江志偉,王志偉,楚 明,莫繼良,趙 婧

(西南交通大學(xué) 機(jī)械工程學(xué)院摩擦研究所, 成都 610031)

0 引言

隨著國(guó)內(nèi)高速列車(chē)運(yùn)行速度進(jìn)一步的提高,列車(chē)的運(yùn)行安全面臨著更大的挑戰(zhàn)。軸箱軸承作為高速列車(chē)運(yùn)行件的核心部件之一,在高速和重載的服役環(huán)境下,各零部件之間摩擦熱問(wèn)題較為顯著。溫度升高引起的熱膨脹變形會(huì)對(duì)軸承承載特性、內(nèi)部接觸力學(xué)特性等產(chǎn)生顯著影響[1-5]。特別地,由于某種異常原因使得軸承熱量迅速增加時(shí),其工作溫度將繼續(xù)升高,進(jìn)而造成軸承失效,嚴(yán)重威脅車(chē)輛安全運(yùn)行。因此,亟需開(kāi)展考慮溫度的高速列車(chē)軸承熱力耦合分析,保證列車(chē)安全運(yùn)營(yíng)。

許多學(xué)者基于理論分析、數(shù)值仿真和實(shí)驗(yàn)手段圍繞軸承溫度開(kāi)展了大量研究。Palmgren[6]基于大量的實(shí)驗(yàn)研究分析,提出了摩擦功耗計(jì)算公式,該公式計(jì)算方法簡(jiǎn)單可靠,可用于計(jì)算軸承整體的摩擦功耗。Hrris[7]以軸承動(dòng)力學(xué)理論為基礎(chǔ),根據(jù)軸承各零部件間的受力關(guān)系,總結(jié)了一種局部計(jì)算軸承摩擦功耗的方法。Pouly等[8]利用熱網(wǎng)絡(luò)法研究了高速軸承功率損耗,發(fā)現(xiàn)與其他功率損耗相比,滾動(dòng)摩擦和阻力損失是兩個(gè)最主要的損耗來(lái)源。徐建寧等[9]基于傳熱學(xué)和摩擦學(xué)原理建立了滾動(dòng)軸承有限元模型,分析了熱平衡狀態(tài)下軸承的溫度和熱變形。Wang等[10]利用有限元方法建立了圓柱滾子軸承溫度場(chǎng)仿真模型,分析了不同潤(rùn)滑劑對(duì)軸承溫度的影響規(guī)律。湯武初等[11]利用有限元方法分析了健康與故障下軸承的溫度分布,并通過(guò)實(shí)驗(yàn)分析了影響軸承溫度的關(guān)鍵因素。Zhou等[12]基于光纖布拉格光柵的方法建立了軸承溫度實(shí)驗(yàn)臺(tái),分析了轉(zhuǎn)速和徑向載荷對(duì)軸承內(nèi)外圈溫升的影響規(guī)律。Wang等[13]利用SIMPACK建立了包含軸承的車(chē)輛動(dòng)力學(xué)模型,研究了軌道不平順引起的車(chē)輛振動(dòng)下軸承的熱特性以及關(guān)鍵因素對(duì)軸承工作溫度的影響。高朋等[14]建立了中介軸承瞬態(tài)熱傳遞模型,研究了環(huán)境溫度、潤(rùn)滑劑運(yùn)動(dòng)黏度和轉(zhuǎn)速對(duì)軸承摩擦熱和溫度的影響。Mitrovic等[15]建立了球軸承二維模型,分析溫度對(duì)熱膨脹、剛度的影響。郝旭等[16]基于ANSYS建立了二維軸承熱力耦合模型,研究了轉(zhuǎn)速、潤(rùn)滑油溫度與流速對(duì)軸承內(nèi)外圈位移和滾道應(yīng)力的影響特性。

