袁雨青， 李　強(qiáng)， 楊　光， 常程城

(北京交通大學(xué) 機(jī)械與電子控制工程學(xué)院， 北京 100044)

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高速列車齒輪箱線路測(cè)試與異常振動(dòng)分析

袁雨青， 李強(qiáng)， 楊光， 常程城

(北京交通大學(xué) 機(jī)械與電子控制工程學(xué)院， 北京 100044)

針對(duì)高速列車實(shí)際運(yùn)用中大量發(fā)現(xiàn)齒輪箱裂紋情況，對(duì)其進(jìn)行動(dòng)應(yīng)力和加速度線路實(shí)際測(cè)試，并根據(jù)測(cè)試數(shù)據(jù)，分析得到大小齒輪箱連接處底部是齒輪箱應(yīng)力薄弱部位，且踏面磨耗狀態(tài)對(duì)于齒輪箱動(dòng)應(yīng)力過大有直接關(guān)系。利用振動(dòng)頻譜分析方法分別對(duì)軸箱、齒輪箱低速端和齒輪箱高速端的數(shù)據(jù)進(jìn)行分析，并對(duì)軸箱和齒輪箱加速度數(shù)據(jù)和關(guān)注測(cè)點(diǎn)的動(dòng)應(yīng)力數(shù)據(jù)進(jìn)行相關(guān)性分析，結(jié)果表明：在車輛運(yùn)行過程中，車輪20階多邊形導(dǎo)致的激勵(lì)頻率與齒輪箱固有頻率接近,引起齒輪箱箱體發(fā)生共振，最終導(dǎo)致齒輪箱箱體振動(dòng)劇烈。

齒輪箱；線路測(cè)試；頻譜分析；異常振動(dòng)

近年來，高速列車蓬勃發(fā)展，齒輪箱作為高速列車傳遞扭矩的關(guān)鍵零部件，是一個(gè)復(fù)雜的彈性機(jī)械系統(tǒng)，懸掛在動(dòng)軸上，在車輛正常運(yùn)行過程中直接承受鋼軌對(duì)輪對(duì)的沖擊，工作環(huán)境十分惡劣[1]。其安全穩(wěn)定性直接影響動(dòng)車組車輛的運(yùn)行可靠性。在我國(guó)自2012年發(fā)生第1起齒輪箱裂紋故障以來，截至目前，某品牌齒輪箱累計(jì)發(fā)生裂紋故障達(dá)30余起，箱體裂紋成為高速列車齒輪箱最主要的失效形式。這些問題主要是由于齒輪箱疲勞和振動(dòng)所引起，會(huì)給人們的生命安全帶來嚴(yán)重威脅。

從19世紀(jì)初以來，很多國(guó)內(nèi)外的學(xué)者專家都為了疲勞壽命的研究和發(fā)展做出了努力和貢獻(xiàn)。Stefan Dietz等人通過輕量化設(shè)計(jì)的火車轉(zhuǎn)向架的結(jié)構(gòu)，提出了一種隨機(jī)的動(dòng)載結(jié)構(gòu)疲勞壽命的預(yù)測(cè)法，該種方法基于結(jié)構(gòu)在時(shí)域和頻域的混合計(jì)算來預(yù)測(cè)結(jié)構(gòu)的疲勞壽命[2-3]。繆龍秀、孫守光等對(duì)如何測(cè)試提速客車轉(zhuǎn)向架的焊接結(jié)構(gòu)的應(yīng)力譜、如何確定疲勞關(guān)鍵部位以及如何編制應(yīng)力譜等方面進(jìn)行了系統(tǒng)性的研究[4]。董宏和王碧琴?gòu)凝X輪的嚙合力學(xué)模型入手，利用頻譜分析方法對(duì)軋機(jī)的齒輪箱異常振動(dòng)進(jìn)行了故障的診斷，得到了齒輪箱異常振動(dòng)的原因所在，并且發(fā)現(xiàn)這與實(shí)際情況是一致的[5]。以齒輪箱作為研究對(duì)象，進(jìn)行齒輪箱動(dòng)應(yīng)力和加速度的線路實(shí)測(cè)，通過對(duì)動(dòng)應(yīng)力數(shù)據(jù)的處理分析確定應(yīng)力薄弱位置，通過加速度的分析確定齒輪箱疲勞薄弱位置振動(dòng)劇烈的原因。

1　齒輪箱線路試驗(yàn)

