīng)力為48Mpa 左右，最大應(yīng)變?yōu)?.5e-004mm，位置均在齒輪箱B 面安裝bear3 處。

圖15 靜應(yīng)力分析齒輪箱體的應(yīng)力分布

圖16 靜應(yīng)力分析齒輪箱體的應(yīng)變分布

7 結(jié)論

7.1 在考慮了齒輪箱箱體的溫度后的熱-結(jié)構(gòu)耦合分析，得到齒輪箱箱體的最大應(yīng)力117 遠(yuǎn)遠(yuǎn)大于沒有考慮齒輪箱箱體的溫度的靜應(yīng)力分析結(jié)果43Mpa，所以，在計(jì)算齒輪箱箱體的應(yīng)力應(yīng)變時(shí)，考慮齒輪箱箱體的溫度是必要的。

7.2 齒輪箱箱體的材料是高強(qiáng)度鑄鋁，其抗拉極限強(qiáng)度為310Mpa，在熱-結(jié)構(gòu)耦合分析下，得到的箱體的最大應(yīng)力為117Mpa，在靜強(qiáng)度的反面分析，齒輪箱箱體的結(jié)構(gòu)是合理的。