綜上所述,目前國(guó)內(nèi)外對(duì)軸承的研究主要集中在軸承的摩擦功耗和溫度分析方面,關(guān)于軸承溫度如何影響接觸特性的研究較少,對(duì)高速列車(chē)軸箱軸承的熱力耦合分析的研究鮮見(jiàn)報(bào)道。實(shí)際服役過(guò)程中,高速列車(chē)軸箱軸承內(nèi)部摩擦、溫度與振動(dòng)三者間相互影響。然而,軸承內(nèi)部接觸狀態(tài)極其復(fù)雜,且難以準(zhǔn)確掌握,直接影響列車(chē)運(yùn)行安全。為此采用有限元方法建立了高速列車(chē)軸箱軸承熱力耦合模型,系統(tǒng)研究了軸箱軸承內(nèi)部的溫度分布規(guī)律以及溫度對(duì)軸承接觸特性的影響規(guī)律,并進(jìn)一步探究了復(fù)合載荷和轉(zhuǎn)速對(duì)軸承溫度和接觸特性的影響規(guī)律。

1 模型的建立

我國(guó)高速列車(chē)軸箱軸承通常采用雙列圓錐滾子軸承。綜合考慮計(jì)算效率、精度、結(jié)構(gòu)及載荷的對(duì)稱(chēng)性,模型可簡(jiǎn)化為單列圓錐滾子。簡(jiǎn)化前后的高速列車(chē)軸箱軸承三維模型如圖1所示。

1.1 高速列車(chē)軸箱軸承發(fā)熱模型和對(duì)流換熱模型

1) 軸承發(fā)熱模型。

目前,國(guó)內(nèi)外有關(guān)軸承熱量計(jì)算的模型主要有Palmgren發(fā)熱量模型、Harris發(fā)熱量模型、SKF發(fā)熱量模型和近似發(fā)熱量模型[17]。其中,Palmgren發(fā)熱量模型和近似發(fā)熱量模型可適用于高速列車(chē)軸箱軸承。但相比近似發(fā)熱量模型,Palmgren發(fā)熱量模型更接近實(shí)驗(yàn)效果,準(zhǔn)確性更高[17],因此研究中選擇Palmgren發(fā)熱量模型計(jì)算高速列車(chē)軸箱軸承發(fā)熱功率。

Palmgren發(fā)熱量模型包含2部分,分別為由外載荷和潤(rùn)滑劑粘性摩擦引起的摩擦力矩。Palmgren經(jīng)驗(yàn)公式可表示為[18]:

M=Mi+Mv

(1)

式中,Mi和Mv分別為外載荷和潤(rùn)滑劑粘性摩擦引起的摩擦力矩。

外載荷引起的摩擦力矩Mi為:

Mi=f1Fβdm

(2)

式中,f1為載荷系數(shù),且f1=z(Fs/Cs)y,z和y是與軸承結(jié)構(gòu)類(lèi)型相關(guān)的系數(shù),Fs為當(dāng)量靜載荷,Cs為基本額定靜載荷;dm為軸承節(jié)圓直徑;對(duì)于圓錐滾子軸承,Fβ=0.4Fr+0.4cosαFa,Fa為徑向載荷,Fr為軸向載荷,α為接觸角。

潤(rùn)滑劑粘性摩擦引起的摩擦力矩Mv為:

(3)

式中,v0為潤(rùn)滑劑的運(yùn)動(dòng)粘度;n為軸承轉(zhuǎn)速;f0為與軸承類(lèi)型、潤(rùn)滑方式有關(guān)的系數(shù)。

根據(jù)式(2)和式(3)計(jì)算的摩擦力矩得到的總發(fā)熱量為:

Ht=πn(Mi+Mv)/30

(4)

對(duì)于整個(gè)軸承,熱源連續(xù)通過(guò)接觸區(qū)域,因此,可根據(jù)接觸區(qū)域表面產(chǎn)生的熱量,然后平均計(jì)算其熱通量密度,計(jì)算公式為:

q=H/S

(5)

式中,H為發(fā)熱量;S為接觸面積。

對(duì)于圓錐滾子,S計(jì)算式為:

(6)

2) 軸承對(duì)流換熱模型。

目前,軸承對(duì)流換熱模型主要為Harris對(duì)流換熱模型。Harris對(duì)流換熱模型給出的傳統(tǒng)軸承內(nèi)腔與潤(rùn)滑劑間的換熱系數(shù)為[19]:

(7)