選擇某型高速動(dòng)車組進(jìn)行齒輪箱的動(dòng)應(yīng)力和加速度測(cè)試試驗(yàn)。試驗(yàn)分為兩組，第1次測(cè)試于1月在武廣線進(jìn)行，經(jīng)過兩個(gè)月正常運(yùn)營(yíng)，3月在京廣線進(jìn)行第2次測(cè)試，試驗(yàn)測(cè)試?yán)锍桃约疤っ婺ズ臓顟B(tài)如表1所示。

表1　測(cè)試線路和里程

動(dòng)應(yīng)力測(cè)點(diǎn)選取6個(gè)關(guān)鍵部位布置了4個(gè)單向應(yīng)變片和2個(gè)應(yīng)變花，如圖1所示；加速度測(cè)點(diǎn)主要分布在軸箱、大齒輪電機(jī)側(cè)(低速端)、小齒輪電機(jī)側(cè)(高速端)和C型支架等位置上，方向包含垂向、橫向和縱向加速度。

圖1　齒輪箱動(dòng)應(yīng)力測(cè)點(diǎn)位置

2　動(dòng)應(yīng)力測(cè)試結(jié)果分析

采用Miner線性疲勞累計(jì)損傷法則和NASA針對(duì)變幅加載條件所推薦的S-N曲線形式計(jì)算等效應(yīng)力幅值，得到不同工況試驗(yàn)條件下各個(gè)測(cè)點(diǎn)的等效應(yīng)力幅值(安全運(yùn)營(yíng)公里數(shù)取1 200萬(wàn))，結(jié)果如圖2所示。

由圖2可知，各個(gè)測(cè)點(diǎn)兩次測(cè)試中的等效應(yīng)力幅值變化規(guī)律相類似，其中測(cè)點(diǎn)5的等效應(yīng)力幅值最大。對(duì)比分析工況可知，磨耗后踏面狀態(tài)下各個(gè)測(cè)點(diǎn)的等效應(yīng)力幅值較新輪狀態(tài)下均有所增大。由圖2評(píng)估判斷，測(cè)點(diǎn)5位置有可能產(chǎn)生裂縫，需要重點(diǎn)關(guān)注。

圖2　等效應(yīng)力幅值變化趨勢(shì)圖

取測(cè)點(diǎn)5的數(shù)據(jù)進(jìn)行分析，首先，在時(shí)域上對(duì)兩次測(cè)試的結(jié)果進(jìn)行比較，如圖3所示。

圖3　齒輪箱動(dòng)應(yīng)力時(shí)域圖

通過對(duì)比可以得出：車輪新旋修踏面狀態(tài)下，測(cè)點(diǎn)5的動(dòng)應(yīng)力主要在±6 MPa內(nèi)波動(dòng)；對(duì)于磨耗后踏面(即將進(jìn)行旋修)車輪狀態(tài)，測(cè)點(diǎn)5的動(dòng)應(yīng)力主要在±10 MPa內(nèi)波動(dòng)。磨耗后踏面的齒輪箱動(dòng)應(yīng)力大大高于新旋修踏面的齒輪箱動(dòng)應(yīng)力。

對(duì)測(cè)試數(shù)據(jù)進(jìn)行FFT頻譜分析，結(jié)果如圖4所示，對(duì)于新旋修踏面車輪狀態(tài)，測(cè)點(diǎn)的低頻成分比較明顯，在31，144 Hz左右能量較高；對(duì)于磨耗后踏面車輪狀態(tài)，測(cè)點(diǎn)在586 Hz出現(xiàn)遠(yuǎn)遠(yuǎn)高于新旋修踏面車輪狀態(tài)的能量。

與新旋修踏面車輪狀態(tài)相比，磨耗后踏面車輪狀態(tài)下齒輪箱動(dòng)應(yīng)力的最值和幅值均顯著提高，且各測(cè)點(diǎn)動(dòng)應(yīng)力均在586 Hz存在較高能量，其能量值遠(yuǎn)遠(yuǎn)高于新旋修踏面車輪各階頻率的能量值，說明踏面磨耗狀態(tài)對(duì)于齒輪箱動(dòng)應(yīng)力過大有直接原因。

3　齒輪箱異常振動(dòng)分析

高速列車在運(yùn)行過程中，齒輪箱處于一個(gè)復(fù)雜的動(dòng)態(tài)環(huán)境里。齒輪箱除了受到自身齒輪嚙合轉(zhuǎn)動(dòng)產(chǎn)生的振動(dòng)外，還會(huì)受到來自于輪軌傳遞的振動(dòng)、電機(jī)牽引傳遞的振動(dòng)等，各頻率見表2。

