CN111353200A - 机车电机轴承动力学仿真分析平台、装置与方法 - Google Patents

Abstract

本发明涉及机车电机轴承分析领域，具体涉及一种机车电机轴承动力学仿真分析平台、装置与方法。该仿真分析平台中包括机车单元、转子单元、电机单元、轨道系统单元和轮对单元；转子单元与电机单元的壳体通过轴承单元相连,转子单元用于输出牵引力矩给轮对单元，轮对单元用于在牵引力矩作用下相对于轨道系统单元移动，从而带动机车单元移动；在仿真分析平台中，轴承单元包括内圈单元、外圈单元、滚动体单元和保持架单元，通过弹性单元表示内圈单元、外圈单元和/或保持架单元与滚动体单元之间的相互作用。仿真分析装置可用于运行上述的分析平台，仿真分析方法基础上述的分析装置。

Description

机车电机轴承动力学仿真分析平台、装置与方法

技术领域

本发明涉及机车电机轴承分析领域，特别是一种机车电机轴承动力学仿真分析平台、装置与方法。

背景技术

轴承是旋转机械系统中的关键零部件，其主要作用是支持机械旋转体，减小运动过程中的摩擦效应，因而被广泛应用于各类旋转机械系统中。随着我国铁路运输逐渐向高速化、重载化方向发展，对于牵引电机轴承等基础零部件的稳定性和可靠性提出了更高的要求。铁路机车机械动力及传动系统一般由牵引电机、齿轮箱、轮对等组成，铁路车辆高速化与重载化发展必然导致更加剧烈的轮轨激扰，进而影响动力及传动系统关键旋转部件的动力学性能与服役可靠性，其中牵引电机轴承的动力学性能直接决定列车动力能否正常传递，其动力学性能劣化，甚至发生故障与失效将严重影响整个列车的运行稳定性、可靠性及安全性。反之，由于铁路运输的特点，在轮轨相互作用、齿轮时变啮合力、牵引电机转矩波动等外部和内部复杂激励作用下，铁路机车系统将产生十分复杂的振动响应，引起较大的动载荷，使得牵引电机轴承等关键零部件的工作环境非常恶劣，极易引起或者加速其故障或失效。因此，对铁路机车牵引电机轴承动力学问题的相关研究具有极大的理论意义和工程实用价值。

然而，现有技术中，对机车进行仿真分析时，通常采用将电机轴承固定加载外部载荷的方法，忽略了机车系统在内外激励下整车振动环境的影响，无法真实反映出电机轴承的运行状态。

发明内容

本发明的目的在于：针对现有技术存在的问题，提供一种机车电机轴承动力学仿真分析平台、装置与方法。

为了实现上述目的，本发明采用的技术方案为：

一方面，本发明提供了一种机车电机轴承动力学仿真分析平台，包括机车单元、转子单元、电机单元、轨道系统单元和轮对单元；所述转子单元与所述电机单元的壳体通过轴承单元相连,所述转子单元用于输出牵引力矩给所述轮对单元，所述轮对单元用于在牵引力矩作用下相对于所述轨道系统单元移动，从而带动所述机车单元移动；在所述仿真分析平台中，所述轴承单元包括内圈单元、外圈单元、滚动体单元和保持架单元，通过弹性单元表示所述内圈单元、所述外圈单元和/或所述保持架单元与所述滚动体单元之间的相互作用。

在本发明提供的上述轴承动力学仿真分析平台中，通过细化轴承的结构，并通过弹性单元表示内圈单元与滚动体单元、外圈单元与滚动体单元和/或保持架单元与滚动体单元之间的相互作用，从而能够反映轮轨激扰、牵引电机输出力矩波动、齿轮传动时变啮合参数激励等复杂激扰下所产生的振动环境对电机轴承的影响，能够更加精准地反映机车牵引电机轴承的动力学特性，为机车牵引电机轴承的结构参数设计、选型以及故障诊断等提供理论方法。