式中,k為導(dǎo)熱系數(shù);Pr為普朗克常數(shù);u為潤(rùn)滑油相對(duì)熱交換表面的流速;v為潤(rùn)滑油的粘度;x為特征長(zhǎng)度。對(duì)于內(nèi)滾道,u取內(nèi)圈速度,x取內(nèi)滾道直徑;對(duì)于外滾道,u取保持架速度,x取軸承節(jié)圓直徑。

軸承座外表面與空氣對(duì)流換熱系數(shù)為[19]:

(8)

式中,Ta為軸承座外表面環(huán)境溫度;Dh為軸承座外表面直徑;ka為空氣導(dǎo)熱系數(shù)。

Re計(jì)算式為:

(9)

式中,v為氣流速度;υa為空氣運(yùn)動(dòng)粘度。

1.2 高速列車(chē)軸箱軸承穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)模型

為研究高速列車(chē)軸箱軸承實(shí)際工作中內(nèi)部的溫度分布情況,建立了軸箱軸承穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)有限元模型。主要幾何參數(shù)和材料參數(shù)分別如表1和表2所示。

表1 高速列車(chē)軸箱軸承主要幾何參數(shù)

表2 高速列車(chē)軸箱軸承各零件材料參數(shù)

1) 網(wǎng)格劃分。

有限元模型網(wǎng)格的數(shù)量和質(zhì)量直接影響仿真結(jié)果的精度,網(wǎng)格數(shù)量過(guò)多會(huì)增加CPU的計(jì)算時(shí)間,并對(duì)計(jì)算機(jī)的內(nèi)存提出更高的要求。綜合考慮圓錐滾子軸承有限元模型的特點(diǎn)與計(jì)算機(jī)的配置,對(duì)內(nèi)外圈采用Hex dominant method進(jìn)行劃分,全局網(wǎng)格尺寸定義為1.2 mm;滾子采用MultiZone劃分網(wǎng)格,全局網(wǎng)格尺寸定義為1.0 mm。各零部件網(wǎng)格劃分完成后如圖2所示,最終軸承有限元模型共896 752個(gè)網(wǎng)格單元和942 815個(gè)網(wǎng)格節(jié)點(diǎn)。

圖2 高速列車(chē)軸箱軸承溫度場(chǎng)有限元網(wǎng)格模型示意圖

2) 接觸設(shè)置。

在軸承溫度場(chǎng)分析過(guò)程中需要定義合適的接觸方式,否則難以準(zhǔn)確反映內(nèi)部溫度特性。根據(jù)軸承實(shí)際工作情況,需要設(shè)置2組接觸對(duì),分別為滾子表面與外圈滾道、內(nèi)圈滾道接觸對(duì)。在滾子-外圈接觸對(duì)中,選取外圈滾道為目標(biāo)面,滾子圓錐面為接觸面;在滾子-內(nèi)圈接觸對(duì)中,選取內(nèi)圈滾道為目標(biāo)面,滾子圓錐面為接觸面。接觸類(lèi)型均為不分離接觸,接觸算法選用增強(qiáng)的拉格朗日算法。

3) 邊界條件和熱載荷設(shè)置。

在ANSYS軟件溫度場(chǎng)分析模塊中,熱載荷類(lèi)型主要為heat flow(熱流量)、perfectly insulated(完全絕熱)、heat flux(熱通量)和internal heat generation(內(nèi)部生成熱)。由于軸承各零部件的材料物理性能是類(lèi)似的,因此摩擦熱在接觸區(qū)域上可按1∶1分布[20-21],內(nèi)外圈各占總熱量的1/4,滾子占總熱量的1/2。軸承工作時(shí),內(nèi)圈和滾子會(huì)周期性旋轉(zhuǎn),故假設(shè)內(nèi)外圈和滾子的總熱量是均勻分布在接觸面上的。根據(jù)式(1)—式(4)計(jì)算出軸承總發(fā)熱量,再根據(jù)式(6)計(jì)算出接觸區(qū)域面積,最終可得到施加在滾子和內(nèi)外圈接觸面的熱通量密度[20,22]。此外,軸承內(nèi)外圈、滾子與潤(rùn)滑劑或空氣的熱對(duì)流系數(shù)由Harris換熱公式確定,系數(shù)計(jì)算結(jié)果如表3所示。