表2　不同速度下齒輪箱各部位頻率

車輪非均勻磨損會(huì)造成車輪不圓，表現(xiàn)為車輪扁疤、車輪多邊形化等。作用效果是在車輪和鋼軌之間產(chǎn)生振動(dòng)，經(jīng)由車軸、軸承傳遞到齒輪箱上，而振動(dòng)頻率為車輪轉(zhuǎn)動(dòng)頻率的倍數(shù)，由車輪多邊形引起的振動(dòng)頻率為：

(1)

其中v是車速，單位km/h；Ni為車輪多邊形的階數(shù)；D為車輪滾動(dòng)圓直徑，單位mm。

將齒輪箱一端通過聯(lián)軸器和電機(jī)聯(lián)接，另一端通過車軸和試驗(yàn)臺(tái)支撐座聯(lián)接，進(jìn)行模態(tài)測(cè)試。結(jié)果見表3。

表3　測(cè)試模態(tài)結(jié)果

3.1軸箱垂向加速度分析

高速列車車輪多邊形產(chǎn)生的振動(dòng)影響首先表現(xiàn)在軸箱的加速度上，因此，對(duì)軸箱加速度信號(hào)做HHT變換和FFT變換，結(jié)果如圖4。

從結(jié)果中可以看出，軸箱垂向加速度在300 km/h時(shí)主頻在586 Hz左右，通過HHT變換可知，586 Hz占有主要的能量位置， 350 Hz左右也有持續(xù)響應(yīng)的趨勢(shì)，但相對(duì)于586 Hz而言能量值較小。250 km/h時(shí)軸箱的頻譜分布較為廣泛，主要峰值集中在482 Hz，其次在350，970，582 Hz等位置都有響應(yīng)，但速度300 km/h的主頻能量值遠(yuǎn)大于速度250 km/h的峰值。

圖4　齒輪箱動(dòng)應(yīng)力測(cè)試結(jié)果FFT變換

圖5　300 km/h軸箱加速度HHT和FFT變換

圖6　250 km/h軸箱加速度HHT和FFT變換

對(duì)300 km/h的軸箱垂向加速度信號(hào)進(jìn)行帶阻濾波處理，頻率設(shè)置為570 Hz至590 Hz，其HHT和FFT變換如圖7所示。

分析頻譜可得，低頻部分主要頻率出現(xiàn)在30 Hz左右。對(duì)各自主頻進(jìn)行進(jìn)一步放大，如圖8，各頻率峰值間隔為30 Hz，250 km/h速度下間隔24 Hz，與車輪的轉(zhuǎn)動(dòng)頻率一致，可以推斷車輪有故障。主頻隨速度變化，300 km/h時(shí)主頻586 Hz和250 km/h時(shí)主頻482 Hz分別是各自轉(zhuǎn)動(dòng)頻率的20倍左右，說明車輪存在20階多邊形化現(xiàn)象。

3.2齒輪箱加速度分析

用同樣的方法，對(duì)300 km/h速度下齒輪箱的加速度時(shí)域信號(hào)做FFT和HHT變換，如圖9所示。

圖9　加速度HHT和FFT變換

可以看出，齒輪箱加速度頻率最大峰值出現(xiàn)在586 Hz，較高的頻率也出現(xiàn)了2倍頻1 167 Hz。在250 km/h的頻譜分析中，600 Hz附近幅值也較大，由表3固有頻率數(shù)據(jù)推測(cè)可能發(fā)生共振。

為證明在600 Hz附近齒輪箱發(fā)生共振，而不是由車輪振動(dòng)頻率傳遞而來，對(duì)齒輪箱測(cè)點(diǎn)和軸箱測(cè)點(diǎn)時(shí)域信號(hào)進(jìn)行帶通濾波處理，250 km/h頻率為450～510 Hz, 300 km/h頻率為540～600 Hz，時(shí)域?qū)Ρ热鐖D10所示。

圖10　加速度時(shí)域?qū)Ρ葓D

圖11　加速度測(cè)點(diǎn)與動(dòng)應(yīng)力測(cè)點(diǎn)頻域相關(guān)性

速度250 km/h時(shí)，車輪引起的振動(dòng)有所衰減，從38%衰減到31%；速度300 km/h時(shí)，車輪引起的振動(dòng)放大，從54%增加到66%。證實(shí)齒輪箱在600 Hz附近發(fā)生了共振。齒輪箱在600 Hz附近存在固有頻率，車輪20階多邊形引起586 Hz的激擾與齒輪箱固有頻率相接近，造成齒輪箱在車輛運(yùn)行過程中出現(xiàn)共振現(xiàn)象，因此齒輪箱在正常運(yùn)行時(shí)586 Hz及其倍頻頻率能量值較大，是齒輪箱箱體劇烈振動(dòng)的主要原因。