进一步的，本发明提供的上述仿真分析平台中的机车单元、转子单元、电机单元、轨道系统单元和轮对单元是通过计算机建立的数值模型。

作为本发明的优选方案，通过弹性单元一表示所述内圈单元与所述滚动体单元之间的相互作用，通过弹性单元二表示所述外圈单元与所述滚动体单元之间的相互作用，通过弹性单元三表示所述保持架单元与所述滚动体单元之间的相互作用。内圈单元、外圈单元和保持架单元与滚动体单元之间的弹性单元各不相同，从而能够设定不同的弹性单元刚度，有助于实现更加精确的建模。

作为本发明的优选方案，所述滚动体单元与内圈单元、外圈单元的弹性压缩变形计算公式分别为：

δ_ouj＝[r_j]₊

其中，r_in为内圈单元在滚动体方向的径向位移，r为滚动体单元的径向位移，e为轴承间隙，“+”表示压缩变形恒大于等于零，当弹性压缩变形计算结果为负时取值为0，δ_ouj表示外圈单元的弹性压缩变形，δ_inj表示内圈单元的弹性压缩变形，下标j为滚动体编号；

滚动体单元与内圈单元、外圈单元的摩擦力的计算公式为：

其中，μ为摩擦系数，ΔV_in为滚动体单元与内圈单元的相对滑移速度，ΔV_ou为滚动体单元与外圈单元的相对滑移速度，N_in为滚动体单元与内圈单元的接触力，N_ou为滚动体单元与外圈单元的接触力；

滚动体单元与保持架单元的弹性接触力计算公式：

其中，N_cf表示滚动体单元与前端保持架单元的接触力，N_cb表示滚动体单元与后端保持架单元的接触力，ψ_r表示滚动体单元的公转角度，ψ_c表示保持架单元的公转角度，R_m为轴承节圆半径，下标j为滚动体单元编号，K_rc为滚动体单元与保持架单元间的接触刚度。

作为本发明的优选方案，所述机车单元包括车体单元和构架单元，所述机车单元的一系悬挂和二系悬挂均为弹簧-阻尼单元。

作为本发明的优选方案，所述车体单元、构架单元、转子单元、电机单元和轮对单元均为刚体。

作为本发明的优选方案，所述轨道系统单元包括轨道单元、轨枕单元和道砟单元，所述轨道单元与所述轨枕单元之间通过弹簧-阻尼单元相连，所述轨枕单元与所述道砟单元之间通过弹簧-阻尼单元相连。

作为本发明的优选方案，所述轮轨垂向接触力的表达式为：

其中，G为轮轨接触常数；δZ(t)为轮轨间的弹性压缩量，P(t)为轮轨垂向接触力；

蠕滑力计算公式：

F_creep＝P(t)·μ

其中，μ是轮轨接触界面的黏着系数，F_creep为蠕滑力。

作为本发明的优选方案，还包括齿轮单元，齿轮单元用于将电机单元输出的扭矩传递给轮对，齿轮啮合力的计算公式为：

其中，K_mf，C_mf分别表示齿轮啮合刚度和阻尼，δ表示齿轮传动误差，

表示齿轮传动误差关于时间的导数；

δ的计算公式为：

δ_i＝-R_pθ_pi-R_gθ_gi+(-1)ⁱ(Z_mai-Z_wi)cosα₀-(-1)ⁱ(X_mai-X_wi)sinα₀-b₀-e_i

其中，R表示齿轮单元的基圆半径，θ表示齿轮单元的角位移，p表示小齿轮单元，g表示与小齿轮单元相啮合的大齿轮单元；e表示制造和装配误差；b₀表示齿轮间隙；i表示第i位电机单元，Z_ma表示电机单元转轴的垂向位移，Z_ma表示电机单元转轴的纵向位移；X_ma表示轮对单元的垂向位移，X_w表示轮对单元的纵向位移。

另一方面，本发明还提供了一种基于车辆轨道耦合的机车电机轴承动力学仿真分析装置，包括处理器，以及与所述处理器通信连接的存储器；所述存储器存储有上述的仿真分析平台；所述存储器还存储有可被所述处理器执行的指令，以运行所述仿真分析平台。