表3 系數(shù)計(jì)算結(jié)果

1.3 高速列車(chē)軸箱軸承靜力學(xué)有限元模型

為進(jìn)一步研究軸承內(nèi)部溫度對(duì)接觸特性的影響,建立了高速列車(chē)軸箱軸承三維靜力學(xué)模型。其中,零部件材料、網(wǎng)格劃分與穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)模型保持一致,僅改變接觸設(shè)置、邊界條件和載荷設(shè)置。

在靜力學(xué)有限元模型中,內(nèi)外圈滾道與滾子的接觸類(lèi)型為摩擦接觸,摩擦因數(shù)為0.01[23],接觸算法設(shè)置為增強(qiáng)的拉格朗日算法。此外,軸承外圈外表面完全固定,約束其6個(gè)自由度;對(duì)內(nèi)圈的端面進(jìn)行軸向約束,限制端面的移動(dòng);建立全局柱坐標(biāo)系,模擬保持架約束所有滾子的轉(zhuǎn)動(dòng);軸承內(nèi)圈內(nèi)表面施加22.5 kN的軸承力,詳細(xì)設(shè)置如圖3所示。

圖3 軸箱軸承靜力學(xué)模型邊界與載荷設(shè)置示意圖

2 模型驗(yàn)證

2.1 軸承穩(wěn)態(tài)溫度場(chǎng)模型實(shí)驗(yàn)

為驗(yàn)證軸承溫度場(chǎng)模型的準(zhǔn)確性,開(kāi)展了高速列車(chē)線路實(shí)驗(yàn),軸承溫度傳感器布置如圖4所示。列車(chē)穩(wěn)定運(yùn)行速度為300 km/h,列車(chē)從0加速到300 km/h大概耗時(shí)20 min,軸箱軸承轉(zhuǎn)速為1 730.8 r/min,雙列圓錐滾子軸承徑向載荷和軸向載荷分別為45 kN和10 kN左右[24]。通過(guò)溫度傳感器采集軸箱軸承溫度,結(jié)果如圖5所示。由此可知,軸承溫度從35.06 ℃逐漸上升,20 min時(shí),軸承轉(zhuǎn)速已經(jīng)達(dá)到穩(wěn)定,但是溫度還在持續(xù)上升;60 min附近時(shí)溫度達(dá)到72 ℃,隨后溫度開(kāi)始趨于平穩(wěn),始終在70～80 ℃之間波動(dòng)。

圖4 高速列車(chē)線路實(shí)驗(yàn)場(chǎng)景圖

圖5 軸箱軸承溫度變化曲線

為了進(jìn)行模型對(duì)比驗(yàn)證,開(kāi)展仿真分析。為保持高速列車(chē)運(yùn)行速度一致(300 km/h),軸箱軸承轉(zhuǎn)速為1 730.8 r/min,單列軸承徑向載荷為22.5 kN,軸向載荷為10 kN。軸承有限元模型溫度場(chǎng)分布情況計(jì)算結(jié)果如圖6所示。可以看出,內(nèi)外圈滾道與滾子表面接觸區(qū)域溫度較高,這是因?yàn)闈L子與滾道摩擦生熱,且與外部的散熱較少。另外,軸承外圈、內(nèi)圈和滾子最高溫度分別為73.896、74.205、2.171 ℃,相差不大,且與高速列車(chē)線路實(shí)驗(yàn)結(jié)果基本一致,驗(yàn)證了模型的準(zhǔn)確性。因此,軸承溫度場(chǎng)模型是有效可靠的,可用于研究軸箱軸承的溫度場(chǎng)分布以及熱特性。

圖6 高速列車(chē)軸箱軸承溫度云圖

2.2 軸承靜力學(xué)有限元模型理論驗(yàn)證

另一方面,為驗(yàn)證軸箱軸承三維靜力學(xué)有限元模型,通過(guò)赫茲接觸理論計(jì)算內(nèi)外圈和滾子最大接觸應(yīng)力理論值,并與有限元結(jié)果進(jìn)行對(duì)比分析。基于赫茲理論,軸承內(nèi)部最大接觸應(yīng)力為[25]:

(10)

(11)

