高速列车齿轮箱线路测试与异常振动分析

袁雨青， 李　强， 杨　光， 常程城

(北京交通大学 机械与电子控制工程学院， 北京 100044)



高速列车齿轮箱线路测试与异常振动分析

袁雨青， 李强， 杨光， 常程城

(北京交通大学 机械与电子控制工程学院， 北京 100044)

针对高速列车实际运用中大量发现齿轮箱裂纹情况，对其进行动应力和加速度线路实际测试，并根据测试数据，分析得到大小齿轮箱连接处底部是齿轮箱应力薄弱部位，且踏面磨耗状态对于齿轮箱动应力过大有直接关系。利用振动频谱分析方法分别对轴箱、齿轮箱低速端和齿轮箱高速端的数据进行分析，并对轴箱和齿轮箱加速度数据和关注测点的动应力数据进行相关性分析，结果表明：在车辆运行过程中，车轮20阶多边形导致的激励频率与齿轮箱固有频率接近,引起齿轮箱箱体发生共振，最终导致齿轮箱箱体振动剧烈。

齿轮箱；线路测试；频谱分析；异常振动

近年来，高速列车蓬勃发展，齿轮箱作为高速列车传递扭矩的关键零部件，是一个复杂的弹性机械系统，悬挂在动轴上，在车辆正常运行过程中直接承受钢轨对轮对的冲击，工作环境十分恶劣[1]。其安全稳定性直接影响动车组车辆的运行可靠性。在我国自2012年发生第1起齿轮箱裂纹故障以来，截至目前，某品牌齿轮箱累计发生裂纹故障达30余起，箱体裂纹成为高速列车齿轮箱最主要的失效形式。这些问题主要是由于齿轮箱疲劳和振动所引起，会给人们的生命安全带来严重威胁。

从19世纪初以来，很多国内外的学者专家都为了疲劳寿命的研究和发展做出了努力和贡献。Stefan Dietz等人通过轻量化设计的火车转向架的结构，提出了一种随机的动载结构疲劳寿命的预测法，该种方法基于结构在时域和频域的混合计算来预测结构的疲劳寿命[2-3]。缪龙秀、孙守光等对如何测试提速客车转向架的焊接结构的应力谱、如何确定疲劳关键部位以及如何编制应力谱等方面进行了系统性的研究[4]。董宏和王碧琴从齿轮的啮合力学模型入手，利用频谱分析方法对轧机的齿轮箱异常振动进行了故障的诊断，得到了齿轮箱异常振动的原因所在，并且发现这与实际情况是一致的[5]。以齿轮箱作为研究对象，进行齿轮箱动应力和加速度的线路实测，通过对动应力数据的处理分析确定应力薄弱位置，通过加速度的分析确定齿轮箱疲劳薄弱位置振动剧烈的原因。

1　齿轮箱线路试验

选择某型高速动车组进行齿轮箱的动应力和加速度测试试验。试验分为两组，第1次测试于1月在武广线进行，经过两个月正常运营，3月在京广线进行第2次测试，试验测试里程以及踏面磨耗状态如表1所示。

表1　测试线路和里程

动应力测点选取6个关键部位布置了4个单向应变片和2个应变花，如图1所示；加速度测点主要分布在轴箱、大齿轮电机侧(低速端)、小齿轮电机侧(高速端)和C型支架等位置上，方向包含垂向、横向和纵向加速度。

图1　齿轮箱动应力测点位置

2　动应力测试结果分析

采用Miner线性疲劳累计损伤法则和NASA针对变幅加载条件所推荐的S-N曲线形式计算等效应力幅值，得到不同工况试验条件下各个测点的等效应力幅值(安全运营公里数取1 200万)，结果如图2所示。

由图2可知，各个测点两次测试中的等效应力幅值变化规律相类似，其中测点5的等效应力幅值最大。对比分析工况可知，磨耗后踏面状态下各个测点的等效应力幅值较新轮状态下均有所增大。由图2评估判断，测点5位置有可能产生裂缝，需要重点关注。

图2　等效应力幅值变化趋势图

取测点5的数据进行分析，首先，在时域上对两次测试的结果进行比较，如图3所示。

图3　齿轮箱动应力时域图

通过对比可以得出：车轮新旋修踏面状态下，测点5的动应力主要在±6 MPa内波动；对于磨耗后踏面(即将进行旋修)车轮状态，测点5的动应力主要在±10 MPa内波动。磨耗后踏面的齿轮箱动应力大大高于新旋修踏面的齿轮箱动应力。

对测试数据进行FFT频谱分析，结果如图4所示，对于新旋修踏面车轮状态，测点的低频成分比较明显，在31，144 Hz左右能量较高；对于磨耗后踏面车轮状态，测点在586 Hz出现远远高于新旋修踏面车轮状态的能量。

与新旋修踏面车轮状态相比，磨耗后踏面车轮状态下齿轮箱动应力的最值和幅值均显著提高，且各测点动应力均在586 Hz存在较高能量，其能量值远远高于新旋修踏面车轮各阶频率的能量值，说明踏面磨耗状态对于齿轮箱动应力过大有直接原因。

