基于小滚轮高频激励的高速列车齿轮箱箱体振动试验

为探究高速列车齿轮箱箱体振动特性和疲劳损伤, 应用小滚轮高频激励台架试验, 将滚轮表面加工成径跳量幅值为0.05 mm的13阶多边形, 可等效成20阶车轮多边形, 研究了某型齿轮箱箱体在不同垂向载荷与速度工况下的振动特性; 通过雨流计数法及Miner线性损伤法则, 分析了齿轮箱箱体单位时间应力累计损伤。研究结果表明: 受齿轮箱箱体共振影响, 不同垂向载荷与速度工况下, 高速列车运行速度为200 km·h^-1时, 齿轮箱箱体各测点的垂、横向加速度均方根值均为最小; 当垂向载荷为23 t时, 大部分测点的垂、横向加速度均方根值均为最大; 齿轮箱箱体存在573 Hz的局部固有频率被激发共振, 其原因是试验速度为100 km·h^-1时试验台发生共振, 以及试验速度为300 km·h^-1时, 受到20阶多边形车轮转频约580 Hz的主频激扰; 车轮初始速度从0加速到200 km·h^-1及从300 km·h^-1减速至0的速度等级之间时, 齿轮箱箱体各测点的单位时间应力累计损伤波动较大, 其余速度等级段各测点的单位时间应力累计损伤波动很小; 单位时间应力损伤最大值出现在大齿轮箱齿面观察孔, 为3.72×10^-10, 损伤最小值位于小齿轮箱轴承正上方, 仅为8.29×10^-18。可见, 箱体共振、试验台减速运行、速度等级对齿轮箱箱体振动加速度影响较大; 非共振、试验台不减速运行、相同速度等级下, 垂向载荷对单位时间应力累计损伤影响甚微。     

牵引电机悬挂参数对高速列车牵引传动部件振动特性的影响

基于车辆系统动力学理论建立包括柔性齿轮箱体与柔性轮对在内的刚柔耦合动力学模型，应用直接转矩控制理论建立了牵引电机控制模型，利用Simpack与Simulink联合仿真平台建立了机电耦合模型；考虑轮轨激励、车辆结构振动与谐波转矩等因素耦合作用，通过机电联合仿真对牵引传动部件振动特性进行了频谱分析，对牵引电机悬挂节点径向刚度、轴向刚度及阻尼在不同量级区间内的取值进行了研究。分析结果表明：在牵引电机谐波转矩和车轮多边形作用下，高速列车牵引传动部件出现较为明显的高频振动，牵引电机悬挂节点径向刚度为20～30 MN·m^-1时，牵引电机垂向振动达到极小值，齿轮箱体与牵引电机在6倍基波频率及车轮转频处振动加速度较小，且径向刚度较小时车辆安全性指标较优；牵引电机悬挂节点轴向刚度为4～6 MN·m^-1时，齿轮箱体与牵引电机受电机谐波转矩及车轮多边形高频激励的影响较小；牵引电机悬挂节点阻尼为0.1～40.0 kN·s·m^-1时，转向架部件振动有效值较小，阻尼的变化对车辆动力学指标的影响甚微，且车辆安全性及平稳性指标较优。     

高速列车齿轮箱箱体动应力影响规律

通过线路测试研究了列车运行速度、线路条件与车轮镟修对齿轮箱箱体动应力的影响规律, 结合轴箱振动加速度分析了箱体动应力的变化规律。研究结果表明: 齿轮箱箱体动应力与轴箱垂向加速度的幅值谱基本一致, 主频均为570 Hz, 反映了箱体动应力水平与轮轨相互作用产生的高频激励密切相关; 列车运行速度由200 km·h^-1增大到300 km·h^-1时, 齿轮箱箱体的应力幅值呈现增大趋势, 尤其在箱体开裂的齿面检查孔位置, 其等效应力由5.56 MPa增大至16.67 MPa, 增大约2倍; 轨道磨耗造成的不平顺对列车轴箱和齿轮箱箱体的振动具有较大的影响, 列车由磨耗线路运营至打磨线路时, 轴箱高频阶段振动幅值水平明显降低, 箱体关键点的等效应力由16.26 MPa减小到10.16 MPa, 减小38%;车轮高阶多边形在列车高速运行时(300 km·h^-1) 产生的高频(550~650 Hz) 激扰造成箱体高频振动和动应力、等效应力大幅提升, 箱体关键点的等效应力在镟轮前后由17.45 MPa减小到8.56 MPa, 减小51%。可见, 轨道打磨与车轮镟修均改善了齿轮箱箱体的受力状态, 因此, 选择合理的轨道打磨和轮对镟修周期可有效延长齿轮箱箱体的疲劳寿命。     

