孫岳松, 宋濱,劉宏利,溫保崗

(1.瓦房店軸承集團(tuán)有限責(zé)任公司,遼寧 瓦房店 116300;2.大連工業(yè)大學(xué) 機(jī)械與自動化學(xué)院,遼寧 大連 116034)

隨鐵路運(yùn)輸事業(yè)的不斷發(fā)展，特別是鐵路實(shí)現(xiàn)5次大提速以來，對鐵路貨車在高速和復(fù)雜載荷工況下的壽命與可靠性有了更高的要求。軸承是大軸重鐵路貨車的關(guān)鍵零部件之一，其保持架與滾動體之間存在著摩擦和碰撞[1],工程實(shí)踐中保持架運(yùn)動會出現(xiàn)不良狀態(tài)，如質(zhì)心運(yùn)動軌跡不穩(wěn)定[2]，受力不均等，從而導(dǎo)致保持架斷裂，故有必要對大軸重鐵路貨車軸承保持架動力學(xué)特性進(jìn)行分析。

國內(nèi)外學(xué)者對保持架動力學(xué)特性做了大量研究，文獻(xiàn)[4]基于彈流潤滑邊界條件建立了球軸承平面運(yùn)動保持架模型，分析了軸承保持架摩擦和潤滑對保持架運(yùn)動的影響；文獻(xiàn)[5]建立了非對稱保持架平面分析的動力學(xué)模型，分析了保持架與滾動體之間摩擦對保持架運(yùn)動的影響；文獻(xiàn)[6]建立了球軸承動力學(xué)分析模型，分析了軸承零件的速度對慣性力的影響；文獻(xiàn)[7]基于ADMAS軟件平臺建立圓錐滾子軸承動力學(xué)模型，分析了不同轉(zhuǎn)速、軸向載荷下保持架的質(zhì)心運(yùn)動及渦動半徑的變化規(guī)律；文獻(xiàn)[8]建立了圓柱滾子軸承六自由度動力學(xué)模型(DBM)，分析了游隙、內(nèi)圈不對中、滾子尺寸差別等因素對圓柱滾子軸承保持架運(yùn)動穩(wěn)定性的影響；文獻(xiàn)[9]基于建立的滾動軸承動力學(xué)模型分析了軸承加速階段的軸向載荷與徑向載荷對保持架運(yùn)動的影響；文獻(xiàn)[10]分析了變轉(zhuǎn)速、變載荷等工況下角接觸球軸承保持架的運(yùn)動；文獻(xiàn)[11]基于ADMAS建立了柔性保持架球軸承擬動力學(xué)分析模型，分析了保持架動力學(xué)特性。

上述研究大多針對單列軸承，對鐵路貨車軸承用雙列圓錐滾子軸承保持架動力學(xué)特性的研究較少。鑒于此，基于ADAMS建立雙列圓錐滾子軸承動力學(xué)模型，分析聯(lián)合載荷工況下軸承保持架動力學(xué)特性，并進(jìn)一步分析轉(zhuǎn)速、徑向載荷對軸承保持架動力學(xué)特性的影響。

1 大軸重鐵路貨車軸承動力學(xué)模型

鐵路貨車用某型雙列圓錐滾子軸承如圖1所示，其中外圈一體，內(nèi)圈分左、右兩部分，中間采用隔套隔開。圖中：αi為內(nèi)圈滾道接觸角；αe為外圈滾道接觸角；αf為滾子大端面與擋邊接觸角；B為內(nèi)圈寬度；D為軸承外徑；d為軸承內(nèi)徑；Dpw為滾子組節(jié)圓直徑。軸承主要結(jié)構(gòu)參數(shù)見表1。

圖1 雙列圓錐滾子軸承結(jié)構(gòu)示意圖

表1 某型雙列圓錐滾子軸承主要結(jié)構(gòu)參數(shù)

軸承套圈材料為G20CrNi2MoA，滾子材料為GCr15，保持架材料為玻璃纖維強(qiáng)化聚酰胺66，材料參數(shù)見表2。

表2 軸承材料參數(shù)

在Pro/E中建立大軸重鐵路貨車軸承三維模型，將其導(dǎo)入ADAMS，如圖2所示。

圖2 大軸重鐵路貨車軸承三維模型

滾子與內(nèi)、外圈及保持架之間的接觸采用impact函數(shù)提供的非線性等效彈簧阻尼模型進(jìn)行接觸力的計算，碰撞力為

(1)