式中,φ和β分別為滾子半錐角和內(nèi)圈滾道接觸角;Db和Di分別為滾子中部直徑和內(nèi)圈滾道中點(diǎn)處直徑。對(duì)于圓錐滾子軸承,外載荷F為:

(12)

式中,Z為滾子個(gè)數(shù);Q為軸承徑向載荷;α為內(nèi)圈滾道接觸角[26]。

根據(jù)式(10)—式(12)可計(jì)算不同徑向載荷下內(nèi)圈滾道與滾子間接觸應(yīng)力,再對(duì)比軸承靜力學(xué)有限元模型求解的接觸應(yīng)力,結(jié)果如表4所示。

表4 靜力學(xué)模型和赫茲理論法內(nèi)圈與滾子接觸區(qū)域應(yīng)力對(duì)比

由表4可知,當(dāng)軸箱軸承徑向載荷在20～25 kN 時(shí),靜力學(xué)有限元模型與赫茲理論公式求解得到的最大接觸應(yīng)力誤差均小于4%,有限元模型結(jié)果與赫茲理論結(jié)果基本吻合。因此,高速列車(chē)軸箱軸承三維靜力學(xué)有限元模型是有效可靠的,可用于研究軸箱軸承內(nèi)部不同部件間的接觸特性。

3 溫度對(duì)軸承內(nèi)部接觸特性的影響

為研究溫度對(duì)接觸特性的影響,在軸承靜力學(xué)模型的基礎(chǔ)上,將軸承溫度場(chǎng)模型求解的溫度作為靜力學(xué)模型中的載荷邊界,構(gòu)建了考慮溫度的高速列車(chē)軸箱軸承熱力耦合模型,具體流程如圖7所示。

圖7 熱力耦合分析方法流程框圖

圖8和圖9分別表示不考慮溫度和考慮溫度情況下,軸承熱力耦合模型的等效應(yīng)力分布結(jié)果。其中,軸承內(nèi)圈軸向載荷和徑向載荷分別為10 kN和22.5 kN。

圖8 不考慮溫度下軸承等效應(yīng)力分布云圖

圖9 考慮溫度下軸承等效應(yīng)力分布云圖

從圖8可以看出,軸承內(nèi)圈、外圈和滾子最大等效應(yīng)力分別為146.21、79.072、465.49 MPa,并且軸承內(nèi)外圈滾道只有局部區(qū)域以及少數(shù)幾個(gè)滾子出現(xiàn)應(yīng)力分布,根據(jù)是否有應(yīng)力可將其劃分為承載區(qū)和非承載區(qū)。這是因?yàn)殡m然軸承內(nèi)圈同時(shí)受到軸向載荷和Y軸正向徑向載荷,但是徑向軸荷大于軸向載荷,徑向載荷起主導(dǎo)作用,軸承內(nèi)圈最終沿著Y軸正方向移動(dòng)并擠壓滾子,滾子進(jìn)而擠壓外圈。因此,在Y軸正方向上,內(nèi)外圈滾道與滾子接觸產(chǎn)生應(yīng)力,該區(qū)域?yàn)槌休d區(qū);在Y軸負(fù)方向上,滾子與內(nèi)外圈實(shí)際是沒(méi)有接觸的,故而該區(qū)域?yàn)榉浅休d區(qū)。

從圖9可以看出,在考慮軸承滾子由于自轉(zhuǎn)與內(nèi)外圈發(fā)生摩擦生熱的情況下,軸承內(nèi)圈、外圈和滾子最大等效應(yīng)力分別為364.12、465.94、1 450.1 MPa,相較于不考慮軸承內(nèi)部摩擦生熱和溫升,軸承內(nèi)圈、外圈和滾子最大等效應(yīng)力分別增加149.04%、489.26%和211.73%。這是因?yàn)檩S承內(nèi)部發(fā)生摩擦生熱后溫度上升,內(nèi)外圈與滾子在溫升的作用下發(fā)生熱膨脹,體積增大互相擠壓進(jìn)而導(dǎo)致接觸區(qū)域應(yīng)力顯著增大。此外,在不考慮軸承溫升情況下,內(nèi)外圈與滾子接觸區(qū)域分為承載區(qū)和非承載區(qū)。在非承載區(qū),滾子與內(nèi)外圈存在間隙,但是在考慮軸承溫升后,由于內(nèi)外圈與滾子發(fā)生膨脹,體積增大導(dǎo)致間隙被消除,內(nèi)外圈與滾子接觸并擠壓產(chǎn)生應(yīng)力,使得所有滾子均存在不同程度的承載。