基于台架仿真模型的高速列车齿轮箱轴承动载荷获取方法

为获取高速列车齿轮箱轴承在服役振动环境下的动载荷，由动力学软件SIMPACK建立了某型高速列车齿轮箱台架仿真模型；基于谱修正的多点相干随机振动控制算法，通过虚拟激振器施加纵向、横向、垂向的轴箱实测加速度功率谱，再现了齿轮箱受到的多点相干线路激励；通过台架仿真模型获取了齿轮箱输入轴电机侧圆柱滚子轴承在服役振动环境下的轴承径向载荷、轴承中心轨迹和滚子与外圈滚道接触载荷。研究结果表明:通过谱修正控制算法，在优化速度指数为0.3，进行10次迭代后，轴箱的仿真与实测加速度功率谱相对误差趋于稳定，最大相对误差小于10%；不同的电机输入扭矩下，有无线路激励齿轮箱轴承动载荷表明，电机输入扭矩决定了齿轮箱轴承动载荷均值，而线路激励是齿轮箱轴承动载荷波动的主要原因；频谱分析显示，线路激励增大了轴承径向载荷在中低频带与齿轮啮合频率处的能量；同时线路激励增大了滚子与外圈滚道接触载荷，但是接触载荷的接触区和均值无明显变化；当无线路激励时，轴承中心轨迹沿齿轮的压力角振动，与垂直轴夹角为26°；线路激励使轴承中心轨迹波动范围更大、更随机，在方向上没有明显特征。可见，电机输入扭矩和线路激励是高速列车齿轮箱轴承动载荷的主要来源，台架仿真模型可为高速列车齿轮箱轴承动响应评估和载荷谱建立提供有价值的参考。      

基于ADAMS的动车组齿轮箱断齿故障特征研究

以国内某型号动车组齿轮箱为研究对象,主要研究齿轮断齿时箱体的振动信号特征。综合运用SolidWorks、ANSYS和ADAMS等软件建立齿轮箱的刚柔耦合动力学模型,然后建立正常齿轮和断齿齿轮模型,最后导入到齿轮箱模型中进行仿真,得到正常和断齿齿轮的箱体振动信号。与正常齿轮箱体振动信号对比发现,齿轮断齿故障的振动信号幅值会增大,同时伴有冲击和调制现象,冲击信号出现次数与小齿轮转频接近,在小齿轮转频的高倍频率、齿轮的啮合频率及其倍频附近会出现宽且高的调制边频带,细化谱中调制现象更为明显,解调谱中在小齿轮转频及其高倍频率附近会出现峰值。以上研究方法与内容,能够为动车组齿轮箱的状态监测和故障预判提供参考。     

高速列车过桥诱发地面振动特性研究

为研究高速列车过桥引起的环境振动问题,以沪昆客运专线某铁路桥梁为工程背景,采用现场实测和有限元法获取地面振动特性。将计算值与实测值对比分析,结果表明：高速列车过桥引起的地面横向振动加速度稍大于垂向振动加速度,频谱曲线的主峰频率点可视为周期载荷诱发的共振频率;横垂向卓越频率分布区间为10～80 Hz,频带内各单频加速度幅值随距离增加呈波动衰减趋势;当不同频率的振动波波峰相遇时,相遇点的振动叠加出现放大现象;横垂向加速度最大振级对应的频带为25～63 Hz,大部分出现在31.5 Hz;实测值和计算值在幅值大小及变化趋势吻合较好,加速度Z振级最大误差为1.4 dB。可见,有限元模型满足精度要求,证明该方法能够有效预测环境振动响应。     

