高曉霞，曹永志，楊永勤，陳經(jīng)緯，趙文平

(中車唐山機(jī)車車輛有限公司技術(shù)研究中心，河北 唐山 063035)

在對CRH380BL動(dòng)車組進(jìn)行三級(jí)修時(shí)，牽引電機(jī)需返廠進(jìn)行部件檢修，檢修完成后需對電機(jī)轉(zhuǎn)子做動(dòng)平衡試驗(yàn)，電機(jī)側(cè)聯(lián)軸器需按要求退卸，退卸后重新壓裝時(shí)發(fā)現(xiàn)，聯(lián)軸器壓入行程無法達(dá)到新聯(lián)軸器壓裝深度(6.84～7.80mm)，因而不能確定在最大啟動(dòng)扭矩3 170N·m下聯(lián)軸器是否會(huì)出現(xiàn)滑移問題，造成大量聯(lián)軸器報(bào)廢，導(dǎo)致轉(zhuǎn)向架組裝大面積停產(chǎn)、檢修周期延長、檢修成本大幅增加，如不及時(shí)解決，將無法保證返廠修35天的檢修周期，影響動(dòng)車組的正常上線運(yùn)行。

針對這一問題，本文研究并制定了聯(lián)軸器退卸后重新壓裝的工藝方案，提高了聯(lián)軸器二次壓裝利用率，為該型動(dòng)車組的檢修節(jié)約了巨額成本，并確保在規(guī)定周期內(nèi)完成檢修工作。

1 聯(lián)軸器結(jié)構(gòu)與工作狀態(tài)

1.1 聯(lián)軸器組成

CRH380BL動(dòng)車組采用KWD公司生產(chǎn)的ZK177-3.2帶金屬波紋管密封的齒形聯(lián)軸器，用來聯(lián)接牽引電機(jī)與齒輪箱的兩根軸，使之共同旋轉(zhuǎn)以傳遞扭矩，其結(jié)構(gòu)如圖1所示，該聯(lián)軸器具有轉(zhuǎn)速高、容許軸心偏差大和低溫環(huán)境適應(yīng)性強(qiáng)等優(yōu)點(diǎn)，主要技術(shù)參數(shù)見表1。

1.2 聯(lián)軸器工作狀態(tài)

如圖2所示，在工作狀態(tài)下，牽引電機(jī)輸出軸頭通過襯套與聯(lián)軸器過盈聯(lián)接。動(dòng)車組高速運(yùn)行時(shí)運(yùn)行條件復(fù)雜，隨時(shí)會(huì)出現(xiàn)加速、制動(dòng)、彎道、坡道等狀況，聯(lián)軸器也會(huì)相應(yīng)地產(chǎn)生位移變化，以保證電機(jī)輸出扭矩向齒輪箱傳遞。

圖1 ZK177-3.2帶金屬波紋管密封的齒形聯(lián)軸器

參數(shù)數(shù)值額定扭矩/(N·m)1 753最大啟動(dòng)扭矩/(N·m)3 170滑移扭矩/(N·m)9 064壓裝深度/mm6.84～7.80

由于牽引電機(jī)的驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩及齒輪箱的負(fù)載轉(zhuǎn)矩不穩(wěn)定，導(dǎo)致聯(lián)軸器質(zhì)心或慣性主軸與實(shí)際轉(zhuǎn)動(dòng)軸線不重合，在運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)將產(chǎn)生不平衡離心慣性力和動(dòng)撓度(振型)的轉(zhuǎn)子不平衡現(xiàn)象[1]，使得聯(lián)軸器在周期性變載荷及非周期性沖擊載荷的作用下，內(nèi)部聯(lián)接套筒和套筒內(nèi)齒產(chǎn)生不同的相對位移，如圖3(鼓形齒傾斜)所示[2]。

圖2 聯(lián)軸器裝配圖

圖3 聯(lián)軸器內(nèi)部出現(xiàn)相對位移

同時(shí)，由于電機(jī)的驅(qū)動(dòng)轉(zhuǎn)矩及齒輪箱的負(fù)載轉(zhuǎn)矩不穩(wěn)定，以及由傳動(dòng)零件制造誤差引起的沖擊和零件不平衡離心慣性力引起的動(dòng)載荷，使得傳動(dòng)軸系在變載荷(周期性變載荷及非周期性沖擊載荷)下運(yùn)行產(chǎn)生機(jī)械力[2]，如圖4所示。圖5為運(yùn)行100萬km后的聯(lián)軸器套筒。