3　齿轮箱异常振动分析

高速列车在运行过程中，齿轮箱处于一个复杂的动态环境里。齿轮箱除了受到自身齿轮啮合转动产生的振动外，还会受到来自于轮轨传递的振动、电机牵引传递的振动等，各频率见表2。

表2　不同速度下齿轮箱各部位频率

车轮非均匀磨损会造成车轮不圆，表现为车轮扁疤、车轮多边形化等。作用效果是在车轮和钢轨之间产生振动，经由车轴、轴承传递到齿轮箱上，而振动频率为车轮转动频率的倍数，由车轮多边形引起的振动频率为：

(1)

其中v是车速，单位km/h；Ni为车轮多边形的阶数；D为车轮滚动圆直径，单位mm。

将齿轮箱一端通过联轴器和电机联接，另一端通过车轴和试验台支撑座联接，进行模态测试。结果见表3。

表3　测试模态结果

3.1轴箱垂向加速度分析

高速列车车轮多边形产生的振动影响首先表现在轴箱的加速度上，因此，对轴箱加速度信号做HHT变换和FFT变换，结果如图4。

从结果中可以看出，轴箱垂向加速度在300 km/h时主频在586 Hz左右，通过HHT变换可知，586 Hz占有主要的能量位置， 350 Hz左右也有持续响应的趋势，但相对于586 Hz而言能量值较小。250 km/h时轴箱的频谱分布较为广泛，主要峰值集中在482 Hz，其次在350，970，582 Hz等位置都有响应，但速度300 km/h的主频能量值远大于速度250 km/h的峰值。

图4　齿轮箱动应力测试结果FFT变换

图5　300 km/h轴箱加速度HHT和FFT变换

图6　250 km/h轴箱加速度HHT和FFT变换

对300 km/h的轴箱垂向加速度信号进行带阻滤波处理，频率设置为570 Hz至590 Hz，其HHT和FFT变换如图7所示。

分析频谱可得，低频部分主要频率出现在30 Hz左右。对各自主频进行进一步放大，如图8，各频率峰值间隔为30 Hz，250 km/h速度下间隔24 Hz，与车轮的转动频率一致，可以推断车轮有故障。主频随速度变化，300 km/h时主频586 Hz和250 km/h时主频482 Hz分别是各自转动频率的20倍左右，说明车轮存在20阶多边形化现象。

3.2齿轮箱加速度分析

用同样的方法，对300 km/h速度下齿轮箱的加速度时域信号做FFT和HHT变换，如图9所示。

图9　加速度HHT和FFT变换

可以看出，齿轮箱加速度频率最大峰值出现在586 Hz，较高的频率也出现了2倍频1 167 Hz。在250 km/h的频谱分析中，600 Hz附近幅值也较大，由表3固有频率数据推测可能发生共振。

为证明在600 Hz附近齿轮箱发生共振，而不是由车轮振动频率传递而来，对齿轮箱测点和轴箱测点时域信号进行带通滤波处理，250 km/h频率为450～510 Hz, 300 km/h频率为540～600 Hz，时域对比如图10所示。

图10　加速度时域对比图

图11　加速度测点与动应力测点频域相关性

速度250 km/h时，车轮引起的振动有所衰减，从38%衰减到31%；速度300 km/h时，车轮引起的振动放大，从54%增加到66%。证实齿轮箱在600 Hz附近发生了共振。齿轮箱在600 Hz附近存在固有频率，车轮20阶多边形引起586 Hz的激扰与齿轮箱固有频率相接近，造成齿轮箱在车辆运行过程中出现共振现象，因此齿轮箱在正常运行时586 Hz及其倍频频率能量值较大，是齿轮箱箱体剧烈振动的主要原因。

轴箱、齿轮箱高速端和低速端加速度测点与动应力测点5在频域上进行相关性分析，分别将轴箱相关性与高速端相关性、低速端相关性进行比较，如图11所示。

无论是齿轮箱高速端还是低速端，在350 Hz左右的频率附近跟测点动应力的相关性都较小，都在0.15以下，而与轴箱加速度的相关性达到0.42，说明这个频段的振动主要来自轴箱；而在586 Hz及其倍频高速端、低速端的相关性均超过0.9，均高于轴箱测点的相关性，说明动应力在这个频段的振动主要来自齿轮箱。

4　结　论

1．根据对实测数据的分析，确定需重点关注的部位，踏面磨耗状态对于齿轮箱的动应力影响较大。

2．根据各位置加速度测点与轴箱加速度测点的异常振动频率分析，确定齿轮箱振动异常的主要原因是车轮多边形化现象的存在，车轮20阶多边形的激励频率与齿轮箱箱体的固有频率相接近，引起共振，从而导致齿轮箱振动程度过大；

3．根据动应力与加速度的相关性分析，确定动应力在586 Hz左右的频段源自齿轮箱箱体的共振。

[1]黄震威.动车组车轴齿轮箱的研制[J].内燃机车，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]缪龙秀，孙守光，吕澎民,等 .提速客车转向架焊接构架应力谱的试验研究[J].铁道车辆，1998,(12)：30-34.

[5]董宏，王碧琴 .轧机齿轮箱异常振动分析及故障诊断[J].中国设备工程,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