高速列车齿轮箱应力响应与疲劳损伤评估

进行了高速列车线路试验, 研究了GPS信号与齿轮箱结构的受力特点, 获取了扭矩载荷和振动载荷作用下齿轮箱的应力时间历程曲线, 分析了在扭矩载荷、振动载荷作用下齿轮箱的应力响应特性, 并编制了应力谱, 利用疲劳损伤影响参数来反映扭矩载荷和振动载荷对齿轮箱疲劳损伤的影响程度。研究结果表明: 在扭矩载荷作用下, 列车牵引与制动的交替变化会使齿轮箱产生较大的应力响应, 最大应力幅值为25.80MPa; 在制动工况下, 齿轮箱应力呈阶梯形变化; 列车低速运行时齿轮箱吊杆座端部的高应力幅值频次大于高速阶段, 结构疲劳损伤影响参数由0.20减小到0.08, 减小了60.0%。在振动载荷作用下, 列车运行速度由350km·h^-1减小到200km·h^-1时, 齿轮箱吊杆座端部的应力响应强度由2.08MPa减小到0.97MPa, 降低了53.4%;在同一速度等级下, 列车头部齿轮箱的应力幅值低于列车尾部; 列车由牵引状态转变为惰性运行时, 齿轮箱的应力响应强度由3.4MPa减小到1.0MPa, 降低了70.6%;列车由低速运行转为高速运行时, 齿轮箱端部疲劳损伤影响参数由0.009增大到0.260, 增大了27.9倍。     

高速列车齿轮箱疲劳可靠性及故障诊断研究现状

随着高速列车速度不断提高牵引齿轮箱服役环境越发复杂,齿轮箱服役性能也面临更大的考验.基于齿轮箱内、外及耦合激励对其振动响应的影响,国内外学者对高速列车齿轮箱的振动特性和故障诊断做了大量的研究;针对已有的研究成果,主要从齿轮箱强度、可靠性及寿命、箱体故障诊断及监测方面归纳总结,详细阐述了高速列车齿轮箱振动特性分析及故障诊...     

高速列车架悬式驱动装置振动特性分析

为掌握高速列车架悬式驱动装置振动特性,基于Adams/Rail建立了高速列车动车仿真模型,根据修改后的德国高速轨道谱生成了仿真模型轨道不平顺空间域波形作为轨道不平顺输入激励,据此进行不同车速下直线、曲线运行时的动力学仿真,仿真结果表明:高速列车架悬式驱动装置振动响应为非平稳随机信号,轨道状况以及车辆行驶速度对其影响很大。同时齿轮箱及牵引电机的振动主要体现在横摆、沉浮、侧滚及点头运动,当通过弯道时,两部件沉浮及侧滚振动位移存在较大均值,同时齿轮箱相对构架存在较大的摇头转角均值,且各向振动幅值基本与直线行驶时的振动幅值基本相同。     

负载波动激扰的机车牵引齿轮振动特性

针对负载波动激扰的机车牵引齿轮振动问题, 建立了机车牵引齿轮的动力学方程, 利用平均法得到了齿轮振动频率与振幅, 分析了振幅变化趋势与参数变化对齿轮振动稳定后振幅的影响规律, 并进行了仿真试验。分析结果表明: 负载力矩是振动速度的函数; 振动频率为一个定值, 当蠕滑速度分别为0.8、0.2m·s^-1时, 齿轮的振动频率均为335.0 Hz, 非常接近理论值334.8 Hz; 根据不同的情况, 振幅逐渐减小至0或逐渐增大至一个稳定的值; 当蠕滑速度为0.8m·s^-1时, 齿轮振动稳定后的振幅随着齿轮啮合刚度和啮合阻尼的增大而减小, 随着小齿轮上的等效转动惯量和机车轴重的增大而增大, 因此, 增大齿轮啮合刚度和啮合阻尼、减小小齿轮上的等效转动惯量和机车轴重有助于降低齿轮的振幅。     