式中：q0為2個碰撞體的初始距離；q為2個碰撞體碰撞過程中的實(shí)際距離；dq/dt為2個物體間距離隨時間的變化率，即速度；K為接觸剛度；e為碰撞指數(shù)；cmax為最大阻尼系數(shù)，通常取接觸剛度的0.1%～1.0%；h為阻尼最大時滾子侵入內(nèi)、外圈滾道的深度。

基于Hertz接觸理論可得滾子與內(nèi)、外圈滾道的接觸剛度為

(2)

式中：nδ為與接觸主曲率差函數(shù)F(ρ)有關(guān)的系數(shù)；η為綜合彈性常數(shù)；∑ρ為接觸點(diǎn)的主曲率和函數(shù)。

接觸摩擦基于庫倫公式，摩擦因數(shù)由靜摩擦因數(shù)、動摩擦因數(shù)和指數(shù)衰減系數(shù)組成，并認(rèn)為μc與接觸表面相對速度Vrel有關(guān)，即

(3)

式中：μD為動摩擦因數(shù)；μS為靜摩擦因數(shù)；D′為指數(shù)衰減系數(shù)。

將滾子與內(nèi)、外圈及保持架之間的靜摩擦因數(shù)分別設(shè)為0.35，0.35 和0.20，動摩擦因數(shù)分別設(shè)為0.16，0.16和0.10。接觸剛度為6.3×106N/mm，零件之間碰撞指數(shù)為1.11，最大阻尼系數(shù)為630，刺入深度為0.01 mm。

大軸重鐵路貨車軸承外圈固定，內(nèi)圈旋轉(zhuǎn)并施加載荷，工況見表3，根據(jù)工況條件可計算得到軸承最高轉(zhuǎn)速約為720 r/min。

表3 軸承工況條件

2 保持架動力學(xué)特性分析

2.1 運(yùn)動分析

大軸重鐵路貨車軸承兩列保持架質(zhì)心位移如圖3所示。由圖可以看出：兩列保持架x方向(軸向)、y或z方向(徑向)運(yùn)動相差不大。

圖3 保持架位移

保持架轉(zhuǎn)動角速度如圖4所示，由圖可知：角速度ωc相差較大，第1列保持架轉(zhuǎn)速波動比第2列更劇烈，這是由于軸向載荷作用大，第2列滾子與內(nèi)、外圈接觸載荷較第1列更均勻，保持架轉(zhuǎn)動角速度波動較小。如圖5所示，兩列保持架質(zhì)心運(yùn)動軌跡差別不大，均呈無規(guī)則運(yùn)動。

圖4 保持架轉(zhuǎn)動角速度

圖5 保持架質(zhì)心運(yùn)動軌跡

2.2 接觸載荷

兩列保持架與滾子的接觸載荷如圖6所示，由圖可以看出：保持架軸向接觸載荷小于徑向，且兩列保持架與滾子的接觸載荷差別不大，保持架運(yùn)動(質(zhì)心運(yùn)動軌跡)也相差不大。

3 動力學(xué)特性影響因素分析

3.1 轉(zhuǎn)速

兩列保持架動力學(xué)特性差別不大，以其中一列保持架為研究對象，在轉(zhuǎn)速為480，960 r/min時保持架運(yùn)動與接觸載荷分別如圖7、圖8所示。由圖可以看出：隨轉(zhuǎn)速增大，保持架軸向運(yùn)動、徑向運(yùn)動、轉(zhuǎn)速波動幅值逐漸增大，且保持架接觸載荷逐漸增大。

圖7 不同轉(zhuǎn)速下保持架的運(yùn)動

圖8 不同轉(zhuǎn)速下保持架與滾子的接觸載荷

3.2 徑向載荷

徑向載荷為100，150 kN時保持架運(yùn)動與接觸載荷分別如圖9、圖10所示。由圖可以看出：隨徑向載荷增大，保持架軸向運(yùn)動、徑向運(yùn)動、轉(zhuǎn)速幅值及接觸載荷均無明顯變化，說明徑向載荷對保持架動力學(xué)特性無明顯影響。

圖9 不同徑向載荷下保持架的運(yùn)動

圖10 不同徑向載荷下保持架與滾子的接觸載荷

4 結(jié)論

建立大軸重鐵路貨車軸承動力學(xué)分析模型，分析了不同轉(zhuǎn)速、徑向載荷下保持架的動力學(xué)特性，得出如下結(jié)論：

1) 大軸重鐵路貨車軸承兩列保持架軸向、徑向運(yùn)動及接觸載荷差別不大，而保持架轉(zhuǎn)動角速度相差較大。

2) 隨轉(zhuǎn)速增大，大軸重鐵路貨車軸承保持架運(yùn)動及接觸載荷幅值明顯增大；徑向載荷對保持架動力學(xué)特性無明顯影響。