圖4 最大轉(zhuǎn)矩下齒的受力

圖5 運(yùn)行100萬km后的聯(lián)軸器套筒

2 牽引電機(jī)軸端聯(lián)軸器壓裝問題分析

電機(jī)側(cè)聯(lián)軸器退卸后重新壓裝時(shí)，針對在壓入行程中無法達(dá)到新聯(lián)軸器壓裝深度(6.84～7.80mm)的問題進(jìn)行分析，發(fā)現(xiàn)造成該問題的原因如下：

1)聯(lián)軸器在新車首次壓裝時(shí)，襯套與對應(yīng)電機(jī)軸端過盈配合，襯套已經(jīng)產(chǎn)生塑性變形。退卸時(shí)對襯套變形控制不嚴(yán)格，導(dǎo)致襯套變形偏大，造成二次壓裝時(shí)與電機(jī)軸端的配合尺寸不符合初始設(shè)計(jì)尺寸。

2)實(shí)際工藝操作中，沒有記錄牽引電機(jī)與聯(lián)軸器的對應(yīng)關(guān)系，檢修后無法保證二者按原對應(yīng)關(guān)系進(jìn)行組裝。

3)聯(lián)軸器的操作手冊中沒有對聯(lián)軸器退卸后二次壓裝時(shí)壓裝深度做出規(guī)定，操作手冊對于聯(lián)軸器二次壓裝的工藝參考性不強(qiáng)。

3 聯(lián)軸器壓裝分析

由表1可知，新聯(lián)軸器最大滑動(dòng)扭矩可達(dá)到9 064N·m，而實(shí)際工作中，僅用到額定扭矩和最大啟動(dòng)扭矩，即按照最大啟動(dòng)扭矩3 170N·m進(jìn)行校核即可保證列車運(yùn)行期間聯(lián)軸器不產(chǎn)生滑移，車輛運(yùn)行安全。本節(jié)通過理論計(jì)算獲得滿足該條件的壓裝深度，并應(yīng)用有限元仿真分析進(jìn)行驗(yàn)證，為進(jìn)一步優(yōu)化工藝提供理論依據(jù)。

3.1 聯(lián)軸器壓入深度與轉(zhuǎn)矩關(guān)系的理論計(jì)算

聯(lián)軸器壓裝后屬于圓錐過盈配合，依據(jù)GB15755—1995(圓錐過盈配合的計(jì)算及選用)、GB03852—1997(聯(lián)軸器軸孔和聯(lián)軸器型式與尺寸)、GB03507—1983(機(jī)械式聯(lián)軸器公稱扭矩系列)對聯(lián)軸器與牽引電機(jī)輸出軸頭的過盈配合量(帶內(nèi)錐面中間套的圓錐過盈聯(lián)接)進(jìn)行計(jì)算[3]，圖6為牽引電機(jī)輸出軸頭與聯(lián)軸器的過盈配合圖。

圖6 牽引電機(jī)輸出軸頭與聯(lián)軸器的過盈配合圖

結(jié)合壓力pf計(jì)算公式為：

(1)

式中：M為轉(zhuǎn)矩；df為配合面直徑；lf為壓入深度；μ為摩擦系數(shù)。

結(jié)合壓力的大小與結(jié)合處過盈量有著直接的關(guān)系。過盈配合中，軸由于受到孔的擠壓產(chǎn)生變形，直徑方向上變小，孔由于受到軸的擠壓產(chǎn)生變形，直徑方向上變大。軸直徑方向上變小的量與孔直徑方向上變大的量之和，即為過盈量δe：

δe=ea+ei

(2)

式中：ea為孔直徑變化量；ei為軸直徑變化量。

軸與孔的直徑變化量與過盈配合的結(jié)合壓力有關(guān)，分別為：

(3)

(4)

式中：Ea為孔的彈性模量；Ca為孔相關(guān)系數(shù)；Ei為軸的彈性模量；Ci為軸相關(guān)系數(shù)。

相關(guān)系數(shù)的大小由軸、孔尺寸及相關(guān)特性參數(shù)決定：

(5)

(6)

式中：qa為孔內(nèi)徑與外徑比值；qi為軸內(nèi)徑與外徑比值；υa為孔材料的泊松比；υi為軸材料的泊松比。

經(jīng)過計(jì)算可得如下公式：

(7)

(8)

式中：da為孔所在件外徑；di為軸所在件內(nèi)徑。

df與lf呈線性關(guān)系，因此df可用lf表示；da與lf呈線性關(guān)系，因此da可用lf表示；di前段為定值，中段與lf呈線性關(guān)系，后段為0，因此di可用lf表示。

M=δef(lf)lf

(9)