另一方面，本发明还提供了一种基于车辆轨道耦合的机车电机轴承动力学仿真分析方法，基于上述的仿真分析装置，包括以下步骤：在所述仿真分析平台中输入电机轴承参数及齿轮传动系统参数，设定机车速度、牵引力矩和仿真时间，运行所述仿真分析平台，对车辆上的至少一个部件的受力特性进行分析。

综上所述，由于采用了上述技术方案，本发明的有益效果是：

在本发明提供的上述轴承动力学仿真分析平台中，通过细化轴承的结构，并通过弹性单元表示内圈与滚动体、外圈与滚动体和/或保持架与滚动体之间的相互作用，从而能够反映轮轨激扰、牵引电机输出力矩波动、齿轮传动时变啮合参数激励等复杂激扰下所产生的振动环境对电机轴承的影响，能够更加精准地反映机车牵引电机轴承的动力学特性，为机车牵引电机轴承的结构参数设计、选型以及故障诊断等提供理论方法。

附图说明

图1是本发明提供的轴承动力学仿真分析平台中的机车-轨道耦合动力学模型的示意图。

图2是本发明提供的轴承动力学仿真分析平台中的电机轴承动力学模型。

图3是本发明提供的轴承动力学仿真分析平台中的齿轮传动系统。

图4是通过本发明提供的分析实例得到的转向架垂向振动加速度。

图5是通过本发明提供的分析实例得到的电机垂向振动加速度。

图6是通过本发明提供的分析实例得到的转子垂向振动加速度。

图7是通过本发明提供的分析实例得到的滚动体与内、外圈接触力。

图8是通过本发明提供的分析实例得到的滚动体与保持架接触力。

图标：1-外圈单元；2-保持架单元；3-内圈单元；4-滚动体单元；5-电机轴承单元；6-转子单元；7-小齿轮单元；8-电机单元；9-轮对单元；10-大齿轮单元。

具体实施方式

下面结合附图，对本发明作详细的说明。

为了使本发明的目的、技术方案及优点更加清楚明白，以下结合附图及实施例，对本发明进行进一步详细说明。应当理解，此处所描述的具体实施例仅用以解释本发明，并不用于限定本发明。

实施例

本发明实施例提供了一种基于车辆轨道耦合的机车电机轴承动力学仿真分析平台，其包括机车单元、转子单元6、电机单元8、轨道系统单元和轮对单元9；所述转子单元6与所述电机单元8的壳体通过电机轴承单元5相连,所述转子单元6用于输出牵引力矩给所述轮对单元9，所述轮对单元9用于在牵引力矩作用下相对于所述轨道系统单元移动，从而带动所述机车单元移动；在所述仿真分析平台中，所述电机轴承单元5包括内圈单元3、外圈单元1、滚动体单元4和保持架单元2，通过弹性单元表示所述内圈单元3、所述外圈单元1和/或所述保持架单元2与所述滚动体单元4之间的相互作用。

请参阅图2，具体的，通过弹性单元一表示所述内圈单元3与所述滚动体单元4之间的相互作用，通过弹性单元二表示所述外圈单元1与所述滚动体单元4之间的相互作用，通过弹性单元三表示所述保持架单元2与所述滚动体单元4之间的相互作用。

在外部载荷的作用下，内圈单元3、外圈单元1与滚动体单元4间发生弹性变形并产生相应的接触力和摩擦力。滚动体单元4在摩擦力的作用下实现自转和公转。保持架单元2与内圈单元3、外圈单元1无直接作用，保持架单元2在滚动体单元4的推动下运动。

请参阅图1，进一步的，在该仿真分析平台中，机车单元包括车体单元和构架单元，机车单元的一系悬挂和二系悬挂均为弹簧-阻尼单元。

车体单元、构架单元、轮对单元9、电机单元8、转子单元6、齿轮箱单元分别通过刚体模型表示，即：将车体单元、构架单元、轮对单元9、电机单元8、转子单元6和齿轮箱单元视作不会发生变形的物体。车体单元、构架单元、轮对单元9、电机单元8、转子单元6和齿轮箱单元的质量M和转动惯量J集中于各个构件的质心，且通过悬挂系统传递相互作用。