軸箱、齒輪箱高速端和低速端加速度測(cè)點(diǎn)與動(dòng)應(yīng)力測(cè)點(diǎn)5在頻域上進(jìn)行相關(guān)性分析，分別將軸箱相關(guān)性與高速端相關(guān)性、低速端相關(guān)性進(jìn)行比較，如圖11所示。

無(wú)論是齒輪箱高速端還是低速端，在350 Hz左右的頻率附近跟測(cè)點(diǎn)動(dòng)應(yīng)力的相關(guān)性都較小，都在0.15以下，而與軸箱加速度的相關(guān)性達(dá)到0.42，說明這個(gè)頻段的振動(dòng)主要來自軸箱；而在586 Hz及其倍頻高速端、低速端的相關(guān)性均超過0.9，均高于軸箱測(cè)點(diǎn)的相關(guān)性，說明動(dòng)應(yīng)力在這個(gè)頻段的振動(dòng)主要來自齒輪箱。

4　結(jié)　論

1．根據(jù)對(duì)實(shí)測(cè)數(shù)據(jù)的分析，確定需重點(diǎn)關(guān)注的部位，踏面磨耗狀態(tài)對(duì)于齒輪箱的動(dòng)應(yīng)力影響較大。

2．根據(jù)各位置加速度測(cè)點(diǎn)與軸箱加速度測(cè)點(diǎn)的異常振動(dòng)頻率分析，確定齒輪箱振動(dòng)異常的主要原因是車輪多邊形化現(xiàn)象的存在，車輪20階多邊形的激勵(lì)頻率與齒輪箱箱體的固有頻率相接近，引起共振，從而導(dǎo)致齒輪箱振動(dòng)程度過大；

3．根據(jù)動(dòng)應(yīng)力與加速度的相關(guān)性分析，確定動(dòng)應(yīng)力在586 Hz左右的頻段源自齒輪箱箱體的共振。

[1]黃震威.動(dòng)車組車軸齒輪箱的研制[J].內(nèi)燃機(jī)車，2009,(3)：14-16.

[2]Stefan Dietz，Helmuth Netter and Sachau. Fatigue life prediction of a railway bogie under dynamic loads through simulation[J].Vehicle System Dynamics,1998,(25):385-402.

[3]Stefan Dietz，Knothe K，Kortum，W.(Germany).Fatigue life simulation applied to railway bogie .The 4TH international Conference on railway bogies and running gear[C].Budapest，Hungary，21-23，September，1998.

[4]繆龍秀，孫守光，呂澎民,等 .提速客車轉(zhuǎn)向架焊接構(gòu)架應(yīng)力譜的試驗(yàn)研究[J].鐵道車輛，1998,(12)：30-34.

[5]董宏，王碧琴 .軋機(jī)齒輪箱異常振動(dòng)分析及故障診斷[J].中國(guó)設(shè)備工程,2005,(7)：46-47.

Line Test and Abnormal Vibration Analysis of High-speed Train Gearbox

YUAN Yuqing, LI Qiang, YANG Guang, CHANG Chengcheng

(School of Mechanical, Electronic Control Engineering, Beijing Jiaotong University, Beijing 100044, China)

A large of number of cracks was found in the gear box of high speed train. The actual test of dynamic stress and acceleration were taken on the line. According to the test data and analysis，the bottom of joint part by big gear box and small gear box was the weak part. And tread wear condition was directly related to the oversize dynamic stress of gear box. The data of axle box, big gear box and small gear box was analyzed by using method of vibration spectrum. And the correlation analysis was done among the acceleration data of axle box and gearbox and dynamic stress data of weak part. The results show that in the running process of the vehicle, the excitation frequency caused by the wheel polygonization with 20 vertexes is close to the natural frequency of the gearbox. In that case, gearbox resonance occurs, and finally the vibration of gearbox is intense.

gearbox; line test; Spectrum analysis; abnormal vibration

1008-7842 (2016) 01-0024-06

??)男，博士研究生(

2015-07-22)

U266

Adoi:10.3969/j.issn.1008-7842.2016.01.06