圖8(d)和圖9(d)分別為不考慮溫度和考慮溫度下的滾子與滾道接觸區(qū)域應(yīng)力分布圖?？梢钥闯?應(yīng)力主要分布在滾子角度-3.2°～3.2°之間,呈現(xiàn)對(duì)稱(chēng)分布。由于“邊界效應(yīng)”的影響,等效應(yīng)力在滾子母線方向上呈現(xiàn)“兩端大、中間小”的特點(diǎn)[27]。不考慮溫度情況下,滾子兩端等效應(yīng)力約為465 MPa,比中間等效應(yīng)力(約為255 MPa)大了約82.35%;考慮溫度情況下,滾子兩端等效應(yīng)力約為1 450 MPa,比中間等效應(yīng)力(約為1 375 MPa)大了約5.45%。對(duì)比發(fā)現(xiàn),不論是否考慮溫度,滾子應(yīng)力都會(huì)出現(xiàn)“邊界效應(yīng)”,但是在考慮溫度影響下,“邊界效應(yīng)”的影響程度更小了。這是因?yàn)榭紤]溫度后熱膨脹效應(yīng)使得滾子與滾道間的接觸狀態(tài)發(fā)生改變,內(nèi)部相互擠壓,接觸區(qū)域應(yīng)力顯著增大,使得由幾何因素產(chǎn)生的“邊界效應(yīng)”對(duì)應(yīng)力的影響顯著減小。

4 載荷和轉(zhuǎn)速對(duì)軸承溫度和接觸特性的影響

為進(jìn)一步研究軸承徑向載荷、軸向載荷以及轉(zhuǎn)速對(duì)軸承溫度和內(nèi)部接觸特性的影響,基于熱力耦合模型,選取了徑向載荷和軸向載荷復(fù)合組成的25種工況以及6種不同速度工況進(jìn)行仿真分析。其中,25種不同載荷工況由5種徑向載荷(20、21.25、22.5、23.75、25 kN)和5種軸向載荷(5、7.5、10、12.5、15 kN)復(fù)合組成,不同載荷工況下高速列車(chē)速度均為300 km/h;高速列車(chē)6種不同速度分別為100、150、200、250、300、350 km/h,不同速度工況下軸承徑向載荷和軸向載荷分別為22.5 kN和10 kN。

4.1 載荷對(duì)軸承溫度和接觸特性的影響

環(huán)境溫度22 ℃,高速列車(chē)速度300 km/h,熱平衡狀態(tài)下復(fù)合載荷對(duì)軸承內(nèi)外圈和滾子的溫度、等效應(yīng)力的影響分別如圖10和圖11所示?？梢钥闯?當(dāng)軸向載荷為15 kN時(shí),隨著徑向載荷從20 kN逐漸增大到25 kN,軸承內(nèi)圈、外圈和滾子最高溫度分別從78.22、77.81、76.03 ℃增加到86.24、85.86、83.73 ℃,增幅分別為10.25%、10.35%和10.13%;軸承內(nèi)圈、外圈和滾子最大等效應(yīng)力分別從373.98、494.99、1 560.9 MPa增加到516.84、572.96、1 826.70 MPa,增幅分別為38.20%、15.76%和17.03%。

圖10 不同復(fù)合載荷下軸承內(nèi)外圈和滾子最高溫度

圖11 不同復(fù)合載荷下軸承內(nèi)外圈和滾子最大等效應(yīng)力

當(dāng)軸承徑向載荷為25 kN時(shí),隨著軸向載荷從5 kN逐漸增大到15 kN,軸承內(nèi)圈、外圈和滾子最高溫度分別從70.19、69.84、68.31 ℃增加到86.24、85.86、83.73 ℃,增幅分別為22.86%、22.94%和22.57%;軸承內(nèi)圈、外圈和滾子最大等效應(yīng)力分別從353.91、422.32、1 341.00 MPa增加到516.84、572.96、1 826.70 MPa,增幅分別為46.04%、35.67%和36.22%。