将牵引连杆单元、电机单元8悬挂等效为弹簧-阻尼单元。电机单元8与转子单元6通过电机轴承单元5传递相互作用。转子单元6输出牵引力矩通过齿轮箱单元作用于轮对单元9，轮对单元9与轨道单元间的纵向蠕滑力驱动整个车辆系统的纵向运动。

轮轨接触部分采用经典的车轨耦合垂向动力学理论。采用Hertz非线性弹性接触理论计算轮轨垂向接触力，其表达式为：

其中，G为轮轨接触常数；δZ(t)为轮轨间的弹性压缩量，P(t)为轮轨垂向接触力。

蠕滑力计算公式：

F_creep＝P(t)·μ (2)

其中，μ是轮轨接触界面的黏着系数，F_creep为蠕滑力。

在该仿真平台中，滚动体单元4与内圈单元3、外圈单元1的弹性压缩变形计算公式分别为：

δ_ouj＝[r_j]₊ (4)

其中，r_in为内圈单元3在滚动体单元4方向的径向位移，r为滚动体单元4的径向位移，e为轴承间隙；

“+”表示压缩变形，其恒大于等于零，当弹性压缩变形计算结果为负时取值为0；

δ_ouj表示外圈单元1的弹性压缩变形，δ_inj表示内圈单元3的弹性压缩变形，下标j为滚动体单元1编号。

滚动体单元4与内圈单元3、外圈单元1摩擦力的计算公式为：

其中，μ为摩擦系数，ΔV_in/为滚动体单元4与内圈单元3的相对滑移速度，ΔV_ou为滚动体单元4与外圈单元1的相对滑移速度，N_in为滚动体单元4与内圈单元3的接触力，N_ou为滚动体单元4与外圈单元1的接触力。

滚动体单元4与保持架单元2的弹性接触力计算公式：

其中，N_cf表示滚动体单元4与前端保持架单元2的接触力，N_cb表示滚动体单元4与后端保持架单元2的接触力，ψ_r表示滚动体单元4的公转角度，ψ_c表示保持架单元2的公转角度，R_m为轴承单元的节圆半径，下标j为滚动体单元4编号，K_rc为滚动体单元4与保持架单元2间的接触刚度。

齿轮传动系统考虑了轴承系统内部振动的影响，同时反映出齿轮动态啮合力对牵引电机轴承5的影响。

请参阅图3，齿轮单元的啮合力的计算公式为：

其中，K_mf表示齿轮啮合刚度，C_mf表示齿轮阻尼，δ表示齿轮传动误差，

表示齿轮传动误差关于时间的导数；

δ的计算公式为

其中，R表示齿轮单元的基圆半径，θ表示齿轮单元的角位移，p表示小齿轮单元7，g表示大齿轮单元10；e表示制造和装配误差；b₀表示齿轮间隙；i表示第i位电机单元8，Z_ma表示电机单元8的转轴的垂向位移，X_ma表示电机单元8的转轴的纵向位移；X_ma表示轮对单元9的垂向位移，X_w表示轮对单元9的纵向位移。

图3中，LOA表示齿轮啮合线。

本发明中提供的基于车辆轨道耦合的机车电机轴承动力学仿真分析平台中，包含众多自由度和非线性因素，为提高计算效率并保证计算精度，采用显-隐式混合方法进行数值求解。对车辆-轨道耦合系统采用新型快速显式积分方法进行数值求解，而对轴承系统采用四阶龙格库塔法进行求解。

本发明实施例还提供了一种基于车辆轨道耦合的机车电机轴承5动力学仿真分析装置，其包括处理器，以及与所述处理器通信连接的存储器；存储器存储有上述的仿真分析平台，且存储器还存储有可被处理器执行的指令，指令被处理器执行，以使处理器能够运行上述的仿真分析平台。