以上關(guān)系均在將圓錐無限均分后取圓錐面其中一段視作圓柱面得出的，所傳遞轉(zhuǎn)矩為此圓柱所傳遞的轉(zhuǎn)矩，整個(gè)配合面所傳遞的轉(zhuǎn)矩為：

(10)

M=kδe

(11)

由此可知，聯(lián)軸器壓裝過程中，轉(zhuǎn)矩與過盈量呈線性正比關(guān)系。

由于聯(lián)軸器裝配面為錐面，錐度為1∶30，所以壓裝深度A為：

A=30δe

(12)

得：

(13)

通過以上理論計(jì)算可知，聯(lián)軸器的壓裝深度大于2.39mm時(shí)，在啟動(dòng)扭矩3 170N·m下聯(lián)軸器不會(huì)發(fā)生滑移。

3.2 聯(lián)軸器壓入深度的有限元計(jì)算

為進(jìn)一步驗(yàn)證理論計(jì)算的正確性，采用有限元軟件仿真分析。采用實(shí)體單元建立半個(gè)聯(lián)軸器的有限元模型，如圖7、圖8所示。牽引電機(jī)輸出軸頭、襯套、聯(lián)軸器之間通過接觸單元模擬過盈配合關(guān)系，施加列車運(yùn)動(dòng)中產(chǎn)生的加速度載荷[4]，壓裝深度設(shè)置為2.39mm。

圖7 聯(lián)軸器分析模型

結(jié)果表明，在聯(lián)軸器壓裝深度為2.39mm時(shí)，可以承受的最大扭矩為3 629N·m，由此驗(yàn)證了聯(lián)軸器壓裝深度大于2.39mm時(shí)，在啟動(dòng)扭矩3 170N·m下聯(lián)軸器不會(huì)發(fā)生滑移。如圖9、圖10所示。

圖8 牽引電機(jī)輸出軸頭與聯(lián)軸器的有限元模型

圖9 聯(lián)軸器壓裝深度為2.39mm時(shí)有限元分析結(jié)果圖

圖10 聯(lián)軸器壓裝深度為2.39mm時(shí)可承受的扭矩圖

4 聯(lián)軸器壓裝的工藝方案優(yōu)化

在實(shí)際加工中，考慮到電機(jī)軸裝配面與聯(lián)軸器無法達(dá)到100%接觸，按照直接接觸面積85%計(jì)算，要求壓裝深度需大于2.8mm。目前退卸的聯(lián)軸器壓裝深度均在4mm以上，完全滿足列車安全運(yùn)行的要求，不產(chǎn)生滑動(dòng)現(xiàn)象。

以此為理論依據(jù)，對聯(lián)軸器的壓裝工藝方案進(jìn)行以下優(yōu)化。

1)聯(lián)軸器在退卸過程中，控制膨脹泵壓力小于250MPa，以減少襯套形變，退卸過程如圖11所示。

圖11 聯(lián)軸器退卸

2)聯(lián)軸器壓裝前，進(jìn)行襯套內(nèi)徑尺寸粗篩，保證壓裝接觸面積不小于85%，如圖12所示。

圖12 軸頭及聯(lián)軸器的檢查

3)退卸聯(lián)軸器時(shí)記錄牽引電機(jī)與聯(lián)軸器的對應(yīng)關(guān)系，如圖13所示,檢修后保證二者按原對應(yīng)關(guān)系進(jìn)行組裝。

圖13 退卸下的聯(lián)軸器

4)退卸后的聯(lián)軸器執(zhí)行壓裝深度大于4mm的標(biāo)準(zhǔn)，可完全滿足列車正常運(yùn)行的要求，同時(shí)保證輸出轉(zhuǎn)矩在超過最大啟動(dòng)轉(zhuǎn)矩時(shí)，不產(chǎn)生滑動(dòng)現(xiàn)象，如圖14所示。

5)粗篩無法保證接觸面積大于85%的襯套，進(jìn)行新襯套的更換，同時(shí)按照新聯(lián)軸器的壓裝尺寸進(jìn)行壓裝。

5 結(jié)束語

本文針對CRH380BL動(dòng)車組電機(jī)側(cè)聯(lián)軸器壓裝過盈配合超尺寸的問題，經(jīng)過唐車公司各部門共同努力，完成了理論計(jì)算、有限元分析、壓裝試驗(yàn)、運(yùn)行跟蹤等工作，優(yōu)化了CRH380BL動(dòng)車組牽引電機(jī)端聯(lián)軸器檢修的壓裝工藝，最終通過鐵路總公司、鐵路局、驗(yàn)收室的評定，正式寫入《和諧3C、380BL型動(dòng)車組三級(jí)檢修規(guī)程》中，成果得以完全固化。

圖14 聯(lián)軸器壓裝

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