通過(guò)分析不同載荷下軸承溫度和應(yīng)力的變化,發(fā)現(xiàn)當(dāng)軸承軸向載荷或徑向載荷增大時(shí),相較于溫度的增幅,最大等效應(yīng)力的增幅更加顯著。這是因?yàn)閼?yīng)力一部分是由載荷作用在內(nèi)圈上直接產(chǎn)生的,另一部分是溫升導(dǎo)致熱膨脹變形使得軸承內(nèi)部擠壓產(chǎn)生的。

4.2 轉(zhuǎn)速對(duì)軸承溫度和接觸特性的影響

環(huán)境溫度22 ℃,軸箱軸承徑向載荷和軸向載荷分別為22.5 kN和10 kN,熱平衡狀態(tài)下轉(zhuǎn)速對(duì)軸承內(nèi)外圈和滾子溫度、等效應(yīng)力的影響分別如圖12和圖13所示。

圖12 不同轉(zhuǎn)速下軸承內(nèi)外圈和滾子最高溫度

圖13 不同轉(zhuǎn)速下軸承內(nèi)外圈和滾子最大等效應(yīng)力

可以看出,隨著高速列車(chē)速度從100 km/h逐漸增加到350 km/h,軸承內(nèi)圈、外圈和滾子最高溫度分別從39.41、39.28、38.73 ℃增大到82.94、82.49、80.56 ℃,增幅分別為110.44%、109.99%和107.99%;軸承內(nèi)圈、外圈和滾子最大等效應(yīng)力分別從172.91、211.8、744.84 MPa增大到485.52、537.19、1 725.50 MPa,增幅分別為180.71%、153.63%和131.66%。

5 結(jié)論

采用有限元方法建立了高速列車(chē)軸箱軸承熱力耦合模型,模型考慮了潤(rùn)滑劑對(duì)軸承內(nèi)部摩擦產(chǎn)熱和散熱的影響。通過(guò)線路實(shí)驗(yàn)與理論結(jié)果進(jìn)行了驗(yàn)證。系統(tǒng)研究了軸箱軸承內(nèi)部的溫度分布規(guī)律以及溫度對(duì)軸承接觸特性的影響規(guī)律,進(jìn)一步探究了復(fù)合載荷和轉(zhuǎn)速對(duì)軸承溫度和接觸特性的影響規(guī)律。主要結(jié)論如下:

1) 溫度對(duì)軸承特性影響顯著,考慮溫度情況下軸承內(nèi)圈、外圈和滾子等效應(yīng)力分別為364.12、465.94、1 450.10 MPa,與不考慮溫度相比分別增加了149.04%、489.26%和211.73%。

2) 載荷對(duì)軸承溫度和應(yīng)力有顯著影響,載荷增大會(huì)導(dǎo)致軸承溫度上升和應(yīng)力增大,且應(yīng)力增幅更大。當(dāng)軸向載荷為10 kN,徑向載荷為25 kN時(shí),相比于徑向載荷為20 kN時(shí),軸承內(nèi)圈、外圈和滾子最高溫度分別增加了11.44%、11.42%和11.29%,最大等效應(yīng)力分別增加了49.33%、19.55%和20.26%。

3) 轉(zhuǎn)速對(duì)軸承溫度和應(yīng)力有顯著影響,轉(zhuǎn)速增加會(huì)導(dǎo)致軸承溫度上升和應(yīng)力增大。與100 km/h相比,列車(chē)以350 km/h運(yùn)行時(shí)的軸承內(nèi)圈、外圈和滾子最高溫度分別增加了110.44%、109.99%和107.99%,最大等效應(yīng)力分別增加了180.71%、153.63%和131.66%。

由于計(jì)算機(jī)仿真算力的局限性,建立的是穩(wěn)態(tài)條件下的軸承熱力耦合模型,在后期研究中可進(jìn)一步考慮真實(shí)工況下軸承的高速轉(zhuǎn)動(dòng)及溫度的動(dòng)態(tài)變化,實(shí)現(xiàn)振動(dòng)與溫度的耦合,以更加真實(shí)地反映軸承實(shí)際服役情況。