本发明实施例还提供了一种基于车辆轨道耦合的机车电机轴承动力学仿真分析方法，其包括以下步骤：

在上述的仿真分析平台中输入电机轴承单元5的参数及齿轮箱单元(即齿轮传动系统)的参数，设定机车速度、牵引力矩和仿真时间，运行所述仿真分析平台，即可对车辆上的至少一个部件的受力特性进行分析。

以下通过一个实例对本发明的提供的上述基于车辆轨道耦合的机车电机轴承动力学仿真分析方法进行说明：

以某和谐型电力机车为例，本实例中牵引电机轴承单元5参数如表1所示：

表1.电机轴承单元5的参数

主要参数	参数值
		外滚道半径(m)	72.5×10<sup>-3</sup>
内滚道半径(m)	53.5×10<sup>-3</sup>
		节圆半径(m)	63.23×10<sup>-3</sup>
滚动体4半径(m)	9.5×10<sup>-3</sup>
		滚动体4个数	17
内圈3质量(kg)	0.86
		外圈1质量(kg)	1.25
滚动体4质量(kg)	0.062

本实例中齿轮传动系统的参数如下：

表2.齿轮传动系统主要参数

在建立的基于车辆轨道耦合的机车电机轴承动力学仿真分析平台中输入上述参数，同时输入机车速度80km/h，牵引力矩为100kN·m，仿真时间为6s。图4～图8为仿真分析结果。

如图4、图5、图6所示，本发明提供的动力学仿真分析方法能够准确地反映机车系统的动力学响应特性。其中，转子的垂向振动比之电机壳体更为剧烈，因其受到来自齿轮传动系统中动态啮合力的影响，此外电机轴承的内部自身激励也是不可忽视的重要原因。

如图7、图8所示，本发明提出的动力学分析方法可精确反映机车运行过程中轴承滚动体的受力情况，为电机轴承的设计、优化提供理论基础。在轮轨相互作用力的影响下，轴承工作状态显著恶化。滚动体与内、外圈的较高的冲击力严重影响了电机轴承的稳定行和使用寿命。静态设计指标或不能满足动态运行的需求。

由此可见，本发明提出的动力学分析方法可精确反映机车运行过程中在轮轨激扰、齿轮时变参数激励等复杂激扰下牵引电机轴承的滚动体、内圈及外圈的受力情况，为牵引电机轴承的设计、性能优化、以及故障振动特征研究提供理论基础。

以上所述仅为本发明的较佳实施例而已，并不用以限制本发明，凡在本发明的精神和原则之内所作的任何修改、等同替换和改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。

Claims (10)

1.机车电机轴承动力学仿真分析平台，其特征在于，包括机车单元、转子单元、电机单元、轨道系统单元和轮对单元；

所述转子单元与所述电机单元的壳体通过轴承单元相连,所述转子单元用于输出牵引力矩给所述轮对单元，所述轮对单元用于在牵引力矩作用下相对于所述轨道系统单元移动，从而带动所述机车单元移动；

在所述仿真分析平台中，所述轴承单元包括内圈单元、外圈单元、滚动体单元和保持架单元，通过弹性单元表示所述内圈单元、所述外圈单元和/或所述保持架单元与所述滚动体单元之间的相互作用。

2.根据权利要求1所述的机车电机轴承动力学仿真分析平台，其特征在于，通过弹性单元一表示所述内圈单元与所述滚动体单元之间的相互作用，通过弹性单元二表示所述外圈单元与所述滚动体单元之间的相互作用，通过弹性单元三表示所述保持架单元与所述滚动体单元之间的相互作用。