桥上列车高速运行引起的地面振动试验研究

为了研究高速铁路高架段车致地面振动的传播和衰减规律,以津秦客专线32m简支梁桥区段为工程背景,实测高速列车以速度250~385km/h通过时的三向地面振动响应,并对实测数据进行时域和频域分析。研究结果表明:近场测点的加速度时程呈现出明显的列车周期性加载现象,轴距及前后车相邻转向架间距的激励频率起主要作用;地面各测点在顺桥向、横桥向和垂向3个方向上的振动优势频率范围为25~80Hz;随着距离的增加,垂向地面振动在优势频段显著衰减,而顺桥向和横桥向地面振动在1~80Hz频段内均明显衰减;各测点在各测试车速下,垂向地面振动比顺桥向和横桥向大,而同一测点在顺桥向和横桥向的地面振动加速度级最多相差2dB;顺桥向和横桥向地面振动在距振源约30m处出现放大现象;车速为250~320km/h时,近场总体振动加速度级随车速增加而增大约6dB,但车速为330~385km/h时的各测点总体振动加速度级相差不超过2dB。      

高速列车轴箱弹簧载荷特性与疲劳损伤

以某型高速列车轴箱弹簧为研究对象, 通过载荷标定方法制作了弹簧载荷测试传感器, 安装于动力转向架, 通过在线路测试得到了轴箱弹簧载荷时间历程; 结合车载陀螺仪信号, 分析了启动牵引、制动停车、高低速直线、进出坡道、曲线通过等典型工况下的轴箱弹簧载荷特性; 根据轴箱弹簧载荷的变化特点, 将测试载荷分解为趋势载荷和动态载荷, 并在统计基础上给出轴箱弹簧一定运用里程下的载荷谱, 确定了载荷幅值与载荷作用频次的对应关系, 根据损伤一致性准则, 分析了载荷谱各级载荷造成的损伤比重与轴箱弹簧疲劳损伤随列车运行速度增大的变化规律。分析结果表明: 轴箱弹簧载荷与应变呈线性关系, 其传递系数为9.45×10^-5 kN^-1; 与非动力侧轴箱弹簧相比, 动力侧轴箱弹簧载荷幅值变化受电机扭矩载荷的影响较大, 在列车启动阶段, 电机输出扭矩达到最大值, 动力侧与非动力侧轴箱弹簧的载荷分别为-7.42、1.26 kN; 列车速度由240 km·h^-1增大至350 km·h^-1时, 轴箱弹簧趋势载荷由-0.6 kN变化至-2.0 kN, 最大动态载荷由1.53 kN增大至1.86 kN, 增大了22%;动力侧轴箱弹簧在列车低速、高速运行时所产生的疲劳损伤比重分别为0.79、0.75;列车运行速度提高会使轴箱弹簧高幅值载荷产生的疲劳损伤比重略有降低, 这与非动力侧疲劳损伤比重分布特点相吻合; 动力侧和非动力侧轴箱弹簧疲劳损伤随着列车运行速度增大均呈现出先减小后增大的变化趋势, 在列车速度为300 km·h^-1附近时达到最小疲劳损伤, 动力侧与非动力侧轴箱弹簧的疲劳损伤分别为0.110、0.004。     

高速列车齿轮传动系统谐振分析

利用有限元方法得到高速列车齿轮传动系统时变啮合刚度, 利用傅里叶级数模拟啮合刚度和传动误差, 用多项式拟合齿侧间隙, 建立考虑时变啮合刚度、传动误差与齿侧间隙等多种非线性因素的高速列车斜齿轮传动系统弯扭耦合动力学模型。结合非线性多尺度法, 推导了高速列车齿轮传动系统谐波共振频率因子, 利用数值积分法对齿轮传动系统动力学方程进行求解, 得到了齿轮传动系统的频率响应曲线, 分析了静态载荷、动态载荷与阻尼对系统谐振响应的影响。分析结果表明: 齿轮传动系统中存在多种谐振频率因子, 超谐共振会发生跳跃现象, 谐波振动会引发系统倍频振动。当相对激励频率低于1.00时, 系统波动剧烈。在列车实际运营中应制定合理的运营速度, 以避免谐振的发生。     

齿轨铁路导入装置动力学特性

利用大型有限元商业软件ABAQUS建立了车辆-齿轨铁路导入装置耦合动力学有限元模型;仿真了齿轨车辆通过齿轨铁路导入装置的过程,分析了车辆与齿轨铁路导入装置的动态相互作用;考虑不同参数的影响,研究了齿轨铁路导入装置振动响应、结构应力、动态接触力等动态特性响应规律.研究结果表明:随着支撑弹簧预紧力的增大,齿轮转速能更快达到...