3.根据权利要求2所述的机车电机轴承动力学仿真分析平台，其特征在于，所述滚动体单元与内圈单元、外圈单元的弹性压缩变形计算公式分别为：

δ_ouj＝[r_j]₊

其中，r_in为内圈单元在滚动体单元方向的径向位移，r为滚动体单元的径向位移，e为轴承间隙；

“+”表示压缩变形，其恒大于等于零，当弹性压缩变形计算结果为负时取值为0；

δ_ouj表示外圈单元的弹性压缩变形，δ_inj表示内圈单元的弹性压缩变形，下标j为滚动体单元编号；

滚动体单元与内圈单元、外圈单元的摩擦力的计算公式为：

其中，μ为摩擦系数，ΔV_in为滚动体单元与内圈单元的相对滑移速度，ΔV_ou为滚动体单元与外圈单元的相对滑移速度，N_in为滚动体单元与内圈单元的接触力，N_ou为滚动体单元与外圈单元的接触力；

滚动体单元与保持架单元的弹性接触力计算公式：

其中，N_cf表示滚动体单元与前端保持架单元的接触力，N_cb表示滚动体单元与后端保持架单元的接触力，ψ_r表示滚动体单元的公转角度，ψ_c表示保持架单元的公转角度，R_m为轴承单元的节圆半径，下标j为滚动体单元编号，K_rc为滚动体单元与保持架单元间的接触刚度。

4.根据权利要求1所述的机车电机轴承动力学仿真分析平台，其特征在于，所述机车单元包括车体单元和构架单元，所述机车单元的一系悬挂和二系悬挂均为弹簧-阻尼单元。

5.根据权利要求4所述的机车电机轴承动力学仿真分析平台，其特征在于，所述车体单元、构架单元、转子单元、电机单元和轮对单元均为刚体。

6.根据权利要求1所述的机车电机轴承动力学仿真分析平台，其特征在于，所述轨道系统单元包括轨道单元、轨枕单元和道砟单元，所述轨道单元与所述轨枕单元之间通过弹簧-阻尼单元相连，所述轨枕单元与所述道砟单元之间通过弹簧-阻尼单元相连。

7.根据权利要求6所述的机车电机轴承动力学仿真分析平台，其特征在于，轮轨垂向接触力的表达式为：

其中，G为轮轨接触常数；δZ(t)为轮轨间的弹性压缩量，P(t)为轮轨垂向接触力；

蠕滑力计算公式：

F_creep＝P(t)·μ

其中，μ是轮轨接触界面的黏着系数，F_creep为蠕滑力。

8.根据权利要求7所述的机车电机轴承动力学仿真分析平台，其特征在于，还包括齿轮单元，齿轮单元用于将电机的扭矩传递给轮对，齿轮啮合力的计算公式为：

其中，K_mf表示齿轮啮合刚度，C_mf表示齿轮阻尼，δ表示齿轮传动误差，

表示齿轮传动误差关于时间的导数；

δ的计算公式为：

δ_i＝-R_pθ_pi-R_gθ_gi+(-1)ⁱ(Z_mai-Z_wi)cosα₀-(-1)ⁱ(X_mai-X_wi)sinα₀-b₀-e_i

其中，R表示齿轮单元的基圆半径，θ表示齿轮单元的角位移，p表示小齿轮单元，g表示与小齿轮单元相啮合的大齿轮单元；e表示制造和装配误差；b₀表示齿轮间隙；i表示第i位电机单元，Z_ma表示电机单元转轴的垂向位移，Z_ma表示电机单元转轴的纵向位移；X_ma表示轮对单元的垂向位移，X_w表示轮对单元的纵向位移。

9.机车电机轴承动力学仿真分析装置，其特征在于，包括处理器，以及与所述处理器通信连接的存储器；所述存储器存储有权利要求1-8中任意一项所述的仿真分析平台；所述存储器还存储有可被所述处理器执行的指令，指令被处理器执行，以运行所述仿真分析平台。

10.机车电机轴承动力学仿真分析方法，其特征在于，基于权利要求9所述的仿真分析装置，包括以下步骤：

在仿真分析平台中输入电机轴承参数及齿轮传动系统参数，设定机车速度、牵引力矩和仿真时间，运行所述仿真分析平台，对车辆上的至少一个部件的受力特性进行分析。

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